/
Текст
Ф. РУДЕНКО, М. П. АЛЕКСАНДРОВ, А. Г. ЛЫСЯКОВ
КУРСОВОЕ
ПРОЕКТИРОВАНИЕ
ГРУЗОПОДЪЕМНЫХ
МАШИН
Допущено Министерством высшего и среднего
специального образования СССР в качестве
учебного пособия для машиностроительных
й полшпехкических вузов
млшгиз
ГОСУДАРСТВЕННОЕ НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКОЕ ИЗДАТЕЛЬСТВО
МАШИНОСТРОИТЕЛЬНОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
Москва 1963
УДК 621,870. 001. 12(075. 8)
В книге изложены основы проектирования грузоподъемных
машин и даны примеры расчета мостового электрического
крана, стационарного поворотного крана и электрической тали
(тельфера). Книга содержит методические указания по выпол-
нению проекта, дает теоретические основы расчета и конструи-
рования грузоподъемных машин, описание практических при-
емов расчета всех основных узлов машины с использованием
действующих стандартов, унифицированных и нормализо-
ванных узлов и деталей. Приведен соответствующий справоч-
ный материал, эскизы, таблицы, ГОСТы и пр.
Книга предназначена в качестве учебного пособия для сту-
дентов вузов по специальности «Подъемно-транспортные ма-
шины и оборудование» и может быть полезна также инже-
нерно-техническим работникам, занимающимся проектирова-
нием грузоподъемных машин.
Рецензенты: Харьковский политехнический институт;
Уральский политехнический институт
Чл.-корр. АН БССР д-р. техн, наук, проф. В. Н. Трейер
Редакция литературы по энергетическому, металлургическому, строительному
дорожному и подъемно-транспортному машиностроению
Зав. редакцией Н. М. ЗЮЗИН
ПРЕДИСЛОВИЕ
Программа КПСС предусматривает дальнейшую широкую механиза-
цию производственных процессов во всех отраслях народного хозяйства,
как одно из основных условии повышения производительности труда.
Внедрение комплексной механизации исключит тяжелый ручной труд.
Грузоподъемные машины являются существенной составной частью
почти каждого производства и играют большую роль при механизации
погрузочно-разгрузочных работ. Изучение основ проектирования грузо-
подъемных машин - одно из непременных условий их развития и совер-
шенствования.
Курсовое проектирование грузоподъемных машин обязательно для
студентов специальности «Подъемно-транспортные машины и оборудование»
машиностроительных и политехнических вузов. Оно является базой для
дальнейшего развития у них конструкторских навыков. Курсовым проектом
заканчивается общеинженерная подготовка студента по проектированию;
на основе ее выполняются курсовые проекты по специальности, а затем
и дипломный проект.
В то же время проект по грузоподъемным машинам является для сту-
дента первой самостоятельной разработкой машины в целом, с взаимосвя-
занными механизмами и металлоконструкциями. При работе над курсовым
проектом грузоподъемной машины у студента возникает много вопросов,
например, выбор схемы и основных параметров механизмов и металлокон-
струкций, конструкции отдельных узлов, компоновка узлов и механизмов,
методика и последовательность расчета, определение конструктивных раз-
меров деталей с учетом условий их работы и т. п. Сведения по этим вопросам
обычно разбросаны по различным литературным источникам, вследствие
чего выполнение проекта студентами, обладающими недостаточным опытом
проектирования, затягивается.
Настоящее учебное пособие, не подменяя собой специальную литературу
по грузоподъемным машинам, имеет целью дать студентам необходимые
методические указания, рекомендации и нормативные данные для выполне-
ния ими курсового проекта. Для облегчения пользования материалом книга
снабжена примерами расчета, а также выдержками из ряда нормалей
и ГОСТов на основные элементы грузоподъемных машин.
Из-за ограниченного объема в книге не приведена методика расчета
всех узлов и элементов грузоподъемных машин. Поэтому при расчете и кон-
струировании тормозных устройств рекомендуется пользоваться книгой
Александрова М. П. «Тормоза подъемно-транспортных машин», Машгиз,
1*
4
Предисловие
1958. При расчете зубчатых передач и подшипников качения с учетом спе-
цифики их работы в грузоподъемных машинах следует пользоваться кни-
гами: Кистьян Я. Г. «Методика расчета зубчатых зацеплений на прочность»,
Машгиз, 1954; Бейзельман Р. Д, и Цыпкин Б. В. «Подшипники качения.
Справочник», Машгиз, 1959. При конструировании приборов безопасности —
ограничителей грузоподъемности, противоугонных устройств и т. д. следует
пользоваться книгой Ушакова П. Н. и Лысякова А. Г. «Техника безопасности
при устройстве и эксплуатации грузоподъемных кранов», Машгиз, 1962.
Все расчеты в книге даны в предположении абсолютной твердости
и жесткости звеньев, образующих механизмы грузоподъемных машин.
Динамические явления от упругости механической системы не учитывались.
Ввиду того, что книга готовилась к изданию в 1962 г., в тексте исполь-
зуются единицы измерения согласно ГОСТов, действовавших до 1963 г.
С 1 января 1963 г/вводится Международная система единиц согласно ГОСТ
9867-61. При необходимости перевода употребляемых в тексте размерно-
стей в единицы Международной системы следует пользоваться указанным
ГОСТом. Для облегчения этого в книге приводятся сноски, дающие перевод
впервые встречающихся в тексте единиц измерения в единицы Международ-
ной системы.
ГЛАВА I
МЕТОДИЧЕСКИЕ УКАЗАНИЯ
§ 1. НАЗНАЧЕНИЕ И ОБЪЕЛ! ПРОЕКТА
Курсовое проектирование грузоподъемных машин имеет целью развитие
технической мысли студента и приобретение им навыков:
в определении размеров и конструктивных форм деталей, исходя из усло-
вий прочности, износа, концентрации напряжений и влияния технологи-
ческих факторов;
в методике конструирования целой машины со всеми этапами, начиная
с оценки задания и кончая графическим оформлением проекта;
по компоновке и монтажной увязке отдельных узлов и деталей машины
с учетом возможностей ее сборки, перевозки и ремонта;
в увязке конструктивных форм деталей с требованиями технологии
изготовления, назначаемым материалом, классами точности и системой
допусков, посадок, зазоров и натягов, принятых при проектировании;
в увязке разнородных требований и факторов при выборе электро-
оборудования и принципов управления машиной и при учете требований
техники безопасности;
критической оценки выполненного проекта при сопоставлении его
с существующими конструкциями.
Работая над проектом, студент встречается с рядом задач, ответ на кото-
рые он не всегда может найти в пособиях и руководствах. В этом случае
консультант развивает мысль студента и дает ему указания, которые помо-
гают найти лучшее решение с наименьшей затратой времени и труда.
Любое проектирование должно быть основано прежде всего на макси-
мальном использовании существующих конструкций, их техническом ана-
лизе, улучшении и усовершенствовании. Изобретательство должно быть лишь
последующим этапом проектирования. Поэтому в проекте должны макси-
мально использоваться нормализованные и стандартизованные детали и изде-
лия массового производства; однако они должны быть проверены, и всякое
улучшение их на основе технического анализа и составит ту или иную
ценность проектируемого сооружения.
Получив задание, студент должен обдумать его, изучить существующие
конструкции, разработать схему механизмов, обсудить все неясные и затруд-
нительные места проекта и только после этого придать отдельным частям
машины законченную форму. Если же начать проектирование с окончатель-
ного оформления отдельных узлов, то этот путь редко приводит к хоро-
шим результатам, и таким сооружениям нехватает цельности.
Конструктор не должен удовлетворяться тем, что его конструкция
пригодна и работает; он должен решить задачу с наименьшей затратой мате-
риалов и средств на создание машины, обеспечить ее высокую производи-
тельность, возможно малый вес и удобство управления. Для этого необхо-
димо, чтобы материал был использован в конструкции наиболее целесооб-
6
Методические указания
разно, а передача внешних сил в различных частях сооружения была бы
возможно простой и короткой.
В многообразных вопросах, которые приходится решать студенту
при проектировании, должна быть проявлена его инициатива.
Для студента, не имеющего практического опыта и незнакомого с кон-
струкциями, часто повторяемая консультантом фраза «на основании данных
практики» или «из конструктивных соображений» звучит как неосознанная
логически директива и воспринимается как непреложный, но вместе с тем
внутренне для него ничем не обоснованный закон. Консультант должен как
можно больше конкретизировать для студента обстановку получения
практических данных и помочь осознать их логический смысл.
В конструкции грузоподъемных машин, как и в другие машины, непре-
рывно вносятся изменения и усовершенствования. Весьма важно знакомить
студентов при консультациях с последними достижениями техники. Как
показывает опыт, это не только важно для студентов само по себе, но и под-
нимает их интерес и любовь к проектированию.
Ввиду того, что технические формулы покоятся на известных допущениях,
для конструктора весьма важно определить пределы точности производи-
мых им вычислений. Поэтому во многих случаях приходится раньше разра-
ботать конструкцию детали или узла, а затем уже выполнить поверочный
расчет.
При проектировании приходится согласовывать различные, иногда
противоречивые требования, и довольно часто для достижения наилучшего
решения необходимо выполнять несколько вариантов, решая задачи методом
повторных приближений.
Чрезвычайно важно при проектировании не превышать без надобности
степень точности изготовления. Следует достигать цели с наименьшими
требованиями в этом направлении, однако без ущерба для доброкачествен-
ности • конструкции. С возрастанием точности изготовления очень быстро
растет стоимость изготовления.
Кроме того, при проектировании грузоподъемных машин следует пре-
дусматривать обеспечение легкого монтажа и демонтажа отдельных частей
машины и удобство перевозки сооружения в разобранном виде.
Особое внимание должно быть также обращено на борьбу со всякими
излишествами в расходовании материалов и на меры по облегчению веса
конструкции. Технологичность изделия и вопросы экономики должны быть
все время в поле зрения проектирующего.
Грузоподъемные машины являются классическими объектами для
курсового учебного проектирования при формировании будущих инженеров-
механиков любых специальностей, так как включают: 1) различные меха-
низмы; 2) привод; 3) металлоконструкцию. На примере грузоподъемных
машин наиболее четко и ясно могут быть рассмотрены динамические явле-
ния неустановившихся процессов движения. В этих машинах необходимо
учитывать требования техники безопасности, удобства управления, перевозки
и т. д. Вряд ли можно выбрать другие машины, которые охватывали бы
такой полный комплекс знаний, который нужен инженеру для создания
современных конструкций грузоподъемных машин.
К типовым объектам проектирования по курсу грузоподъемных машин
относятся:
1) кран-балка с электрической талью;
2) мостовые краны;
3) консольные краны;
4) велосипедные краны;
5) стационарные поворотные краны с постоянным и переменным выле-
том ;
§ 2. Типовые задании на курсовой проект грузоподъемных машин
7
6) электрические тали с элементами монорельсовых путей;
7) монорельсовые тележки.
Как правило все машины проектируются с электроприводом, но отдель-
ные механизмы могут быть даны и с ручным приводом. Помимо указанных
машин могут быть приняты к разработке и передвижные поворотные краны,
башенные краны, краны на автомобилях, автопогрузчики, лифты и специаль-
ные подъемники, а также и другие грузоподъемные машины, соответствую-
щие различным специальностям вуза.
Предусматривается следующий объем графической и расчетной части
проекта.
Графическая часть. Пять листов формата 24—594 x841 мм. Разработке
на четырех листах подлежат четыре важнейших узла машины; на пятом листе
дается общий вид машины.
В число разрабатываемых узлов входят: основные механизмы, металло-
конструкции, редукторы, тормоза, барабаны, крюковые подвески, ходовые
части и т. д.
Расчетная часть. 1. Выбор схемы крана и всех исполнительных меха-
низмов.
2. Решение основных принципиальных вопросов, как например, выбор
тягового органа, схемы полиспаста, типа передач или редукторов, тормоза,
металлоконструкций, ходовой части и т. д.
3. Расчет тягового органа, определение диаметров и расчет блоков,
звездочек и барабанов.
4. Выбор крюка по стандартам, расчет траверсы и других деталей под-
весного органа. При наличии специального грузозахватного приспособле-
ния — кинематический и прочностной расчет. При применении крюков,
отличающихся от стандартных, — проведение проверки напряжений в нем
(желательно графическим способом).
5. Определение передаточных отношений, выбор и расчет передач
и редукторов.
Примечание. Если к какому-либо из механизмов подходят стандартные редук-
торы, серийно выпускаемые отечественными краностроительными заводами, то поверочного
расчета не требуется. В остальных случаях необходим полный расчет передач, валон
и подшипников.
6. Для монорельсовых путей — расчет подвески и определение напря-
жения и прогиба несущих балок.
7. Определение статической мощности электродвигателей всех меха-
низмов крана. Проверка крутящих моментов в периоды неустановившихся
движений и определение тормозного момента.
8. Статический и тепловой расчет тормозов с выбором приборов управ-
ления (электромагнитов и толкателей).
9. Расчет опорных и ходовых частей крана (колонны, фундамента,
ходовых колес).
10. Расчет металлоконструкции: определение нагрузок и полный
графоаналитический расчет с подбором сечения элементов и определения
напряжений в них.
И. Определение устойчивости крана и размеров противовеса (обяза-
тельно для передвижных кранов).
§ 2. ТИПОВЫЕ ЗАДАНИЯ НА КУРСОВОЙ ПРОЕКТ
ГРУЗОПОДЪЕМНЫХ МАШИН
Ниже приведены примеры нескольких типовых заданий на проектиро-
вание основных типов грузоподъемных машин.
СО
Институт,-- Кафедра
Задание М 1
на курсовой проект грузоподъемной машины
Ст уде н т у Групп а Ф а к у л ь т ет
Спроектировать подвесную кран-балку с элсктрсталью (тельфером)
по варианту _____________
Основные данные Ваг иантьт
1 9 — 3 4 5 6 7 8
Грузоподъемность в 7* - . 1 1,5 2 2 3 3 а . 5
Пролет в л£т 15 I 15 1 15 1 12 1 i 10 12 10
подъема груза Скорость передвижения 12 J0 7,5 12 8 12 7,5 8
в м/мип балки . * передвижения 50 75 30 •10 so 75 50 75
электроталн 30 15 15 2’3 15 30 30 30
Высота подъема груза в ,и Относительная продолжи- тельность включения 8 10 8 Ю 10 8 10 6
пв% 25 15 _ 25 40 25 4Л 25 40
Разработать:
1, Общий вид — I лист.
2, Механизм подъема 1—2 листа-
3. Механизм передвижения электроталн — 1 лист,
4. Механизм передвижения кран-балки — 1 лист.
Литература- См. ип. 1, 2, 5, О, 7 перечня литературы на стр. 18.
Дита выдачи Руководитель проекта :____ ..
И н сти т у т К а фе д р а
Задание № 2
на курсовой проект грузоподъемной машины
Сту де в ту Группа факультет,______________
Спроектировать кран-балку с электроталью (тельфером) по варианту
ЛЛМЛОТ! 1 .♦» пямимп Варианты
1 2 3 4 а 5 6 7 8
Грузоподъсмностъ В Т • 1 L5 2 2 3 3 5 .5
Пролет в Л1 15 15 15 12 12 10 12 1и
Скорость поди-Mil груза норе тип жен ня 12 10 7,5 12 8 12 7,5 8
В ЛГ/Л£ПК балки • * , к г-едьпжс ни я 50 75 30 50 50 75 50 75
электротали 30 15 115 20 15 30 30 30
Высота нс Относите;: тельное дтлма грулч в м впал продолжи- сь включения 8 10 8 10 10 8 10 6
пв% « ► Л 4 1 V # > 25 15 25 40 25 40 25 40
Л1 emodi 1 ческие указания
Разработать:
L Общий вид — 1 лист,
2. Механизм подъема 1—2 листа.
3, Механизм передвижения электретали — 1 лист,
4. Механизм передвижения кран-балки — 1 лист. .
5. Металлоконструкцию балки — 1 лист.
Л и т е р а т у р а - См. пн. 1, 2, 5, 6> 7 перечня литературы на стр, 18.
Да т а в i д д а ч 11 Ру к о во ди те; i ь проекта
* Т (или /кс) — тонна-сила, 1 Г = 9.80665-10s н (ньютон) н Международной системе единиц.
Институт,_____________ Кафедра
Задание 3
«а курсовой проект грузоподъемной машины
(/гуде нту Г р у гт п а Фа к у л ьтет
Спроектировать настенный консольный кран но парна и ] у
Основные данные Варианты
1 2 3 4 5 6 7 8
Грузоподъемность в Т . , I 2 3 3 о 5 ' ' - > 10
Скорость В М/МНН подъема груза передвижения 14 12 10 12 8 10 8 6
крана * • . передан жени я 60 80 40 60 60 80 40 60
тел е ж к к . • • 24 16 12 16 12 18 10 12
Высота подъема груза в .« 8 6 6 8 8 10 8 6
Вылет в л< 5 4 4,5 5,5 5 4 4 5
Относительная продол-
житель кость включе- ния ПВ°4 40 10 25 40 25 40 25 1U
Разработать:
1. Общий вид— I лист,
2. Механизм подъема 1—2 листа.
3. Механизм передвижения крана — 1 лист.
4. Механизм передвижения тележки — 1 лист,
5, Металлоконструкцию — 1 лист.
Л и г ератур а— См. пи, 1, 2, 3, 4, 5Т 17 перечня литературы на стр, 18.
Дата выдачи Руководитель проекта
Институт Кафедра
Задание ЛЬ 4
на курсовой проект грузоподъемной машины
Ст уде н т у Группа Ф а ку л ь те т _.
Спроектировать мостовой кран с решетчатой фермой моста по варианту
Основные данные Варианты
1 2 3 4 5 6 / 8
Грузоподъемность в Т ' . . 3 3 5 i 7,5 5 10 10
Пролет в jf 17 17 14 20 1 1 17 23 20
подъема груза 12 10 12 20 12 8 10 20
передни женил Скорость ;лс£та . , . 80 100 60 100 80 60 80 120
» передвижения
тслежкп . * - 40 40 30 40 40 30 40 40
Высота подъема груза в 2Г) 16 12 24 16 12 14 1S
Относительная продол -
ЖИТСЛЬ Я ОСТЬ ВКиТЮЧС-
1ШЯ ПВ% 25 25 25 10 25 25 25 40
Р а з р а б о т а т ь:
I. Общий вид — 1 лист.
2. Механизм подъема 1—2 листа,
3. Механизм передвижения тележки — 1 лист.
4. Механизм передвижения крана — I лист.
5. Металлоконструкцию моста крапа — 1 лист.
Литература — См. пп, L 2, 8, 7Ф 9 перечня литературы на стр. 18.
Дата выдачи Руководитель проекта
§ 2f Типовые задания на курсовой проект грузоподъемных машин
to
И я ст и т у т. К я ф е д р а , . ..__ „
Задание № 5
на курсовой проект грузоподъемной машины
Ci' уде нту Группа Фак ул ьтет
Спроектировать легкий мостовой кран с раздельным приводом меха-
низма передвижения крана по варианту _____________—-
Примечание, В качестве механизма подъема может быть приме-
нена электроталь.
Основныа данные Варианты
I 2 3 4 5 г> 7 8
Грузоподъемность в Т - - 3 3 5 5 7,5 7,5 ю 10
Пролет в .it 17 14 17 20 17 20 И 20
подъема груза 10 12 -? f t 12 8 12 7,5 16
передвижения
Скорость моста • * 80 100 80 100 80 60 80 100
щмик передвижения
тележки • * <- 60 80 40 60 за 40 30 40
Высота подъема груза в ,н 1 8 10 12 8 8 12 8 10
Относительная продол*
длительность включе-
ния ПВ% 25 40 15 25 15 40 25 40
Разработать:
1. Общий вид — 1 лист.
2. Механизм подъема 1—2 листа.
3. Механизм передвижения тележки — 1 лист.
4. Механизм передвижения крана — 1 лист,
5. Металлоконструкцию крана — I лист.
Литература — См. пи. 5Ф 9, 10, Н перечня литературы на стр. 18.
Дата выдачи Руководитель проекта . .______
1111 стнту т Кафедр а
Задание J6 6
на курсовой проект грузоподъемной машины
G т уде н т у Г р у п п а Факультет
Спроектировать злекгротуль (тельфер) па варианту
Основные данные Варианты
1 2 3 4 5 б 7 8
а Грузоподъемность в Т . . 1 1.5 2 2.5 3 3 5 7,5
подъем груза Скорость передвижения в м/лшн электротали 12 40 10 30 10 40 10 50 12 30 8 40 12 40 8 30
Высота подъема груза в Л1 12 16 8 10 12 8 12 16
Относительная продол- жительность включе- ния ПВ% 40 25 25 15 40 25 40 25
Методические указания
Разработать:
1. Общий вид электросилн — 1 лист,
2, Механизм подъема 1—2 листа.
3. Механизм передвижения — I лист.
4. Крюковую подвеску — 1 лист-
П р имена н п е. Как вариант может быть дана электроталь с микро-
подъемом. Скорость микроподъема принимается в пределах 0,05—0,1 от нор-
мальной скорости подъема груза.
Литература — См. пл. 2, 6, 12, 13, 14 перечня литературы па стр. !8,
Да(та выдачи Руководитель проекта ,,
И11 ст н т у т К а фед р а
Задание № 7
на курсовой проект грузоподъемной машины
Сту дсп ту,__________ Группа , .... — Фи ку льтет_____,
Спроектировать однорельсовую тележку для перевозки длинномеров
с управлением из кабины, по варианту
Основные данные 1 Варшшты
1 о 3 4 5 6 7 8
Грузе подъем поеть в Г , . 1 1 1.5 2 2.5 3 1 3 _5 5
Скорость подъема груза в м/мин передвижения тележки - - - 12 80 10 100 10 100 8 120 12 100 8 150 12 100 8 120
Высота подъема вл , . 8 10 12 6 15 8 10 12
От и осилен ь н а я продол- житель кость включе- ния ЛВ% 40 25 40 15 1Л сч 15 25 25
Минимальный радиус за- кругления пути в .и 3 3 1,5 3 3,5 4 3 4,5
Разработать:
Г Общий вид “ 1 лист.
2. Механизм подъема 1—2 листа.
3. Механизм передвижения — I лист.
4. Раму тедежки — 1 лист.
5. Грузозахватное приспособление — 1 лист.
Л птерату р а — См, пп. 2* 13, 14, 15, 16 перечня литературы
на стр. 18,
Дата выдачи Руководитель проекта
Институт К а фед р а
Задание № 8
на курсовой проект грузоподъемной машины
Ст уде н г у _ — _____ Группа Фа,культст___________
Спроектировать велосипедный кран по варианту
Основные данные Вариаиты
1 2 3 4 □ 6 7 8
Грузоподъемность в Г • . 0.5 t 1.5 ~ | 2 3 1 5 7.5
Скорость подъема груза в м/мин передвижения крана * . - 8 60 6 40 8 40 8 60 6 30 10 60 5 40 8 40
Скорость поворота в об/мин. 3 2.5 3 3 2,5 3 3 I 2
Высота подъема груза в м 4 3,5 4 3,5 4 | 5 ; 4,5 i 5
Вылет вл* 1 4,5 4 5 4 4 3,5 4 3.5
Относительна и продол- жи тел ъетосгь включе- ния П В % 40 25 40 10 25 40 25 40
Р а з р а б о т а г Ь:
1, Общий вид — I лист,
2, Механизм подъема 1—2 листа.
3, Механизм передвижения — 1 лист.
4, Механизм поворота — 1 лист.
5. Металлоконструкцию — 1 лист.
Литература — См. пп, 1, 2. 3, 4, 8, 17 перечня литературы на
стр. 18.
Дата н ы д а ч и ____Р у к о в о д и т е л ь про екта_... ______
£ 2. Типовые. задания на курсовой проект грузоподъемных машин
12
Методические указания
Институт Ка федра-------------
Задание № 9
на курсовой проект грузо подъем ной машины
Студенту Группа Факультет
Спроектировать стационарный полноповоротный кран с переменным
вылетом по варианту
Основные данные Варианты
1 2 3 4 5 6 7 8
Грузоподъемность в Т > . . 1 1,5 1.5 -> 3 5 5 7,5
Вылет вл 4,5 4 5 4 5 4 5,5 4
Скорость в м/мин подъема груза передвижения тележки - < - 10 24 12 18 12 20 10 20 8 16 10 12 8 18 12 20
Высота подъема груза в м 5 6 4,5 5 5 4.5 6 5
Относительная продол- жительность в ключе- ния ПВ% 40 15 25 25 25 40 25 40
Скорость поворота стрелы в об/мин Ручной поворот 3 2,5 Ручной поворот 2*5 3
Р а з р а о о т а т ь:
L Общий внд — 1 лист.
2. Механизм подъема 1—2 листа»
3. Тележка — 1 лист.
4. Опорные узлы колонны— 1 лист»
5. Механизм поворота — 1 лист.
6. Металлоконструкцию крана — 1 лист.
Литература - См. пп, 1, 2* 6Ф 7, 8, 18, 19 перечня литературы на стр. 18.
Дата выдачи Руководитель проекта
f
*
I
I
I
I
4-
г:
L
I
L
м
к
Г-
к.
Г
s'
*1
г
§ 2. Типовые задания на курсовой проект грузоподъемных машин
ГЗ
Институт Кафедра
Задание <№ 10
на курсовой проект грузоподъемной машины
Студенту Группа Факультет
Спроектировать настенный кран по варианту
Основные данные Варианты *
1 *> 3 4 5 6 7 8
Грузоподъемность в Г < • 1 1 1.5 2 3 3 5 7,5
Вылет в м 4,5 4 4,5 5 5 4 5 4
Скорость подъема груза 8 10 1-2 12 10 8 10 12
в м/мин передвижения тележки - • - 20 24 20 18 16 12 18 20
Высота подъема груза в 5 6 5 6 4,5 5 6 5
Относительная продол- жительность ежлючс- пия ПВ% 40 15 25 25 25 40 25 40
Примечание. Поворот крана ручной.
Разработать:
1. Общий ВИД “ 1 лист,
2. Механизм подъема 1—2 листа.
3. Тележку — 1 лист.
4. Опорные узлы крана — 1 лист,
5, Металлоконструкцию крана — I лист.
Литература — См. пп. С 2, 5» 6Ф 7, 18 перечня литературы на стр, 18.
Дата выдачи Руководитель проекта
Институт_____________
Фа к ул ьте г_______________
Задание ЛЬ 11
па курсовой проект грузоподъемной Мишины
С т уде п г у Группа Факультет
Спроектировать палубный поворотный кран с подъемной стрелой по варианту
Основные ди иные Вирнаиты
1 о 3 4 5 6 7 8
Грузоподъемность в Т < * 1,5 1,5 2 о 3 3 5 5
Максимальный вылет в ле 4,4 4 5 4 5 4 5,5 4
Скорость подъема груза В At/MUH . - • поворота в об/мин - - 12 3 10 2,5 12 3 16 4,5 1Q С1 СО 10 4 8 3 12 4
Время подъема стрелы из нижнего положения н верхнее в лен^ - - - 1 1,2 1.5 1.5 1т2 1,5 1,5 9
Относительная продол- жительность включе- ния ПВ% 25 40 15 25 25 40 CJ1 40
Высота подъема груза при максимальном вы- лете В ЛЕ 5 5 4,5 5 4 3 5 4 1
Методические указания
Разработать:
L Общий вид — I лист,
2. Механизм подъема 1—2 листа.
3. Механизм поворота — I лист.
4, Механизм изменения вылета — 1 лист,
5. Металлоконструкцию крана — I лист.
6. Опорные узлы крана — I лист.
Литература — См, пп, 1г 2Ф 5, 6. 7, 18 перечня литературы
на стр, 18.
Дата выдачи Руководитель проекта ----------------
Институт К а ф ед р а
Задание ЛЬ 12
на курсовой проект грузоподъемной машины
Ст уде ест у„ Группа Ф а к у л ь тет
Спроектировать стационарный поворотный кран с постоянным вылетом по варианту
Основные данные Варна нты
1 2 3 4 5 6 7 8
Грузоподъемность в Т 1 1.5 2 2,5 3 5 5 7,5
Вылет в ле ю 1О 5 4,5 4 5 4,5 5.5 5
Скорость подъема груза в м/мин, * . - поворота в об/мин. . , 16 3 10 2.5 12 3 16 2,5 12 3 12 3 16 4 12 4
Относительная продол- жительность включе- ния ПВ% 25 40 25 40 15 25 40 40
Высота подъема груза в м 4.5 5 5 3,5 4 4,5 4 4
Разработать:
1. Общий вид — 1 лист.
2. Механизм подъема 1—2 листа.
3. Механизм поворота — 1 лист.
4, Опорные узлы колонны — I лист,
5. Металлоконструкцию — I лист.
Литература — См. пл. 1, 2, 6, 7, 8, 20 перечня литературы на стр. 18.
Дата выдачи Руководитель проекта
S 2. Типшые задания на к у решай проект грузоподъемных машин
16
Методические указания
Инс тит у т Кафедра-------------
Задание № 13
на курсовой проект грузоподъемной машины
Ст уде н т у _ ______ Группа Фа к у л ьте т
Спроектировать тележку мостового крана по варианту
Варианты
Основные данные 1 2 3 4 . 5 6 7 8
Грузоподъемность в Т - , 3 3 5/3 5/3 7.5/3 7,5/5 10/5 10/5
Колея тележки в м * . - 1.2 1.4 К 4 2 1,4 2 1,8 2
Скорость в м/мин основного подъема - - вспомогатель- ного подъема передвижения тележки - * - 10 30 20 40 8 10 30 16 20 40 10 16 40 15 20 50 10 20 40 20 20 60
Относительная продол- жительность включе- ния пв% 15 25 15 40 25 40 25 40
Высота подъема груза в ж 12 16 12/16 16/18 12/16 12/16 14/16 12/14
Разработать:
L Общий вид — 1 лист.
2, Механизм подъема 1—2 листа.
3. Механизм передвижения — I лист,
4. Металлоконструкцию — I лист.
5, Крюковую подвеску — 1 лист.
Литература- См. пп. 2. 3. б, 7, б, 20 перечня литературы на стр. 18.
Дата выдачи
Руководитель проекта
§2. Типовые задания на курсовой проект грузоподъемных машин
17
Институт Кафедра
Задание № I4
на курсовой проект грузоподъемной машины
Ст уд е нт у Группа Ф а к у л ь т ет
Спроектировать козловый кран на пиевмоколесном ходу по варианту
Варианты
Основные данные 1 2 1 2 3 4 5 6 7 8
Грузоподъемность в Г - - 3 3 5 5 7.5 7.5 10 10
Пролет в м . * * - * - 8 10 6 10 8 10 6 8
Скорость в mJ мин подъема груза передвижения тележки * . передвижения моста - < . 12 16 20 16 20 ру. 10 12 гное 16 20 24 10 12 24 12 16 30 8 10 20 10 12 30
Высота подъема в м - - 5 6 5 6 5 6 5 6
Относительная продол- жительность включе- ння ПВ% 15 40 15 25 25 40 25 40
Разработать:
1. Общий вид — I лист.
2. Механизм подъема 1—2 листа.
3. Механизм передвижения тележки — 1 лист*
4. Механизм передвижения крана — I лист,
5. Металлоконструкцию — 1 лист.
Литература — См. пл. 2, 4, 5. 6, 7t 20 перечня литературы на стр. 1$.
Дата выдачи руководитель проекта
2 Руденко н др.
_______ _______ - ™
’г-' -1- г
18
Методические указания
ЛИТЕРАТУРА
1. Кифер Л. Г. и Абрамович И. И, Грузоподъемные машины. Ч. 1. Учебное посо-
бие для вузов. М., Машгиз, 1956.
2. Кифер Л. Г. и Абрамович И. И. Грузоподъемные машины. Атлас чертежей. Ч. L
Учебное пособие для вузов. М., Машгиз, 1956.
3. Кифер Л. Г. и Абрамович И, И. Грузоподъемные машины. Ч. 2, Учебное пособие
для вузов. М., Машгиз, 1949.
4. Кифер Л. Г. и Абрамович И. И. Грузоподъемные машины. Атлас конструктивных
чертежей. Ч. 2. Учебное пособие для вузов. М., Машгиз, 1949.
5. Богуславский П. Е. Металлические конструкции грузоподъемных машин и соору-
жений, Учебное пособие дли вузов. М.„ Машгиз, 1961.
6. Руденко Н. Ф. Грузоподъемные машины. Учебное пособие для вузов. М.г Машгиз, 1958.
7. РуденкоН. Ф. Грузоподъемные машины. Атлас конструкций. Учебное пособие для вузов,
M.t Машгиз, 1958.
8, Г о х б е р г М. М. Металлические конструкции подъемно-транспортных машин. M.t
Речиздат, 1949.
9. ВНИИПТМАШ. Технические условия на проектирование мостовых электрических кранов.
ВСНХ. ОТИ, I960.
10. ВНИИПТМАШ. Расчеты крановых механизмов и деталей подъемно-транспортных машин.
М., Машгиз, 1959.
11. Парннцкий А. Б. и Шабашов А. П, Мостовые краны общего назначения. М.,
Машгиз, 1958.
12. ВНИИПТМАШ. Кн. 12. Спицина И. О. Однорельсовые тележки. М., Машгиз, 1950.
13. ВНИИПТМАШ. Кн, 9. Спицина И. О. Механизмы передвижения электроталей, М.,
Машгиз, 1950.
14, Б а р а т И. Е. и др. Современная подъемно-транспортная техника за рубежом. Обзор лите-
ратуры, Под ред. Спиваковского А. О. и др. М., Машгиз, 1957,
15. Петренко О. С. Подвесной внутризаводской транспорт. М., Машгиз, 1953.
16. А л е к с а н д р о в М. П. Тормоза подъемно-транспортных машин, М., Машгиз, 1958.
17. Карапетян Г. Б., Гарбузов Е. Е. и Богданов Е. С. Металлургические
краны Уралмашзавода, М., Машгиз, 1947.
18, Бромберг А, А. и Руденко Н. Ф. Подъемно-транспортные машины. Атлас кон-
струкций. Учебное пособие для вузов. М., Машгиз, 1950,
19, Мс к л ср А. Г. Электрооборудование падъсмно-траиспортных машин. M,t Машгиз, 1959.
20. Александров М. П, Подъем ио-трап с портные машины. Учебное пособие для вузов.
М., Машгиз, I960.
§ 3. ОРГАНИЗАЦИЯ и МЕТОДЫ КОНСУЛЬТАЦИЙ
Студенты, приступающие к проектированию, обычно тратят много
времени на выбор схемы и решение основных принципиальных вопросов.
Необходимо, чтобы консультант с самого начала разъяснил студенту целевое
назначение проекта и помог в выборе схемы установки. Опыт показывает,
что лучшим решением является обязательная вводная беседа консультанта
со всей группой в течение 1—2 ч (на первой консультации); в беседе кон-
сультант должен изложить методику конструирования и требования, предъ-
являемые к проекту.
В дальнейшем работа консультанта проводится индивидуально с каждым
прикрепленным к нему студентом, причем желательно составление инди-
видуального плана работы. Консультации должны иметь форму совета,
но ни в коем случае не готового решения. Однако советы должны быть
исчерпывающими, и студент, будучи отослан к соответствующим пособиям,
должен разобраться в вопросе, который его интересует. Консультант прове-
ряет правильность использования рекомендованного материала и помогает
студенту разобраться в особо трудных вопросах. В случае, если студент
принимает неправильные решения, консультант дает их обоснованную
критику и только потом указывает пути для исправления.
Задача руководителя — добиться максимальной самостоятельности сту-
дента в работе, продуманности и технической обоснованности решений.
Не рекомендуется в процессе работы над проектом изменять конструкцию
в целях ее незначительного улучшения; следует вначале потребовать от сту-
дента решения нескольких вариантных схем, а затем уже конструктивного
их оформления. Консультации ведутся таким образом, чтобы студент был
уверен в целесообразности и правильности даваемых ему указаний. Руко-
водитель должен требовать отличного выполнения проекта, не допускать
неаккуратности, небрежности, неполноты или плохой его отработки. В целях
развития у студентов научно-исследовательских навыков, рекомендуется
включать в задание вопросы, ответы на которые можно дать лишь произ-
ведя сравнительные расчеты и изучив дополнительную литературу. Для
§ 3. Организация и методы консультаций
19
сильных студентов можно рекомендовать задания по проектированию
специализированных грузоподъемных машин.
Консультации должны проводиться не реже двух раз в неделю, чтобы
студенты могли разрешать текущие вопросы, не задерживая выполнения
проекта. Непланомерная работа студента значительно снижает его разви-
тие. Выполнение проекта с меньшим количеством консультаций приводит
к тому, что студент не сможет разобраться в тонкостях некоторых вопросов,
из-за чего страдает его подготовка, как будущего инженера. Как объясни-
тельная записка, так и чертежи подписываются консультантом только после
окончательного их оформления; без подписи консультанта проект к защите
не допускается.
Для создания благоприятных условий работы над проектом и помощи
студенту в ознакомлении с конструкциями и типами машин, аналогичных
тем, которые он проектирует, кафедры должны располагать непрерывно
пополняющимся архивом чертежей, богатым справочным материалом, ката-
логами, действующими стандартами и т. п. Курсовое проектирование лучше
проводить в специальных проектных залах целыми группами. В этом случае
студент, имея постоянное рабочее место, знакомится в то же время с работой
своих товарищей и становится участником бесед, проводимых руководителем.
Необходимо, чтобы в проектном зале были развешены таблицы различных
расчетных коэффициентов, нормали грузоподъемных машин и образцовые
проекты. Рабочее место студента должно быть оборудовано всеми необхо-
димыми чертежными принадлежностями. Часы проектирования должны
входить в общее расписание занятий таким образом, чтобы студент мог рабо-
тать над проектом целый день (день проектирования). Работу в проектных
залах следует организовать так, чтобы студент имел возможность работать
над проектом и вне учебных часов.
Получив задание, студент должен прежде всего обдумать его, прослу-
шать вводную лекцию консультанта и затем критически изучить конструк-
тивные типы подобных машин. В зависимости от полученного задания сту-
дент выполняет несколько вариантных схем основных механизмов крана,
опорных частей и фермы, снабдив их необходимыми предварительными
расчетами. В проектировании грузоподъемных машин, как показывает опыт,
лучше всего начинать с выбора кинематических схем механизмов, схемы
металлоконструкции, размещения механизмов на металлоконструкции
и увязки взаимодействия механизмов. Таким образом, работа начинается
с эскизной разработки общего вида машины. После согласования с кон-
сультантом эскизных схем и основных расчетов (тягового органа, грузо-
захватного приспособления, типа передач, схем механизмов и т. п.) студент
приступает к углубленной разработке отдельных механизмов. Обычно начи-
нают с разработки механизма подъема; работа ведется в следующей после-
довательности:
1. Расчет тягового органа по окончательно выбранной схеме полиспаста;
расчет блоков и барабанов.
2. Расчет грузозахватного устройства.
3. Определение статической мощности и выбор электродвигателя
по каталогу.
4. Определение передаточного отношения и его разбивка.
5. Выбор схемы редуктора и его расчет.
6. Определение мощности двигателя в период пуска и торможения
и определение максимального тормозного момента.
7. Выбор и расчет тормоза.
Примерно в такой же последовательности производится и расчет других
механизмов (передвижения, поворота, изменения вылета). Расчет ферм
должен быть произведен графоаналитическим методом.
2*
20
Методические указания
Проектирование машины состоит из двух частей: расчета и конструиро-
вания; работу необходимо вести параллельно, уточняя расчет в зависимости
от конструктивных условий.
Консультанту можно рекомендовать проверку соблюдения следующих
требований при выполнении проекта студентом:
1. Пропорциональность узлов и деталей и соответствие их размеров
расчетным данным.
2. Компактность.
3. Правильность кинематических соотношений.
4. Возможность сборки и разборки узла.
5. Соблюдение технологических требований и требований экономии
металла.
6. Возможность улучшения работы узла.
7. Обеспечение смазки трущихся частей.
8. Соблюдение монтажных требований; возможность установки, выверки
деталей и регулировки зазоров.
9. Обеспечение простоты и удобства в эксплуатации.
10. Возможность перевозки машины в разобранном виде.
§ 4. КОНТРОЛЬ ВЫПОЛНЕНИЯ ПРОЕКТА
Продолжительность проектирования ограничивается одним семестром.
Контроль и проверка выполнения проекта осуществляется консультантом
и заведующим кафедрой в зависимости от этапов проектирования.
Работа над проектом грузоподъемной машины для большинства заданий
может быть разбита на следующие этапы:
1) разработку эскизного проекта с предварительным расчетом — 20%
времени, отведенного на проектирование;
2) конструктивную разработку с расчетом отдельных механизмов
(обычно разрабатывается два механизма) — 40% времени;
3) конструктивную разработку отдельных узлов с расчетом (обычно
два узла) — 20% времени;
4) оформление чертежей и расчетно-пояснительной записки—20% вре-
мени.
Защита проекта производится перед комиссией в составе одного из пре-
подавателей и консультанта по проектированию. К защите, срок которой
установлен учебным планом, студент обязан представить чертежи (5 листов)
и расчетную записку, подписанную консультантом. В докладе, на который
отводится 7—10 мин, студент должен дать краткий разбор полученного
задания и выполненной работы, останавливаясь только на основных вопро-
сах. После этого студент должен ответить на все вопросы экзаменаторов.
Вопросы могут быть заданы по расчетной, конструктивной и технологической
частям проекта для всестороннего выявления его знаний, полученных при
проектировании.
Следует требовать от студента критического отношения к проделан-
ной работе и умения четко формулировать поставленные перед ним задачи
и пути их решения. Публичная защита проекта знакомит группу с работой
ее членов, а также вносит единообразие в требования руководителей. Поло-
жительную роль играют также выставки проектов с последующим их обсужде-
нием и принятием мер по унификации требований, предъявляемых к про-
ектам, и отражению в практике проектирования современного уровня науки
и опыта коммунистического строительства.
Оценка выполненного студентом проекта производится с учетом как
качества выполнения проекта, так и его защиты.
§ 5. Оформление чертежей и расчетно-пояснительной записки
21
§ 5. ОФОРМЛЕНИЕ ЧЕРТЕЖЕЙ И РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНОЙ ЗАПИСКИ
1. Оформление чертежей
Все листы проекта, как правило, выполняются в карандаше. В отноше-
нии расположения проекций, типов линий, надписей и т. д. следует руко-
водствоваться указаниями, приведенными в сборнике стандартов «Чертежи
в машиностроении».
Чертежи должны выполняться на листах стандартных размеров; чер-
тежи общих видов механизмов и отдельных узлов выполняются на листах
формата 24. Чертежи выполняются в масштабе 1:1, дающем представление
о действительных размерах элементов конструкции. Для крупных узлов
допускается применение масштаба 1 : 2 и 1 : 2,5. Общие виды грузоподъем-
ной машины выполняются в масштабах 1 : 10; 1 : 15; 1 : 20. Если при черче-
нии в указанных масштабах приходится применять местные разрезы, то для
создания полного представления о соотношении отдельных элементов
на общем виде вычерчивается схематично грузоподъемная машина без раз-
резов в масштабе 1 : 50 или 1 : 100.
Чертежи механизмов и узлов должны выполняться в таком объеме,
чтобы было полное и ясное изображение со всеми необходимыми проек-
циями. На всех чертежах проставляются основные размеры (габаритные,
монтажные и осевые), определяющие конструкцию, а также размеры валов,
характеристики зубчатых колес (модуль и число зубьев), тормозных шкивов,
посадочные размеры с указанием системы и типа посадки и т. д. Общий вид
механизма должен быть снабжен кинематической схемой и технической
характеристикой. Чертежи механизма и узлов выполняются со специфи-
кацией на входящие в них детали. Общий вид крана вычерчивается в двух-
трех проекциях с обязательной простановкой основных размеров, кинемати-
ческой схемой и техническими характеристиками механизмов.
При проектировании сложных машин с несколькими механизмами,
часть механизмов и узлов показывается только на чертеже общего вида,
расчет же производится для всех механизмов.
Все стандартные и нормальные детали кранов (например, блоки, тормоз-
ные шкивы, крюки, редукторы и т. д.) выбираются по соответствующим
ГОСТам, нормалям и ведомственным стандартам. Стандартные узлы на
отдельных листах не вычерчиваются.
2. Оформление расчетно-пояснительной записки
Расчетная часть проекта представляется в виде расчетно-пояснительной
записки, содержащей краткое описание назначения и работы машины,
данные кинематического и силового расчета механизмов, опорных частей,
фермы и всех ответственных деталей на прочность и износ. Записка должна
быть иллюстрирована схемами, диаграммами и эскизами рассчитываемых
частей машины; иллюстрации выполняются аккуратно в карандаше под
линейку с проставлением всех необходимых обозначений и размеров.
Расчетно-пояснительная записка должна содержать:
1) задание;
2) схему крана с механизмами, с кратким описанием их устройства,
особенностей и назначения;
3) обоснование выбранных конструкций механизмов и узлов;
4) расчеты крана и всех его механизмов, узлов, опорных частей и фермы
с показом расчетных схем;
5) перечень электрооборудования с аппаратурой;
6) список использованной литературы;
7) оглавление.
22
Методические указания
Если используются стандартные детали и узлы, то в пояснительной
записке должны быть приведены их характеристики.
Записка должна быть написана аккуратно чернилами с оставлением
с правой стороны поля, куда выносятся результативные расчетные данные.
При аналитических расчетах необходимо, чтобы формулы были выписаны
раньше в буквенных выражениях, а затем с подстановкой числовых данных
и результатов вычисления. Промежуточные вычисления не обязательны.
Все буквы, входящие в формулы, должны иметь объяснение в тексте. В расче-
тах при выборе допускаемых напряжений должны быть ссылки на марки
применяемого материала и виды принятой термообработки. На титульном
листе должно быть название института и факультета, фамилия студента,
номер группы, наименование темы проекта и фамилия консультанта.
ГЛАВА U
ОСНОВЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ ГРУЗОПОДЪЕМНЫХ МАШИН
§ 1. РЕЖИМЫ РАБОТЫ, РАСЧЕТНЫЕ НАГРУЗКИ И ДОПУСКАЕМЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ
1. Режим работы грузоподъемных машин
Грузоподъемные машины характеризуются грузоподъемностью, скоро-
стями движения и режимом работы, а также рядом других параметров (про-
летом, высотой подъема, вылетом стрелы и т. д.).
Грузоподъемностью машины Q называется вес наибольшего рабочего
груза, на подъем которого рассчитана данная машина. В величину грузоподъ-
емности включается вес всех вспомогательных приспособлений, подвешивае-
мых к грузозахватному органу, а у грузоподъемных машин, грузозахватным
органом которых служит грейфер, магнит, кюбель и т. п. — вес последних.
Величина грузоподъемности должна соответствовать ГОСТу 1682-56
«Подъемно-транспортные машины и механизмы прерывного действия. Ряды
грузоподъемностей для отдельных видов машин и механизмов». Этот стандарт
устанавливает ряды номинальных грузоподъемностей длд следующих машин
и механизмов: домкратов, подъемных механизмов с ручным приводом,
электролебедок, талей электрических и однорельсовых тележек, кранов
однобалочных й консольных с механическим приводом, кранов мостовых
электрических, кранов поворотных стреловых, напольных машин, кранов
строительных с механическим приводом, кранов портовых и пловучих,
кранов козловых и перегружателей мостовых.
Основной ряд номинальных грузоподъемностей в тоннах согласно
ГОСТу 1575-61 (подъемно-транспортных машин и механизмов прерывного
действия) следующий:
0,05; 0,1; 0,2; 0,25; 0,32; 0,4; 0,5; 0,63; 0,8; 1; 1,25; 1,6; 2; 2,5; 3,2;
4; 5; 6,3; 8; 10; 12,5; 16; 20; 25; 32; 40; 50; 63; 80; 100; 125; 140; 160; 180;
200; 225; 250; 280; 320; 360; 400; 450; 500; 560; 630; 710; 800; 900; 1000.
Скорость движения различных механизмов выбирается в зависимости
от характера и режима работы, выполняемой данной грузоподъемной маши-
ной и от типа машины. Соответствующими стандартами установлены нормаль-
ные ряды скоростей различных механизмов. Так, например, основные дан-
ные и технические характеристики мостовых электрических кранов общего
назначения различных режимов работы и грузоподъемностей приведены
в ГОСТах 6711-53, 3332-54 и 7464-55.
Грузоподъемные машины относятся к машинам периодического
или прерывного действия; при их работе происходит постоянное
чередование направления движения крана, тележки, стрелы и грузоподъем-
ного органа. Так, работа механизма подъема состоит из процессов подъема
и опускания груза, процессов подъема и опускания пустого грузозахватного
приспособления. Для увеличения производительности машины часто исполь-
зуется принцип совмещения операций. Работа механизма поворота и пере-
движения состоит из процессов движения в одну и другую сторону как
24
Основы проектирования грузоподъемных машин
с грузом, так и без груза. Время пауз, в течение которых двигатель не вклю-
чен и механизм не работает, используется для загрузки и разгрузки грузо-
захватного устройства и для подготовки к проведению следующего процесса
работы механизма. Кроме того, каждый процесс движения, в свою очередь,
может быть разделен на периоды неустановившегося движения (в течение
которых происходит разгон или замедление поступательно движущихся
масс груза и механизма) и период движения с установившейся скоростью.
Время полного цикла работы механизма грузоподъемной машины Тц
складывается из суммы времени пуска S tn, суммы времени движения с уста-
новившейся скоростью Е ty, суммы времени торможения S tm и суммы вре-
мени пауз S /0, т. е.
Т% tn 4- 2 Со-
отношение времени включения двигателя Ta = S tn 4- S t!f ко всему
времени цикла характеризует интенсивность использования механизма.
Это отношение называется относительной продолжительностью включения
и обозначается ПВ = ——-100%.
Для грузоподъемных машин с машинным приводом установлены сле-
дующие режимы работы.
Легкий режим (Л), который характеризуется большими пере-
рывами в работе, редкой работой с номинальным грузом, малыми скоростями,
малым числом включений в час (до 60), малой относительной продолжи-
тельностью включения. В этом режиме работают, например, механизмы
подъема и передвижения мостовых ремонтных кранов и кранов, обслужи-
вающих машинные залы электростанций, механизмы передвижения строи-
тельных и портальных кранов, перегрузочных мостов и башен кабельных
кранов; лебедки противоугонных устройств и т. д.
Средни й р е ж и м (С), который характеризуется работой с грузами
различной величины, средними скоростями движения, средним числом вклю-
чений в час (до 120), средним значением относительной продолжительности
включения. В этом режиме работают, например, механизмы подъема и пере-
движения мостовых кранов механических и сборочных цехов со среднесерий-
ным производством и мостовых кранов ремонтно-механических цехов, меха-
низм поворота строительных крапов, электротали.
Тяжелый режим (Т), который характеризуется постоянной
работой с грузами, близкими по весу к номинальным, высокими скоростями,
большим числом включений в час (до 240), высоким значением относительной
продолжительности включения. В этом режиме работают, например, все
механизмы мостовых кранов технологических цехов и складов на заводах
с крупносерийным производством, механизмы подъема строительных кранов.
Весьма тяжелый режим (ВТ), в котором работают, напри-
мер, все механизмы кранов технологических цехов и складов металлур-
гического производства (за исключением кранов режима ВТН), все меха-
низмы магнитных и грейферных кранов металлургического производства,
механизмы подъема и передвижения тележек перегрузочных мостов.
Весьма тяжелый непрерывный режим (ВТН), кото-
рый характеризуется постоянной загрузкой номинальным грузом, высокими
скоростями, весьма высоким значением относительной продолжительности
включения, непрерывной трехсменной работой. В этом режиме работают,
например, механизмы подъема и передвижения мостовых кранов
с лапами и клещевых кранов, механизмы подъема и замыкания грейфера
и поворота кранов, обслуживающих порты и железнодорожные узлы.
Отдельные механизмы грузоподъемных машин работают в различных
режимах. Общий режим работы определяется в этом случае для всей машины
§ 1. Режимы работы, расчетные нагрузки и допускаемые напряжения
25
по режиму работы механизма подъема груза. Основные данные различных
режимов работы грузоподъемных машин приведены в табл. I. При класси-
фикации крановый механизм может быть отнесен к тому или иному режиму
Таблица 1
Характеристические данные режимов работы грузоподъемных машин
Режим работы Легкий (Л) Средний (С) Тяжелый (Т) Весьма тяжелый (ВТ) Весьма тяжелый непре- рывный (ВТН)
пв% Коэффициент использования в течение суток kc Коэффициент использования в течение года — k£ Коэффициент среднего использования по грузоподъемности ksp 15 0,33 0,25 0,55 25 0,67 0,5 0,55 40 0,67 0,75 0,75 40 L0 1,0 1,0 60—80 1,0 1,0 1,0
Срок служ- бы в годах подшипников качения зубчатых передач валов 10 15 25 5 10 15 3 10 10 3 10 10 3 10 10
Время ра- боты в ча- сах за ре- комендуе- мый срок службы подшипников качения зубчатых передач валов 1000 1500 2500 3500 7000 10 000 5000 16 000 16 000 10 000 32 000 32 000 15 000 48 000 48 000
работы при условии, что он удовлетворяет всем показателям соответствую-
щего режима. Если же по отдельным показателям имеет место превышение,
то рассматриваемый механизм должен быть отнесен к группе более тяжелого
режима работы.
Приведенные в таблице величины, принятые по средним эксплуатацион-
ным и расчетным данным, определяются по следующим соотношениям.
Коэффициент использования в течение суток
Л _ число часов работы в сутки
Нс ~ ~~24 •
Коэффициент использования в течение года
, число дней работы в году
Время работы механизма (Т) в часах за полный срок службы 4 в годах
определяется по зависимости
Т 365 2«с k. 1г. (1)
2. Расчетные нагрузки
При расчете механизмов грузоподъемных машин различают три основ-
ные случаи нагрузки при рабочем и нерабочем состоянии крана.
I случай —нормальная рабочая нагрузка, включающая в себя номи-
нальный вес груза и грузозахватного приспособления, собственный вес
26
Основы проектирования грузоподъемных машин
конструкции и ветровую нагрузку при рабочем состоянии машины, а также
динамические нагрузки, возникающие в процессе пуска и торможения при
нормальных условиях использования механизма.
Для этого случая детали механизмов рассчитывают на прочность отно-
сительно предела текучести (для сталей) и предела прочности (для чугунов)
и на выносливость — относительно предела выносливости. Подшипники
качения рассчитывают на срок службы.
Детали, не участвующие во вращательном движении, а также не испы-
тывающие при вращении переменных напряжений, рассчитывают только
на прочность.
II случай — максимальная рабочая нагрузка, включающая в себя, кроме
собственного веса конструкции и номинального веса груза и грузозахватного
Фиг. 1. Усредненный график
загрузки крановых механизмов
для легкого и среднего режимов
работы:
t — время; Q — грузоподъемность.
Фиг. 2. Усредненный график
загрузки крановых механиз-
мов для тяжелого режима
работы.
приспособления, также и максимальные динамические нагрузки, возникаю-
щие при резких пусках, экстренном торможении, внезапном включении
или выключении тока, максимальное давление ветра на кран в рабочем
состоянии машины и нагрузку от максимального возможного уклона пути.
Предельные значения максимальной рабочей нагрузки ограничиваются
буксованием ходовых колес по рельсам, максимальным значением тормозного
момента и действием предохранительных устройств (проскальзыванием муфт
предельного момента, срезом предохранительных штифтов, срабатыванием
электрозащиты и т. п.).
Для этого случая все детали механизмов рассчитывают на прочность;
запас прочности берется с учетом механических характеристик материалов. ;
III случай относится к нерабочему состоянию машины, установленной
на открытом воздухе, при неподвижных механизмах. В этом случае
на машину, кроме ее собственного веса, действует ветровая нагрузка
и нагрузка от уклона пути. Для этого'случая производится расчет деталей F
противоугонных устройств кранов, тормозных устройств и механизмов изме-
нения вылета стрелы.
Расчет деталей на выносливость (I расчетный случай) производится
по эквивалентным нагрузкам, т, е. по таким нагрузкам, действие которых
па деталь в течение всего срока ее службы по своему эффекту равноценно
общему действию отдельных нагрузок. Эквивалентная нагрузка определяется г.
по графикам загрузки механизма во времени, построенным с учетом действи- I
тельного режима работы механизма. Общий срок службы детали назначается к
в зависимости от режима работы и, для расчета подшипников качения, |
/зубчатых передач и валов, может быть принят но рекомендациям табл. 1.
§ 1. Режимы работы, расчетные нагрузки и допускаемые напряжения
27
В случае отсутствия графиков действительной загрузки механизмов
(фиг. 1 и 2) можно пользоваться усредненными графиками использования
механизмов по грузоподъемности, построенными на основе обобщения
опыта эксплуатации различных грузоподъемных машин. Для режимов ВТ
иВТН нагрузка приравнивается к постоянной и равной нагрузке при работе
с номинальным грузом Q. Величина t на этих графиках равна времени
работы механизма за расчетный период службы.
3. Ветровая нагрузка
При расчете грузоподъемных машин, работающих на открытом воздухе,
должна быть учтена ветровая нагрузка, которая согласно ГОСТу 1451-42
подразделяется на нагрузку в рабочем состоянии крана (при этой нагрузке
кран должен нормально работать) и на нагрузку в нерабочем состоянии крана
(механизмы крана не работают). Расчетные величины ветровой нагрузки
для рабочего и нерабочего состояния крана принимаются по табл. 2 и 3.
Таблица 2
Расчетные величины давлений ветра
на краны в рабочем состоянии в кГ/м?
Характер расчета Портовые и плаву- чие кра- н ы Все остальные краны
Расчет металлокон- струкций, меха- низмов и грузовой устойчивости кра- нов Расчет мощности дви- гателей механиз- мов кранов л 40 25 25 15
Таблица 3
Расчетные величины давлений ветра на краны
в нерабочем состоянии в кГ/м1
Место установки крана Расчетное давление на высоте от поверхности земли в м
0-20 О ’Т 1 о сч о се 1 о 80—100 100 и выше
На берегу моря, в ни- зовье больших рек, рай- он г. Новороссийска Все остальные районы СССР 100 70 115 85 130 100 150 120 165 135 180 150
Полная ветровая нагрузка принимается действующей горизонтально,
и равной
P. = ka4(F„ + Fep), (2)
где ka — коэффициент аэродинамического сопротивления: для ферм и сплош-
ных балок ka = 1,4; для кабин крановщиков, противовесов, кана-
тов кабель-кранов, оттяжек, мачтово-стреловых кранов и т. п.
ka = 1,2;
q — расчетное давление ветра, принимаемое по табл. 2 и 3, в к/7лг *;
FM — расчетная площадь наветренной части крана в лг;
— наветренная площадь груза в лг.
Для конструкции со сплошными стенками расчетной площадью крана
является площадь, ограниченная контуром крана; для решетчатой кон-
струкции — площадь, ограниченная контуром крана, за вычетом проемов
между стержнями. При приблизительном определении FM можно учитывать
пустоты между элементами металлоконструкции введением коэффициента
сплошности km.. Тогда
F — F . ъ
1 М 1 бр 'Vrt.P
где F6p — площадь «брутто», т- е. площадь, очерченная контуром крана.
* Размерность кГ (килограмм-сила) здесь и далее используется в качестве единицы
силы. В Международной системе единиц за единицу силы принят ньютон (и). 1 кГ = 9,80665 н.
28
Основы проектирования грузоподъемных машин
Коэффициент сплошности k{nA для решетчатых ферм принимается
равным 0,3—0,4; для механизмов 0,8—1,0.
Расчетной площадью FM крана, имеющего несколько балок (сплошных
или решетчатых), расположенных одна за другой и одинаковых по высоте,
является:
при расстоянии абал между балками, меньшем высоты h6aA передней
балки (фиг, 3, а), — площадь передней балки;
Фиг. 3. К определению расчетной наветренной площади крана.
при расстоянии между балками, равном или большем высоты балки,
но меньшем двойной высоты ее (фиг, 3, б), — площадь передней балки
полностью и 50% площади каждой последующей балки;
при расстоянии между балками, равном или большем двойной высоты ее
(фиг. 3, е), — площадь всех балок полностью.
Наветренная площадь груза определяется по фактическому контуру
груза.
Для предварительных расчетов можно принимать размеры наветрен-
ной площади груза F гр по следующим рекомендациям, в зависимости от веса
груза Q:
Q (в Т)................ 1 2 3 5 10 20 50 100
Ггр(вм")............... 2 3 5 7 10 15 25 35
Давленые ветра при рабочем состоянии крана учитывается при расчете
на прочность (II расчетный случай), при расчете на грузовую устойчивость
и при проверке времени пуска крана или тележки (против ветра) и времени
§ 1. Режимы работы, расчетные нагрузки и допускаемые напряжения
29
торможения (по ветру). При расчете зубчатых передач и валов на выносли-
вость учитывают эквивалентную ветровую нагрузку, принимаемую равной
5 к.Г/м~.
Давление ветра при нерабочем состоянии крана учитывается при рас-
чете противоугонных устройств мостов кранов и тормозных устройств,
при расчете собственной устойчивости кранов, а также всех элемен-
тов конструкции, воспринимающих давление ветра (III расчетный
случай).
При расчете противоугонных устройств мостовых перегружателей,
козловых и портальных кранов рекомендуется принимать ветровую нагрузку
равной 200 к,Г/м\
ч
4. Допускаемые напряжения
В подъемно-транспортном машиностроении находит применение наи-
более прогрессивный метод определения допустимых напряжений — так
называемый дифференциальный метод; при этом методе
запас прочности рассчитываемой детали устанавливается в зависимости
от степени ее ответственности и режима работы механизма. При назначе-
нии величин коэффициентов, входящих в общий запас прочности, учиты-
вается необходимость обеспечения безопасности людей, сохранности груза
и оборудования и целости всей машины. Части машин, повреждения которых
могут вызвать падение груза, опрокидывание крана и т. п., должны рассчи-
тываться с повышенным запасом прочности. Кроме того, учитывается специ-
фика работы механизма грузоподъемной машины в условиях повторно-
кратковременного режима с большим Числом циклов в час. Колебание
нагрузки и частота ее приложения приобретает особое значение при расчетах
на усталость.
При расчете на прочность должно быть учтено влияние ударных нагру-
зок, появляющихся при резких пусках и остановках, при отрыве груза от
земли при наличии предварительной слабины каната и т. п.
Расчет деталей механизмов на прочность и выносливость производится
по основному уравнению прочности
[о] - ~ > ст, (3)
а
где [ст 1 — допускаемое напряжение в кГ/см2;
— опасное напряжение материала в кГ'см2 при данном напряжен-
ном состоянии. Значения предельных напряжений принимаются
по стандартам на материалы;
а — фактическое напряжение в кПсм2',
k —- коэффициент запаса прочности, показывающий во сколько раз
допускаемое напряжение рассчитываемой детали должно быть
меньше предельного напряжения. Этот коэффициент представ-
ляет собой произведение нескольких коэффициентов, учитываю-
щих различные факторы, влияющие на прочность или выносли-
вость детали,
k k^k^k.^
где /?г — коэффициент, учитывающий влияние внутренних пороков мате-
риала на усталостные характеристики. При расчете на прочность
коэффициент /?1 принимается равным единице, при расчете на
выносливость принимают для стальных отливок = 1,3; для
проката и поковок = 1,1;
30
Основы проектирования грузоподъемных машин
k2 — коэффициент, зависящий от степени ответственности механизма.
Значения k2 Для расчета зубчатых передач, валов и болтовых сое-
динений приведены в табл. 4;
А’з — коэффициент, зависящий от режима работы механизма. Этот
коэффициент учитывает характер и частоту приложения нагрузки,
а также силы инерции, возникающие в процессе пуска и торможе-
ния механизмов. Для первого расчетного случая значения коэффи-
циента k3 принимаются по табл. 5. Для второго и третьего расчет-
ных случаев значение коэффициента /г3 принимается равным еди-
нице.
Методы расчета и запасы прочности таких особо ответственных деталей
грузоподъемных машин, как канаты и цепи, регламентированы правилами Таблица 4 Госгортехнадзора (Комитет по Значения коэффициента ответственности k2 надзору за безопасным веде- . * * ПЬШКГ О ППНЫт пи тшииноти
Типы кранов Механизмы кранов Расчетные случаи ПГ1ЧЛН 1 и j 1 pi LJlLLim V *1 11W ж 11 и горному надзору при Совете Министров РСФСР). Правила устройства и бе- _ , ,и _ . ... _ _
I Л
Ручные Мостовые: крюковые грейферные металлурги- ческие Всех типов с ме- ханическим приводом Все краны и те- лежки Для механизма по расчетному слу1 Механизмы подъема То же а Механизмы пере- движения кранов и тележек Механизм пово- рота Механизм изме- нения вылета Все механизмы с ручным при- водом кроме подъемного Буферное устройство изменения вылета все 4аю III k2 = КЗ. 1,2 1,3 1,2 1,5 1,2 1,2 1.4 1,0 кра 1,1 1,2 1,1 1,3 1,1 1,1 1,3 1,0 1,15 НОВ аииаспии эксплуатации грузи- подъемных кранов *, введенные Госгортехнадзором, являются обязательными для всех мини- стерств и ведомств. Таблица 5 Значения коэффициента режима работы &3
Вид привода Режим работы
Ручной , „ , Механический Легкий (Л) Средний (С) Тяжелый (Т) Весьма тяже- лый (ВТ) и весьма тя- желый не- прерывный (ВТН) 1.0 1,0 1,1 1,2 1,3
Общие рекомендации для выбора допускаемых напряжений приведены
в табл. 6.
Опасными напряжениями материалов (а°) являются:
а) для сталей при расчете на прочность — предел текучести (ат); при
расчете на выносливость — предел выносливости (n.J;
б) для чугуна — предел прочности (afl).
Характеристики механической прочности материалов принимаются
по соответствующим стандартам и ведомственным нормалям.
В качестве приближенных данных пределов выносливости при сим-
метричном цикле о„1 и при пульсирующем цикле можно пользоваться
зависимостями, приведенными в табл. 7 *.
1 Гос гор тех из дат, 1961.
* Более точные значения съа для различных марон сталей приведены в «Справочнике
машиностроителя». Т. 3. Машгиз, 1962. 470 стр.
§ 2. Динамические процессы при не установившихся режимах работы
31
Таблица 6
Выбор допускаемых напряжений
Характер нагрузки Материал Допускаем ые напряжения
Статическая Сталь Чугун г-,-1 _ f мэ
Переменная (симметрич- ный цикл) Сталь 1 1
Ударная Сталь — /М’з
Таблица 7
Зависимость между усталостными
и статическими характеристиками
материалов
Вид деформации Предел выносливости при симмет- ричном цикле Предел выносли- вости при пульсирующем цикле
Изгиб С7^! — 0,43щ а" =0.60сгв< ор
Растяжение (сжатие) — 0,36ай сг£ =0,50сгаС ор
Кручение Til =0,22пв Тл --О,ЗОсгй < тк v ' ° Г
Зависимость между пределами текучести при изгибе и кручении и пре-
делом текучести при растяжении определяется следующими соотношениями:
1) углеродистая сталь <j“ = 1
2) легированная сталь а“ =
3) углеродистая и легированная сталь (круглое сечение)
= 0,6о£ -
§ 2. ДИНАМИЧЕСКИЕ ПРОЦЕССЫ ПРИ НЕУСТАНОВИВШИХСЯ
РЕЖИМАХ РАБОТЫ МЕХАНИЗМОВ
Установившееся движение в работе подъемной машины наступает,
когда достигнута заданная скорость движения рабочего органа (барабана,
ходового колеса, фермы крана).
В каждом рабочем движении крана можно наблюдать три периода:
период пуска (разгон), установившееся движение, период остановки (тор-
можение). В период пуска необходима добавочная затрата работы для прео-
доления инерции покоя масс механизмов крана и груза (работа ускорения);
в период остановки добавочную работу движущихся масс (инерция движе-
ния) поглощает тормоз. Следовательно, нагрузка на двигатель крана в период
разгона будет выше, чем в период установившегося движения. Точно так же
и расчет тормоза должен производиться с учетом влияния сил инерции.
Если тело с моментом инерции J вращается с угловым ускорением е,
то динамический момент, вызывающий изменение скорости вращающихся
масс, будет
^дин = 8-
Согласно принципу Даламбера, вращающий момент двигателя в период
пуска будет равен
/И — Мс Мдин = Мс + J&,
где Мс— момент статического сопротивления, приведенный к валу двига-
теля.
Если-m и G — масса и вес вращающегося тела, a q и£> — радиус и диа-
метр его инерции, то
кГм сек2,
J = WQ2 =
где g = 9,81 м/сек2 — ускорение силы тяжести.
32
Основы проектирования грузоподъемных машин
Произведение GD2- носит название махового момента. При этом
(4)
Данная формула пригодна только для расчета одной вращающейся
системы. Обычно же каждый механизм крана представляет собой сложную
систему, в которую входят звенья как вращающиеся (с различными угловыми
скоростями), так и движущиеся поступательно. Поэтому, желая применить
к этой системе формулу (4), заменяют действительную систему эквивалент-
ной, которая вращается с одной какой-либо угловой скоростью и оказывает
тот же динамический эффект. Для этого приводят кинематическую энергию
всех движущихся масс к одному звену, обычно к валу двигателя, исходя
из условия постоянства живой силы, т. е. равенства живых сил или кинети-
ческих энергий эквивалентной и действительной системы
вр n J(p2 J^2
~Г~ и- - — + ~2— -- -у- + . . . + —J—
или, выражая моменты инерции через маховые моменты, получаем
где Jnp.ep и GD2np. вр. — приведенные к валу двигателя момент инерции
и маховой момент эквивалентной системы;
J, п и GD2 — угловая скорость, момент инерции, число оборо-
тов и маховой момент якоря двигателя, муфты
и других деталей на валу двигателя;
соц ш2, ...
Jl, J 2, . . . , J n't
nlt п2, . . . пп;
G^Pz, . . . GnD2n — угловые скорости, моменты инерции, числа
оборотов и маховые моменты зубчатых колес,
валов и других вращающихся частей механизма
(фиг. 4).
§ 2. Динамические процессы при неустансвиеигихся режимах работы
33
Так как передаточные отношения
то
Так как in >> i2 ilt то по мере удаления звена от вала двигателя
все больше уменьшается влияние звена на величину приведенного махового
момента. Наибольшая доля в приведенном маховом моменте принадлежит
деталям на валу двигателя. С целью упрощения вычисления, влияние вра-
щающихся маховых масс механизма учитывают некоторым увеличением
махового момента от деталей на валу двигателя, полагая
GD;^p^6GD~t
где 6 — 1,1-е 1,25— коэффициент, учитывающий влияние масс передаточ-
ного механизма;
GD~ — маховой момент якоря двигателя и муфты.
Аналогично приводятся поступательно движущиеся массы к валу
двигателя.
Обозначим через Q и v массу, вес и линейную скорость поступа-
тельно движущегося звена механизма (например, груза на фиг. 4), тогда
живая сила будет равна:
GD-np nncni^3"
2 4g. 2
где GDnp, nocm — условный маховой момент эквивалентной системы, заме-
няющей собой поступательно движущуюся.
Так как
Q лп
то
365 Q • у2
G&np. пост ТД ’ •
Для компенсации потерь механизма, возникающих при передаче динами-
ческой мощности, вводят в формулу коэффициент полезного действия меха-
низма передачи т]. Следовательно, для процесса пуска
2 365Q.y2
U^np. паст - ТТТ
J * ГI
и для процесса торможения
т? 3G5Q't'~
пр. пост ~ ^2 ^1’
При наличии поступательно движущихся и вращающихся звеньев
полный маховой момент эквивалентной системы
Cj & пр ~ G Dnp, др I GD пр пост •
Отсюда полный динамический момент на разгон (или торможение)
всей системы, имеющей вращательные и поступательно движущиеся массы
и приведенной к валу двигателя согласно формуле (4), будет
- 4g ’ & ' 375 ‘ til' ‘
3 Руденко и др.
34
Основы проектирования грузоподъемных машин
Это уравнение, называемое уравнением движения, пригодно как для
случая ускорения, так и для случая замедления.
Момент двигателя при пуске будет затрачиваться на преодоление
статического сопротивления и сил инерции, т. е.
Мциск 4' Мдин’
Так же определяется и момент Л1г, потребный для затормаживания меха-
низма подъема (торможение при опускании груза), откуда и получается фор-
мула
МТ = М! ±Мтдин.
Так как при торможении механизмов передвижения момент сил сопро-
тивления передвижению Л1сг действует против вращения, помогая торможе-
нию, то
Мтдин - Мте 4- Мт;
следовательно, тормозной момент, развиваемый тормозом механизма,
мт = мтдин - м;.
Определение статических моментов сопротивления при пуске и торможе-
нии приведено в расчетах соответствующих механизмов.
С достаточной степенью точности динамический момент (уравнение 5)
можно считать неизменным в процессах пуска и торможения системы. Тогда
окончательно получим
Л-
JVIdun 375
п
Т ’
причем для пуска время t = ttl, а для торможения t = tT. Кроме того, для
торможения надо вместо Мдин поставить М$ин. Тогда время пуска
GD2np п
375 (MntjCK - Л14)
(6)
и время торможения для механизма подъема:
при опускании
при подъеме
для механизма
375 ( Мт — мтс )
г 375 (/И т + ’
передвижения
t GD“Pn
т 375(ЛН+Л1Т)
(7)
(8)
(9)
Общий динамический момент при разгоне системы
Маю. (10)
375tn
Общий динамический момент при торможении системы
&GD2n , 0,975Q^n ,jn
Мд“н = ~375ir -( '
Задаваясь временем tn и временем /т, можно по формулам (10) и (11)
определить динамические моменты при пуске и торможении.
§ 2. Динамические процессы при неустановившихся режимах работы
35
Время пуска механизма подъема при подъеме груза
.«<>,? ______________ ! _______ 0,9"5рд-
375 {МПдС)( 4 Л) /г {^пуск. “ Nd
— ^GD-n , QDln________
3; 5 (Мп[/ск — Л!с). 1 375 {MriytK — Mc) r^/ra2iiu
Время пуска механизма подъема при опускании груза
<щ _ SGD'u , O,975Qt>3 _
3/5 (МПцск -р Мс) п (jM/u/ck ~Г Мс) rjo
— &6Р2п , ________^D6n__________
37о -г Л1С) 375 {л -L Л1J /’r?i2qu
где D6 — диаметр барабана;
т — кратность полиспаста;
i0 — полное передаточное число.
гр — результирующий к. п. д.
Время торможения механизма подъема при подъеме груза
__ fiGD-n______________________________. 0,975<)p--T}B _
г “ 375 ( Мт-|- /:( ЛТГ М* ) ~~
_ bGWn , __________________________________
~~ 375 ( Д7Т ) 375 ( мТ MJ ) пг
и при опускании груза
_ &GD-n______________0,975^% _
Т ~ 375 (Л1г— Л/r) п (Л1г — Мтс] ~
__ б<^3» । Q^-lo
375 (Л1г— Af;j 1 375 (л/г — м;) igm- ’
(12)
(12')
(13)
(13')
где Л1с — момент сил статического сопротивления при торможении меха-
низма.
Время пуска механизма передвижения
6GD'2n , 0,975 (Q -J- GKp) и*
375 (ТИл/ДУС !l (M/lgcK ' Л1С) щ
8GD*n , (<? -г Скр)
375 (МПдСК Мс) 1 375 (MrlgCK — Мс) ^t]0
(14)
и время торможения механизма передвижения
SG&n । 0,975 (Q-P GKp)v2
375 (Л1 г Мс) ’’ ' и (Л1г - I- Л/j 11(
__ SGDGi (Q г Д;., v m]o
~ 375 (/М r A'iJ [ 375 (Л1 г 4. уИс) ’
где DXrK — диаметр поверхности катания ходового колеса;
GKp — собственный вес крана или тележки.
Увеличение производительности механизма требует, чтобы время tn и /г
было наименьшим. Поэтому двигатели, предназначенные для привода меха-
низма с частыми пусками, стремятся конструировать с небольшим маховым
моментом.
3*
Определение маховых моментов
Таблица 8
U*J- И 1 .W,4"||. и РЯ1». 11
ИВЯ9
Основы проектирования грузоподъемных машин
к Осиплы конструирования грузопод-ъемных лаишн
37
Все приведенные выше равенства справедливы только при условии
постоянного ускорения и замедления, т. е. они применимы для расчета пуска
и торможения с постоянным моментом двигателя и постоянным тормозным
моментом.
Для облегчения расчета маховых моментов отдельных частей крана
целесообразно пользоваться расчетными формулами, приведенными в табл. 8.
Ориентировочные значения маховых моментов моторных полу муфт
и тормозных шкивов для крановых электродвигателей постоянного и перемен-
ного тока приведены в табл. 9.
Таблица 9
Ориентировочные значения маховых моментов OD- в кГм- для электродвигателей
Моторная пилумуфта 1 Тормозной шкив
Оиозначепие двигателя
МТ-11-6; МТ-12-6; МТ-21-6; МП-22; КПДП-2У .... 0,09 0,16
МТК-21-6; МТ-22-6; МТ-31-8; МП-32; КПДН-ЗУ .... МТК-22-6; МТ-41-8; МТ-31-6; МТ-42-8; МП-41; МП-42; 0,15 ч 0.51
МП-51; КПДН-ЗШ 0.-1! 1.05
МТК-41-8; МТ-51-8; МТ-52-8; КПДН-4У; КПДН-4Ш . . МТК-42-8; МТК-53-8; МП-52; МП-62; МТ-62-10; 1.0 3,88
КПДН-5У; КПДН-5Ш 2.01 10,0
КПДН-2Ш 0.09 0,51
МП-72; МТ-63-10; МТ-72-Ш 3.8 11,5
МП-82; МТ-73-10 13,34 45
§ 3. ОСНОВЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ ГРУЗОПОДЪЕМНЫХ МАШИН
Все грузоподъемные машины конструируются в соответствии с требо-
ваниями Государственных стандартов на машины данного типа и техниче-
ских условий на их изготовление, а также в соответствии со стандартами
на материалы, покупные изделия и комплектующее оборудование. Кроме
того, грузоподъемные машины должны удовлетворять «Правилам устройства
и безопасной эксплуатации грузоподъемных кранов» Госгортехнадзора
и «Правилам устройства электроустановок». Перечень основных Государ-
ственных стандартов на грузоподъемные машины и их части приведен в при-
ложении IV.
Государственные стандарты определяют основные параметры машин:
грузоподъемность, пролет, высоту подъема, вылет стрелы, базу, колею
тележки, скорости передвижения, давление колеса на рельс и т. д. Более
широкие и современные эксплуатационные требования к грузоподъемным
машинам предъявляют отраслевые и ведомственные технические условия
на проектирование.
«Правила устройства и безопасной эксплуатации грузоподъемных кра-
нов» включают ряд требований, выполнение которых при конструировании
машин создает предпосылки для их безопасной и падежной эксплуатации.
Перечисленные материалы, однако, не определяют конструкцию проек-
тируемой грузоподъемной машины.
В настоящем разделе рассматриваются наиболее характерные конструк-
ции узлов, механизмов и частей грузоподъемных машин, имеющих спе-
цифику, присущую этому виду оборудования.
В грузоподъемных машинах имеются механизмы: подъема, изменения
вылета (передвижения тележки), передвижения крана, поворота. Независимо
от назначения, каждый механизм состоит, в основном, из следующих узлов:
рабочей части (барабана, ходовых колес, опорно-поворотного устройства),
передаточного механизма, тормоза, привода (машинного или ручного).
38
Основы проектирования грузоподъемных машин
При конструировании механизмов стремятся к тому, чтобы они были
агрегатны, т. е. все входящие в механизм узлы собирались бы отдельно
и уже в виде блока устанавливались на машину. Характерным примером
этого является тележка мостового крана, на раме которой устанавливают
два или три механизма: подъема (иногда их бывает два) и передвижения.
Фиг, 5* Унифицированные элементы грузоподъемных машин:
/ — колесо КУ; 2 — подвеска П; J — муфта зубчатая; 7 — редуктоц РЛ-Ц 5 — редуктор В К; 6 —
пулъГ'СМденье; 7 - кабина; Я — захват; 9 — балансир с колесами КУ: 10 — барабан кабельный;
у/ _ тормоз ТКТГ; /2 — барабан БК; 7j - тормоз ТКТ; 74 — блок БВ; 15 — редуктор механизма
поворота; 10' — буфер пружинный; 17 — толкатель электро гидравлический для захватов; Id — круг
шариковый поворотный; 19 — электродвш отелы
В настоящее время разработан ряд унифицированных узлов грузоподъем-
ных машин (редукторов, грузовых барабанов, ходовых колес и т. д.), которые
позволяют «набирать» из них механизмы, имеющие различные характери-
стики. В связи с этим конструкция механизмов должна выполняться с уче-
том обеспечения взаимозаменяемости одинаковых узлов и деталей. На фиг. 5
показаны унифицированные элементы различных грузоподъемных машин.
Кроме требований бесперебойной работы и надежной эксплуатации,
механизмы должны удовлетворять требованиям удобства монтажа, демон-
тажа и обслуживания, а также требованиям безопасности при работе. Рас-
положение и компоновка механизмов выполняется с учетом безопасности
обслуживания и обеспечения демонтажа по возможности без разборки сопря-
гаемых с' механизмом узлов и деталей. Особое внимание следует обращать
на обеспечение удобного доступа к деталям при обслуживании тормозов,
креплений канатов, муфт, зубчатых передач и блоков.
§ 3. Основы конструирования грузоподъемных машин
Крепление редукторов, грузовых барабанов, подшипников, тормозов,
электродвигателей и других узлов к металлоконструкции необходимо
конструировать из удобных для установки и смены крепежных элементов.
Кроме того, эти узлы следует фиксировать от смещения относительно опор-
ной плоскости установкой упорных илатиков, чистых болтов, штифтов и т. п.
Все движущиеся части механизмов, которые могут быть причиной несча-
стного случая, необходимо закрывать кожухами. Обязательному огражде-
нию подлежат зубчатые и червячные передачи, соединительные муфты
с выступающими частями, барабаны, расположенные вблизи от рабочего
места крановщика или в проходах, валы, если они расположены в местах,
предназначенных для прохода люде!!. Кожуха должны легко сниматься
для демонтажа, а в необходимых случаях (например, кожуха муфт транс-
миссионных валов) иметь откидные крышки для осмотра креплений закрытых
узлов. На кранах, работающих на открытом воздухе, все механизмы следует
закрывать кожухами, предохраняющими эти механизмы от атмосферных
осадков. Конструкция кожухов должна предусмат-
ривать легкий доступ к механизмам для осмотра,
регулирования п ремонта.
1. Механизмы подъема и изменения вылета
с помощью тележки
Механизмы подъема и изменения вылета с по-
мощью тележки представляют собой лебедки, кото-
рые состоят из барабана, передаточного механизма,
тормоза и привода. Механизмы монтируются на
отдельных рамах. Конструктивно эти механизмы
выполняются одинаково и поэтому в дальнейшем
они будут рассматриваться совместно.
В грузоподъемных машинах подъем груза про-
изводится с помощью полиспаста, дающего воз-
можность уменьшить усилия в канате и величину
грузового момента на барабане. При подъеме груза
на одной ветви каната применяются подвески,
приведенные на фиг. 6. Подвеска снабжается утя-
желителем а, который, при отсутствии груза на
крюке, способствует преодолению сопротивления
трения в блоке п сопротивления жесткости каната.
При подъеме груза на двух ветвях одни
конец каната крепится к стреле (пли остову ма-
шины), а второй огибает блок подвески, верхний
блок (а иногда и минуя его) и идет на грузовой
барабан. Одна из конструкций верхнего блока
показана на фиг. 7.
При необходимости обеспечить строго верти-
кальный подъем груза (при отсутствии обводных
блоков, когда канате крюковой подвески идет пря-
мо на барабан) применяют сдвоенные полиспаты,
в которых на барабане крепятся оба конца каната,
Фиг. 6. Крлоковая подвеска
при подгюме груза на одном
канате.
азапасовка его осуществляется между верхними блоками с неподвижной
осью и блоками крюковой подвески. На фиг. У показана крюковая подвеска
трехкратного сдвоенного, на фиг. 9 — четырехкратного сдвоенного полиспаста,
а на фиг. 10 — верхние блоки для трехкратного сдвоенного полиспаста.
Расстановку блоков, по которым проходят канаты, и их размеры следует
подчинить задаче обеспечения наибольшей долговечности каната. С этой
Основы проектирования грузоподъемных машин
Фиг. 9. Крюковая подвеска сдвоенного четырехкратного полиспаста.
1
i
Фиг* 10. Верхние блоки сдвоенного трехкратного поли-
спаста.
нгтпж ^mvoudniidiuiMuy мииюо b£ §
42
Основы проектирования грузоподъемных машин
точки зрения желательно, чтобы диаметр блоков был возможно больше,
а перегиб каната происходил в одном направлении. В этих же целях реко-
мендуется применять однослойную навивку каната на барабан. Следует
иметь в виду, что барабаны с нарезкой обеспечивают, кроме увеличения срока
службы каната, значительное снижение удельного давления каната
на поверхность барабана за счет увеличения поверхности контакта.
В сдвоенных полиспастах устранение перекосов оси крюковой под-
вески от неравномерной вытяжки каната достигается применением уравни-
тельного блока (фиг. 11, а) или балансира (фиг. 11, б). Уравнительный блок
поворачивается на своей оси только при выравнивании положения оси
обоймы. Преимуществом балансира является возможность применения
Фиг. 11. Схемы сдвоенных полис-
пастов с устранением перекоса оси
обоймы:
а—применением уравнительного блока;
б — применением балансира.
в полиспасте двух отдельных кусков каната,
но при этом полиспаст имеет большее число
креплений канатов.
Правильное решение кинематической и
конструктивной схем механизма предопреде-
ляет конструктивные и эксплуатационные
качества машины в целом: размеры и вес
деталей и узлов, технологичность их изго-
товления, компактность машины, легкость
п удобство монтажа, демонтажа, ремонта и
обслуживания.
В механизмах современных грузоподъем-
ных сооружений с машинным приводом при-
меняются, главным образом, закрытые пере-
дачи (редукторы), позволяющие уменьшить
габариты механизмов и повысить срок их службы. Наибольшее распрост-
ранение имеют редукторы с цилиндрическими зубчатыми передачами, обла-
дающими наиболее высоким коэффициентом полезного действия. В послед-
нее время вновь стали применяться червячные передачи, показатели кото-
рых улучшены за счет замены цилиндрического червяка глобоидальным.
На фиг. 12—15 показаны некоторые подъемные механизмы. В пред-
ставленном на фиг. 12 механизме на выходном валу редуктора 1 консольно за-
креплена шестерня 2, входящая в зацепление с зубчатым венцом 3, закреплен-
ным на торце барабана 4. Барабан вращается на подшипниках на оси 5, кото-
рая жестко зафиксирована в кронштейнах рамы. В качестве шкива тормоза
использована одна из полумуфт, соединяющих редуктор с электродвигателем.
Вариант исполнения конструкции барабана с осью, вращающейся
в подшипниках, закрепленных на раме, показан на фиг. 13. При такой схеме
крутящий момент передается на барабан непосредственно с зубчатого венца,
не нагружая оси барабана. В связи с тем, что для неподвижной оси допускае-
мые напряжения могут быть приняты значительно более высокими, чем для
вала (знакопеременная нагрузка и кручение отсутствуют), диаметр оси будет
меньше диаметра вала.
На фиг. 14 изображен механизм, имеющий ту особенность, что выход-
ной вал 1 редуктора является в то же время валом барабана, с которым он
жестко соединен. Вал опирается одним концом на подшипник 2, установлен-
ный в корпусе редуктора 3, а другим — на подшипник, смонтированный
в кронштейне 4 рамы. Эта схема имеет следующие недостатки: при монтаже
приходится выдерживать строгую параллельность вала барабана и промежу-
точного вала редуктора, чтобы обеспечить правильное зацепление зубчатой
передачи; необходимы также специальные редукторы, использовать которые
в других механизмах нельзя. Для обеспечения нормальной работы зубча-
того зацепления рекомендуется корпус выносного подшипника барабана
выполнять заодно с корпусом редуктора.
I
'IDO Uli OJOHHOir113dV’I?E 'EHUOEtlEU ISHMAdlDHOXj £| 'Л1ф
i
I
i
•MahcVod^u noiHdxio и ixodouiXVad a otfagair кенкэч.е'оц 'gj ’лиф
£t
шток xmnwo^ouocdds кптммип/Мшэноу iwnjQ £ §
44
Основы проектирования грузоподъемных машин
Фиг. 14. Подъемная лебедка с редуктором и совмещенным валом.
Фиг. 15. Соединение барабана
с валом редуктора с помощью
зубчатой муфты.
Г- - - -г- - ' - - - - >
. Основы. кпнлпруирмания груэоподъе^1<ых машин
46
Основы, проектирования грузоподъемных машин
Наиболее совершенной и надежно?! является схема механизма, где со-
единение выходного вала редуктора с грузовым барабаном осуществляется
зубчатой муфтой (фиг. 15). Здесь конец выходного вала 1 редуктора выпол-
нен в виде зубчатого диска. Во внутреннюю его полость входит конец вала 2
барабана 3. Возможные перекосы при монтаже компенсируются сферическим
подшипником качения 4. Крутящий момент на барабан передается через
зубчатый венец 5, жестко прикрепленный к барабану. Второй конец вала
барабана опирается на сферический самоустанавливающнйся подшипник 6,
располагаемый на кронштейне.
2. Грузоподъемные механизмы с ручным приводом
Грузоподъемные механизмы с ручным приводом занимают значительное
место в схемах механизации различных производств как средство малой
механизации. Лебедки, шестеренные и червячные тали, домкраты и т. п.
А г*
Фиг. 16. Ручная шестеренная таль.
являются наиболее простыми грузоподъемными машинами по кинемати-
ческим и конструктивным схемам. Однако они имеют свою специфику,
которую следует учитывать при разработке конструкции этих механизмов.
Грузоподъемные механизмы с ручным приводом имеют, в основной
своей массе, устройства только для подъема груза. Иногда, кроме этого,
они обопудуются устройствами для перемещения механизма или поворота.
§ 3. Основы конструирования грузоподъемных машин
47
'М В качестве грузового гибкого органа в этих механизмах могут при-
q И меняться стальные канаты, пластинчатые цепи, изготовленные в соответ-
Я ствии с ГОСТом 191-52 и сварные цепи, соответствующие требованиям
2 ГОСТа 2319-55. Применение в этих случаях пеньковых и хлопчатобумажных
л канатов не допускается. В качестве тягового органа, при помощи которого
з приводится в движение механизм с ручным приводом, применяются только
1 W сварные цепи.
Фиг. 17. Ручная напольная лебедка:
У — барабан; 2 — грузоупорный тормоз; 3 — рукоятка.
Механизмы подъема с ручным приводом снабжаются автоматически
действующими грузоупорными тормозами или «безопасной рукояткой»,
представляющей собой конструктивное соединение рукоятки, храпового
устройства и тормоза.
В механизмах с ручным приводом мускульная сила рабочего приклады-
вается непосредственно к рукоятке или тяговой цепи. Поэтому конструиро-
ванию этих частей механизма должно быть уделено особое внимание с тем,
чтобы создать максимальные удобства при работе и получить наибольший
выигрыш в силе.
Тяговые колеса с цепями применяются в тех случаях, когда механизм,
для которого проектируется ручной привод, исключает использование руко-
ятки. Тяговое колесо представляет собой насаженную на приводной вал
звездочку, огибаемую бесконечной сварной цепью. Для предотвращения
спадания работающей на колесе цепи, должны быть предусмотрены специаль-
ные направляющие.
Толщина проволоки тяговой цепи принимается для удобства работы
обычно равной 5—6 мм, хотя по условиям прочности ее можно сделать зна-
чительно тоньше. Длина цепи должна быть такой, чтобы наиболее низкая
часть ее находилась на расстоянии около 0,5 м от поверхности, где стоит
рабочий.
На фиг. 16 показана конструкция ручной шестеренной тали, а на
фиг. 17 — ручной напольной лебедки.
48
Основы проектирования грузоподъемных машин
3. Механизмы передвижения
В механизмах передвижения грузоподъемных машин и их грузовых
тележек конструкция и установка ходовых колес должны исключать воз-
можность их схода с рельс. Как правило, ходовые колеса должны выпол-
няться двухребордными. Одноребордные колеса допускаются:
а) если ширина колес наземных кранов, за исключением башенных,
не превышает 4 м и обе нитки пути лежат на одном уровне;
б) если наземные машины передвигаются каждой стороной по двум
рельсам и расположение реборд колес на одном рельсе противоположно
расположению реборд колес на другом рельсе;
в) в тележках, передвигающихся по однорельсовому подвесному пути.
Колеса башенных кранов, независимо от ширины колеи, должны быть
двухребордными. Ширина поверхности катания ходовых колес прини-
мается согласно данным табл. 10.
Таблица 10
Ширина поверхности катания ходовых колес
Тип колеса Назначение Ширина лппсрхностп катания при ширине го- ловки рельса b в мм
Двух ре- бордное Кра- новое с цилиндри- ческим обо- дом с кониче- ским ободом ь -| - зо дД- 40
Для тележек Ь 4- (15 — 20)
Одноре- бордное — 30
Толщина реборды у ее основа-
ния принимается: для колес с цилинд-
рическим ободом—не менее 25мм, для
колес с коническим ободом - нс менее
20 мм. Высота реборд этих колес
должна быть при работе на рельсах
типа Р всех размеров и типа КР до
размера КР100—не менее 25 мм, а
при рельсе КР120— 40 мм.
Уклон конической поверхности
на колесах с коническим ободом дол-
жен быть 1 : 20.
Горизонтальные катки передвиж-
ных консольных и велосипедных'кра-
нов, в основном, выполняются без
реборд. На фиг. 18 показаны конст-
рукции горизонтальных катков, вы-
полненных на подшипниках сколь-
жения (а и б) и качения (<?).
Передача крутящего момента на ходовое колесо имеет различное кон-
структивное решение. Существуют два случая установки колес: на осях
и на валах.
В первом случае колесо 1 (фиг. 19, а) свободно вращается на подшипни-
ках качения на оси 2, а момент передается через зубчатый венец J, прикреп-
ленный к торцовой стороне колеса при помощи разгружающих втулок 4
и болтов 5. Вариант колеса с установкой на подшипниках скольжения пока-
зан на фиг. 19, б. В целях увеличения срока службы и облегчения ухода
за механизмами следует отдавать предпочтение установке ходовых колес
на подшипниках качения. В схеме, изображенной нафиг. 20, ходовое колесо?
и зубчатое колесо 2 закрепляются на валу 3 при помощи шпонки, а сам вал
вращается в подшипниках 4, установленных на металлоконструкции. Опи-
санные случаи установки требуют применения открытой зубчатой пары.
Во втором случае открытые зубчатые пары отсутствуют и передача
крутящего момента осуществляется от редуктора, выходной вал которого
соединяется муфтой с валом ходового колеса. Подшипники в этом случае
устанавливаются в специальных угловых буксах, которые при помощи пла-
ти ков и болтов крепятся к металлоконструкции машины. Одним из важных
преимуществ установки колес на угловых буксах является возможность
их выкатывания для смены или ремонта без разборки всею узла.
Неприводные колеса устанавливаются аналогичным образом (фиг. 21).
§ 3. Основы конструирования грузоподъемных машин
49
а) б) V
Фиг. 18. Горизонтальные катки консольных кранов:
а, б — на подшипниках скольжения; а — на подшипниках качения.
£7?
Фиг. 19. Установка ходового колеса на оси:
а — на подшипниках качения; б — на подшипниках скольжения
4 Руденко и др.
50
Основы проектирования грузоподъемных машин
Для предотвращения аварий от попадания на рельсы посторонних
предметов ходовые колеса машин, передвигающихся по рельсовым путям
(за исключением железнодорожных кранов), а также грузовые тележки
снабжаются предохранительными щитками, препятствующими наезду ходо-
вого колеса на предметы. Зазор между щитком и рельсом не должен превы-
шать 10 мм. Щитки закрепляются на
Механизмы передвижения
с приводом, устанавливаемом на
передвигающемся объекте, де-
лятся на две группы: двух-
сторонние, когда привод-
металлокоиструкции машины.
Фиг. 21. Установка неприводного ходового ко-
леса на угловых буксах.
Фиг. 20. Установка ходового колеса
на валу.
ные колеса располагаются с обеих сторон грузоподъемной машины, и
односторонние, когда приводные колеса передвигаются по одному
рельс/.
К первой группе относятся, например, механизмы передвижения мосто-
вых и козловых кранов и их тележек. Вторая группа включает механизмы
передвижения консольных и велосипедных кранов, а также некоторые типы
башенных кранов.
Фиг. 22. Механизм передвижения с быстроходным трансмиссионным валом.
Двухсторонние механизмы передвижения разделяются на транс-
миссионные и б е з т р а н с м и с с и о н н н ы е или механизмы
с независимыми приводами.
Трансмиссионные механизмы применяются для передвижения мостовых
§ 3. Основы конструирования грузоподъемных машин
51
кранов, грузовых тележек этих кранов и для других видов грузоподъемных
машин.
Механизмы для передвижения мостов могут быть с быстроходным,
тихоходным и среднеходным валами. При быстроходном вале (фиг. 22)
электродвигатель / устанавливается на середине моста. На одном конце его
вала закрепляется шкив 2 тормоза. Два редуктора 3 при помощи коротких
валов-вставок 4 и зубчатых муфт 5 соединяются с валами приводных ходовых
колес 6. Длинные быстроходные валы 7, отдельные секции которых соеди-
нены муфтами 8, опираются на подшипники 9, устанавливаемые на металло-
конструкции моста крана.
Схема механизма передвижения моста с тихоходным валом изображена
на фиг. 23. Вал электродвигателя 1 соединен муфтой 2 с входным валом
редуктора 3, установленного вместе с двигателем на середине моста. Валы
7 7 г
с тихоходным валом.
приводных ходовых колес 4 соединяются с выходным валом редуктора
тихоходным валом 5, секции которого соединены зубчатыми муфтами 6.
Шкив 7 тормоза устанавливается на втором конце вала двигателя.
Механизм со среднеходным валом представляет собой разновидность
механизма с тихоходной трансмиссией и отличается тем, что выходной вал
редуктора соединяется с валом ходового колеса не непосредственно, а через
открытую зубчатую пару; в этой паре шестерня закреплена в валу, а зубчатое
колесо (часто в виде венца) соединено с ходовым колесом. В связи с нали-
чием открытой зубчатой передачи механизмы со среднеходовым валом полу-
чают все меньшее распространение.
Механизм передвижения тележки показан на фиг. 24.
В последнее время появились новые конструкции механизмов пере-
движения с так называемыми «навесными» редукторами. Одна из таких кон-
струкций изображена на фиг. 25. Выходной вал 9 вертикального редуктора 1
выполнен полым и надевается на шпонке на вал приводного ходового колеса 2.
Фланцевый электродвигатель 3 крепится к корпусу редуктора, причем
закрепленная на его валу шестерня входит в зацепление с зубчатым колесом
редуктора. Тормозной шкив 4 сидит на быстроходном валу редуктора,
а тормоз 5 крепится на кронштейне б, который представляет одно целое
с корпусом редуктора. На второе приводное колесо крутящий момент пере-
дается при помощи выполненного из трубы тихоходного вала 7, соединяемого
с ходовыми колесами жесткими муфтами 8. Возникающий при работе меха-
низма реактивный момент воспринимается упорами, болты которых упи-
раются в корпус редуктора Л
Механизмом передвижения с независимым приводом называется меха-
низм, состоящий из двух частей, не соединенных между собой механической
связью. Каждая часть такого механизма имеет свой электродвигатель,
тормоз и редуктор, вал которого соединен с валом одного или нескольких
4*
52 Основы проектирования грузоподъемных машин
Фиг. 25. Механизм передвижения с «навесным» редуктором.
§ 3. Основы конструирования грузоподъемных машин
54
Основы, проектирования грузоподъемных машин
ходовых колес, расположенных с одной стороны грузоподъемной машины
(фиг. 26). В настоящее время механизмы с независимым приводом полу-
чают все большее применение в различных типах грузоподъемных машин.
Фиг. 26. Механизм передвижения с независимым приводом.
Односторонние механизмы передвижения в зависимости от того, является
приводным одно или два ходовых колеса, компонуются по разным схемам.
Одна из компоновок механизма передвижения с приводом на одно
колесо показана на фиг. 27. Здесь ходовое колесо 1, к которому прикреплен
зубчатый венец 2, свободно вращается на подшипниках качения на оси 3,
закрепленной в металлоконструкции. В зацепление с венцом входит шес-
терня 4, расположенная на выходном валу червячного редуктора 5 типа РЧ.
i
Фиг. 28. Односторонний привод на два ходовых колеса.
§ 3. Основы, конструирования грузоподъемных машин
г
Осипам проектирования гррзоппсУъсмных машин
*****
р"' * х
Фиг. 29. Механизм поворота.
Входной вал редуктора соединяется с валом электродвигателя 6 при помощи
втулочно-пальцевой муфты 7. В связи с тем, что скорость передвижения
машины менее 30 м/мин, тормоз на механизме передвижения не устанавли-
вается (подробнее см. раздел «Тормозные устройства»).
При трансмиссионном приводе на два ходовых колеса механизм пере-
движения выполняется по схеме, показанной на фиг. 28. Вал электродви-
гателя / соединен с валом цилиндрического редуктора 2 муфтой 3, на одной
из половин которой помещается тормозной шкив 4. На одном конце выходного
вала редуктора имеется шестерня 5, которая входит в зацепление с зубча-
тым венцом ходового колеса 6',
а на втором конце — кониче
ская шестерня 7. Через эту шес-
терню, трансмиссионный вал 3
и промежуточный вал 9 с ци-
линдрической шестерней 10 вра-
щение передается на второе
ходовое колесо.
4. Механизмы поворота
Механизм поворота состоит
из ряда передач, соединяющих
двигатель с поворотной частью
грузоподъемной машины, и тор-
моза. Тормоза, устанавливае-
мые на этих механизмах, долж-
, ны быть замкнутого пли откры-
того типа, автоматического дей-
ствия или управляемые. На ма-
шинах с электрическим приво-
дом тормоз должен автомати-
чески замыкаться при срабаты-
вании концевых выключателей,
электрической защиты или при
перерыве в подаче электроэнер-
гии. Тихоходная передача вы-
полняется зубчатой или цевоч-
ной. Зубчатые передачи явля-
ются наиболее рациональными,
но и более дорогими.
В кинематическую цепь ме-
ханизма поворота включается
предохранительное устройство,
выполняемое либо в виде фрик-
ционной муфты предельного мо-
мента, либо в виде муфты с ло-
мающимся при перегрузке эле-
ментом. Устройство предохра-
няет элементы механизма пово-
рота от перегрузки при случай-
ном задевании стрелы крана за
внешнее препятствие. Фрикцион-
ная муфта, кроме этого, способ-
ствует гашению колебаний.
.Механизм поворота с червячным редуктором, установленный на пово-
ротной части металлоконструкции крана, показан на фиг. 29. Шестерня 1
*-f
(Т । । UO
О । 'Г 7^5 J
§ 3. Основы конструирования грузоподъемных машин
58
Основы проектирования грузоподъемных машин
вертикального вала 2 входит в зацепление с зубчатым колесом 3, закреплен-
ным на неповоротной части крана. На втором конце вертикального вала
расположено зубчатое колесо 4. Оно входит в зацепление с шестерней 5
червячного редуктора, которая расположена на одном вертикальном валу
с червячным колесом. Ступица червячного колеса 6 и червячный венец 7
образуют двухконусную фрикционную муфту, которая с помощью пружины 8
может быть отрегулирована на передачу определенного крутящего момента.
На входном валу редуктора, соединенном с валом электродвигателя, разме-
щается тормозной шкив 9.
Более компактная схема механизма поворота с планетарным редукто-
ром (имеющим передаточное число 96) показана на фиг. 30.
Крутящий момент от моторной втулки 1 передается центральной шес-
терне 2 через дисковую фрикционную муфту 3. Прижатие дисков осуществ-
ляется тарельчатой пружиной 4, усилие которой регулируется болтами 5.
Фланцевый электродвигатель закрепляется на редукторе в вертикальном
положении.
Весьма часто применяются механизмы поворота, собираемые из нормали-
зованных крановых узлов. В этом случае для передачи крутящего момента
от нормализованного горизонтального цилиндрического редуктора на вер-
тикальный вал используются конические зубчатые колеса.
5. Опорно-поворотные устройства
Различные типы опорно-поворотных устройств, применяемых в грузо-
подъемных кранах, приведены на фиг. 31. Принципы работы этих устройств,
их конструкции и расчеты изложены в специальных курсах грузоподъемных
е
Фиг. 31. Типы опорно-поворотных устройств:
а—отдельные катки или бал л нс ирные тележки (катки
цилиндрические или конические); б —отдельные катки
или балансирные тележки и обратные катки; в —
отдельные катки или балансирные тележки (катки
конические); г — обойма с коническими роликами;
d — обойма с цилиндрическими роликами; е—обойма
с коническими роликами и обратными катками;
эк: — обойма е цилиндрическими роликами и обрат-
ными катками.
Все большее распространение получает в настоящее время конструк-
ция двухрядного шарикового поворотного круга (фиг. 32), наружное кольцо 1
§ 3. Основы конструирования грузоподъемных машин
59
{-
а
5
У
7
8
которого жестко скреплено с зубчатым венцом 2. В кольцевые выточки
наружного кольца и внутренних колец 3 и 4 заложены шары 5. Внутренние
кольца соединены между собой болтами 6, а поворотная часть машины кре-
Фиг. 32. Шариковый опорно-поворотный круг.
пится к ним болтами 7. Между шарами одного ряда прокладываются специаль-
ные прокладки, а при малых оборотах круга шары укладываются вплотную
друг к другу.
Кольца поворотных кругов изготовляются из качественной стали,
причем кольцевые проточки (дорожки) подвергают закалке и последующей
механической обработке. Высокая точность изготовления и малый износ
дорожек значительно уменьшают качание поворотной части машины.
Давление на шар опорно-поворотного устройства определяют по формуле
Р = < 4 М < (0,7 - 0,8) кГ,
60
Основы проектирования грузоподъемных машин
где Р — центральная нагрузка в кГ;
т,и — число шаров;
М — опрокидывающий момент в кГсм\
Р>е— средний диаметр опорного круга в с,и;
Ptmam— допускаемая статическая нагрузка на шар (по данным лите-
ратуры по подшипникам качения) в кГ.
Коэффициентом 0,7—0,8 учитывается неравномерность распределения
давления на шары. В зависимости от давления на шар и его диаметра, по дан-
ным подшипниковой промышленности, выбирают материал колец и твердость
кольцевых дорожек.
6. Кабины
Кабины различных грузоподъемных машин конструктивно выполняются
по-разному, в зависимости от типа и назначения машины. Однако существует
ряд требований по обеспечению безопасной эксплуатации машины и макси-
мальных удобств для крановщика, выполнение которых обязательно при
Фиг. 33. Пульт управления.
конструировании кабин.
Основные размеры кабин
следующие: высота не менее
1,8 л* при работе крановщика
стоя, и не менее 1,5 м при
работе крановщика сидя; по-
лезная площадь — не менее
1,8 м2. Верхнее перекрытие
кабин выполняется сплош-
ным. G боковых сторон каби-
ны имеют сплошное или сет-
чатое (с ячейкой сетк и не бо-
лее 20 х 20 мм) ограждение
высотой нс менее 1 м при
работе крановщика стоя, и
не менее 0,7 м при работе
крановщика сидя. При сетча-
том ограждении по низу ка-
бины ставится сплошная па-
нель высотой 100лш от пола.
В кабинах электрических гру-
зоподъемных машин пол вы-
полняется в виде сплошного
деревянного настила, кото-
рый покрывается резиновьш
ковриком.
Дверь в кабину может быть распашной или задвижной, причем распаш-
ная дверь должна обязательно открываться внутрь кабины. Исключение
составляют кабины, располагаемые невысоко над уровнем пола; в них двери
могут открываться наружу.
Расположение самой кабины и аппаратов управления в пей должно быть
таким, чтобы крановщик со своего рабочего места мог наблюдать за грузо-
захватным органом и грузом в течение полного цикла работы машины.
В кабине предусматривается мягкое со спинкой сиденье для крановщика.
Желательно, чтобы крановщик работал сидя. Для этого применяют пульт-си-
денье, т. е. кресло, смонтированное вместе с аппаратами управления (фиг. 33).
Кабины грузоподъемных машин, работающих на открытом воздухе,
должны быть закрыты со всех сторон и застеклены таким образом, чтобы
обеспечить крановщику необходимый обзор (фиг. 34).
§ 3. Основы конструирования грузоподъемных машин
61
В зависимости от условий работы (открытый воздух, горячие цехи)
необходимо предусматривать утепление кабины и вентиляцию или же гер-
метизацию кабины и кондиционирование воздуха, защиту от солнечных
лучей, света прожекторов и электросварки, отопление и устройства для
очистки стекол от снега. На электрических кранах мостового типа и на кон-
сольных кранах кабины располагаются под галереей моста и сообщаются
с ней лестницей. В этом случае для кранов, работающих внутри здания,
верхнее перекрытие кабины не делается. При необходимости подвешивания
Фиг. 34. Кабина крановщика.
кабины к тележке крана мостового типа выход из кабины на гелерею моста
допускается только через настил тележки или по наружной огражденной
лестнице. Кабины кранов этого типа следует располагать на стороне, про-
тивоположной расположению главных троллейных проводов, за исключением
случаев, когда провода недоступны для случайного к ням прикосновения
из кабины, с посадочной площадки и лестницы.
7. Приборы безопасности
Для обеспечения безопасности работы грузоподъемные машины с машин-
ным приводом оборудуются автоматически действующими приборами безо-
пасности. Эти устройства обеспечивают выключение: механизма подъема
груза и механизма подъема стрелы перед подходом грузозахватного органа
и стрелы к упору; механизма передвижения крана или тележки, имеющих
скорость передвижения 30 м/мин и более, при подходе их к упорам; меха-
низма передвижения грузоподъемной машины при подходе ее к другой ма-
шине, работающей с ней на одних путях; механизма поворота (для неполно-
поворотных машин) при подходе поворотной части к ее крайним положе-
ниям.
Стреловые краны, кроме перечисленного оборудования, имеют указатели
вылета и соответствующей этому вылету грузоподъемности. Шкала указателя
должна быть видна крановщику с его рабочего места. Схема одной из кон-
струкций .такого указателя приведена на фиг. 35. Все стреловые передвиж-
ные краны снабжаются ограничителями грузоподъемности, автоматически
62
Основы проектирования грузоподъемных машин
отключающими механизм подъема или его двигатель в случае подъема груза,
вес которого превышает величину грузоподъемности крана более чем на
10% для установленного вылета.
Ограничитель высоты подъема, устанавливаемый на кранах мостового
типа, показан на фиг. 36. Рычаг конечного нормально-разомкнутого выклю-
чателя типа КУ, установленного
на тележке, соединен тросом 1
с шарнирно-закрепленным рыча-
гом 2, на конце которого поме-
щается груз 3. Благодаря этому
грузу рычаг конечного выключа-
теля удерживает контакты в замк-
нутом положении. При достиже-
Фиг. 35. Схема привода указателя вылета стрелы.
пни крюковой подвеской 4 край-
него верхнего положения, она
поднимает рычаг 2, трос ослаб-
ляется и контакты конечного вы-
ключателя размыкаются, выклю-
чая тем самым электродвигатель
механизма подъема.
На стреловых кранах и электрических талях находят применение огра-
ничители высоты подъема другого типа (фиг. 37). Контакты конечного выклю-
чателя 1 удерживаются в замкнутом положении при работе механизма
подъема за счет веса рычага 2, который вращается вокруг осн 3. Регулировка
положения рычага осуществляется при помощи болта 4 с контргайкой.
В своем крайнем верхнем положе-
нии подвеска 5 поднимает рычаг 2,
и тот, поворачиваясь и нажимая
кулачком на шарнирную планку 6,
размыкает контакты выключате-
ля 1.
При конструировании ограни-
чителей высоты подъема следует
иметь ввиду, что конечный выклю-
чатель механизма подъема должен
останавливать грузозахватный ор-
ган без груза на расстоянии #е
менее четырехкратного пути тор-
можения и не менее, чем на рас-
стоянии 50 мм до верхнего упора
у электроталей и 200 мм у всех
других грузоподъемных машин.
Отключение механизмов пере-
движения грузоподъемной машины
или тележки, а также механиз-
Фиг. 36. Ограничитель высоты подъема подвески
крановой тележки.
мов поворота, производится конеч-
ными выключателями нормально-замкнутого типа, па рычаги которых
воздействуют специальные линейки. На кранах мостового типа выключатели,
ограничивающие путь передвижения тележки, устанавливаются на мосту,
а отключающая линейка — на тележке (например, линейка 5 фиг. 36). Для
выключения механизмов передвижения мостовых кранов конечные выклю-
чатели устанавливаются на мосту, а отключающие линейки на подкрано-
вых балках. На кранах, передвигающихся по наземным подкрановым путям,
конечные выключатели установлены на металлоконструкции крана и от-
ключаются линейками, укрепленными на шпалах путей.
I
§ 3. Основы конструирования грузоподъемных машин
CD
ex
64
Основы проектирования грузоподъемных машин
3
Фиг. 39. Ограничитель
грузового момента эле-
ктрического типа.
Конечный выключатель механизма передвижения устанавливается таким к,
образом, чтобы отключение электродвигателя происходило на расстоянии Е
до упора, равном не менее половины пути торможения механизма. При уста- Е
новке ограничителей хода на механизме передвижения для предупреждения Е
столкновения двух грузоподъемных машин, работаю- Е:
щих на одном пути, указанное расстояние может быть Е
уменьшено до 0,5 м. Е
Нафиг. 38 показана одна из возможных схем ограни- Е
чителя грузового момента, устанавливаемого на башен- Е
ных кранах. Ограничитель установлен в головной части К
башни. На коротком плече рычага 1 закреплен блок Е
грузового каната. Второе плечо соединено штоком с пру- В
жииой 2. При превышении допустимой нагрузки пру- Е.
жива 2 сжимается, и планка 3 нажимает на шток
конечного выключателя 4. Е
Ограничитель грузового момента электрического Е
типа (фиг. 39) аналогичен по конструкции вышеопя- Е
санному ограничителю. Нижнее плечо рычага 1 соеди- Е
нено с металлоконструкцией башни кольцевым индук- Е
тивным датчиком 2. Внутри датчика к двум его про- Е
тивоположным сторонам прикреплены две индукцион- Е
ные катушки и сердечник магнитопровода. При нагрузке в канате 3 кольцо Е
датчика 2 деформируется, катушки перемещаются относительно сердечника '
и в связи с этим изменяется сопротивление в электрической цепи. При Е
превышении нагрузки размыкается цепь управления двигателем механизма Е
подъема. Е
8. Противоугонные устройства Е
Краны (кроме мостовых), работающие на открытом воздухе и переме- Е
щающиеся по рельсовым путям, кроме тормоза механизма передвижения, Е
имеют противоугонные устройства с ручным или машинным приводом авто- Е
магического или принудительного действия. Мостовые краны, работающие Е
на открытом воздухе, не снабжаются противоугонными устройствами в том Е
случае, если тормоз механизма передвижения обеспечивает удержание крана .
(без груза) в неподвижном состоянии при коэффициенте запаса торможе- К
ния 1,25, при действии ветра на кран в его нерабочем состоянии. Е
Противоугонные устройства выполняются с постоянным или переменным Е
усилием торможения, развивающимся при угоне грузоподъемной машины Е
ветром, и с ручным пли машинным приводом. Они делятся на две группы: Е
остановы и захваты. Остановы — устройства, создающие дополнительную Е
(к тормозам механизма передвижения) силу торможения за счет воздействия Е
на ходовую часть машины; захваты — устройства, которые создают силу тор- Е
можения путем непосредственного контакта рабочих поверхностей этих уст- Е
ройств с подкрановыми рельсами. Наибольшее распространение получили Е.
противоугонные захваты, а из них — устройства с постоянным усилием Е=
торможения, т. е. устройства, имеющие плоские рабочие поверхности. Е
На фиг. 40 показан противоугонный захват с ручным приводом. Корпус 1 Е
крепится к торцовой стороне концевой балки или ходовой тележки. При вра- Е
щении винта 2, которое осуществляется штурвалом 3, соединенные с винтом Е
клин 4 и планки 5 и 6 движутся вниз. При этом верхние концы рычагов 7, Е
которые вращаются на осях 8, расходятся, а нижние зажимают головку Е
рельса. При подъеме винта 2 давление клина 4 на рычаги 7 прекращается, Е
и головка рельса освобождается. При дальнейшем подъеме винта планка5 Е'
своими вырезами захватывает оси роликов 9 и поднимает рычаги выше го- Е,
ловки рельса. Е
§ 4. Расчет механизмов подъема грузов
65
Противоугонные захваты с машинным приводом и клиновым замыканием
показаны на фиг. 41. На раме. / на осях 2 закреплены двухплечие рычаги 3.
Зажим головки рельса осуществляется при помощи щек 4, закрепленных
на коротких плечах рычагов. На этой же раме расположены четыре направ-
ляющих горизонтальных ролика 5, которые обеспечивают постоянный зазор
между головкой рельса и щеками рычагов. Длин-
ные плечи рычагов 3 сводятся клином 6, сое-
диненным со щеками 7, в которых сделаны
вырезы специальной формы. При подъеме клина
вырезы нажимают на ролики 8, закрепленные
на рычагах, и длинные плечи рычагов сводятся,
в связи с чем щеки 4 освобождают головку
рельса. Разведение рычагов при зажатии голов-
ки рельса производится клином 6, соединен-
ным с тягой 9, которая движется вниз под дей-
ствием веса двух, закрепленных на ней, бетон-
ных грузов 10. Подъем клина осуществляется
при помощи зубчатой рейки 11, скрепленной
с тягой 9 и входящей в зацепление с шестер-
ней 12.
Механизм подъема, смонтированный на раме
13, имеет два привода: электрический и ручной.
Последний используется при перерыве в энерго-
снабжении. Электрический привод состоит из
фланцевого электродвигателя 14, редуктора 15,
колодочного нормально-разомкнутого тормоза
15 с электрогидравлическим толкателем 17, и
открытой зубчатой передачи 18. Крайнее верх-
нее положение клина ограничивается конечным
Фпг. 40. Противоугонный зах-
ват с ручным приводом.
выключателем 19, на рычаг которого нажимает
планка, закрепленная на тяге 9. При выклю-
чении электрического тока, которое может осу-
ществляться как автоматически, при определенной скорости ветра,так и из
кабины крановщика, тормоз 16 освобождает шкив механизма подъема,
клин 6 опускается, разводит длинные плечи рычагов 3, и щеки 4 зажимают
. головку рельса. Ручной привод действует при помощи рукоятки 20, от кото-
1 рой через открытую зубчатую передачу 21 вращение передается шестерне 12.
; _В этом случае верхнее положение клина фиксируется ленточным тормозом 22.
§ 4. РАСЧЕТ МЕХАНИЗМОВ ПОДЪЕМА ГРУЗОВ
Для расчета механизма подъема, кроме его основных параметров (грузо-
подъемность Q, скорость v подъема груза, высота подъема груза), должны
быть заданы режим работы механизма и его кинематическая и конструктив-
ная схемы.
1. Определение усилий в канате
Принципиальная схема полиспаста механизма подъема приведена на фиг.42.
Усилие в канате, набегающем на направляющий блок 3,
Усилие S' в канате, сбегающем с направляющего блока 3,
gf __ Q 1
(15)
(16)
5 Руденко з др.
Фиг. 41. Противоугонный захват с машинным приводом.
Основы проектирования грузоподъемных- машин
§ 4. Расчет механизмов подъема грузов
67
Усилие Sj в канате, набегающем на барабан, при числе направляющих
блоков, равном
Q /1 1 ~ По.!
тX п- *
(1 - Пбл) lw-'
(17)
где т — кратность полиспаста, т . е. число ветвей (перерезов) каната в одном
полиспасте, на которых подвешен груз;
п6л — к. п. д. каждого блока полиспаста, учитывающий потери в опорах
блока, а также потери, вызываемые жесткостью каната. Значения
к, п. д. принимаются по табл. 11.
Фиг. 42. Схема полиспаста:
w
4
направляющий;
барабан.
/—блок подвески; 2—блок верх-
ний (с неподвижными осями);
гУ — блок
При подъеме груза на нескольких полиспастах
вид:
- Т]бл
формула (17)
принимает
(18)
б
- О '
Натяжение каната, сбегающего с барабана при опускании груза,
Q 1 ~ Лбл
1 - С
оп
(19)
где ап — число полиспастов.
Таблица 11
Значения коэффициента полезного действия блока
Вид опоры Условия работы 'Пбл „2 ^бд Пбл 7 ^6.7
Подтип- ники скольже- ния Плохая смазка, вы со кая температура Редкая смазка . . Нормальная перио- дическая смазка Автоматическая смазка 0,94 0,95 0,96 0,97 0,885 0,9 0,92 0,94 0,83 0,86 0,885 0,91 0,78 0,815 0.85 0,885 0,74 0,775 0,815 0,86 0.69 0,74 0,785 0,835 0,65 0,70 0,75 0,81 0,61 0,665 0,72 0,785
Подшип- ники качения Плохая смазка, вы- сокая температура Нормальная густая смазка 0,97 0,98 0,94 0,96 0,91 0,94 0,885 0,92 0,86 0,905 0,835 0,885 0,81 0,87 0,785 0,85
5*
68
Основы проектирования грузоподъемных мшиин
2. Расчет каната и цепи
Канат для механизма подъема выбирается по формуле
^гпах
> 1г
(20)
где kK — коэффициент запаса прочности каната, принимаемый по табл. 12
в зависимости от типа грузоподъемной машины, характера и ре-
жима эксплуатации;
Smax — максимальное рабочее на- тяжение каната в поли- спасте в к.Г; Рк — разрывное усилие каната в целом в кГ, принимае- мое по данным соответст- вующего ГОСТа на канаты (см. приложение 111). Таблица 32 Ifni/hAu tiuaut ffnouuor*TU сДМяТАП Таблица 13 Коэффициент е
Тип грузопод Ъб_М ной машины Род привода Режим работы Коэффициент !
Краны стрело- вые 1 Ручней —-— 16
1 i .Машин- ный Легкий 16
Средний 18
Тяжелый, весьма тя- желый и весьма тя- желый не- прерывный 20
Назначение канатов Род привода Режим работы Коэффициент за- паса прочности
Тали электри- ческие — 20
Грузовые и стреловые Ручной - 4,5
Лебедки для подъма грузов или людей Ручной —- 16 18
Машин- ный Легкий О
Средний 6,0
Г рузоподъем- ные машины остальных типов Ручней ! —-
Тяжелый, весьма тя- желый и весьма тя- желый не- прерывный
Машин- ный Легкий 20
Средний 25
Тяжелый, весьма тя- желый и весьма тя- желый не- прерывный 30
Канаты лебе- док. предна- значенных для подъема людей Любой — 9,0
Диаметр барабана или блока, огибаемого канатом, определяется по фор-
муле
D^d^e-l), (21)
где D t — диаметр барабана или блока по дну канавки в лги;
,dK — диаметр каната в мм;
е — коэффициент, зависящий от типа грузоподъемной машины и ре-
жима ее эксплуатации (табл. 13).
Диаметр уравнительного блока принимается равным или более 0,6 диа-
метра рабочих блоков.
§ 4. Расчет механизмов подъема грузов
69
Для электрических талей, транспортирующих расплавленный или раска-
ленный металл, кислоты, огнеопасные, взрывчатые и ядовитые вещества,
независимо от режима эксплуатации коэффициент запаса прочности kK
принимается не менее 6, а коэффициент е — не менее 25.
При расчете чалочных стальных канатов следует учитывать, кроме числа
ветвей каната, на которых подвешен груз, угол их наклона к вертикали.
Отклонение направления каната во время работы от направления винто-
вой линии навивки на барабане не должно превышать 1 : 40 для гладкого
барабана и 1 : 10 — для барабана с винтовой нарезкой для каната.
Расчет цепей, используемых в качестве грузового гибкого органа, произво-
дится также по формуле (20), где — максимальное расчетное усилие
в сварной цепи; Рк — разрывное усилие цепи, принимаемое по ГОСТу на
цепи. Значение коэффициента запаса прочности для грузовой пластинчатой
цепи принимается равным 5, для грузовой сварной цепи — 3.
3. Барабаны
Барабаны выполняются литыми из чугуна вл и стал и и сварными стальными.
Стенки барабана испытывают сложное напряжение сжатия, кручения и из-
гиба. Сложное напряжение от изгиба и кручения определяется по формуле
о
- -1-Л12
< ICT1“Kr/CJ
где - экваториальный момент сопротивления;
^б = о,1
Dx — наружный диаметр барабана по дну канавки под канатом;
О2 — внутренний диаметр барабана.
Таблица 14
Фиг. 43. Схема крепления каната к барабану.
Коэффициент запаса прочности при расчете
барабанов на сжатие
Тип крана Стальной ба- рабан (отно- сительно а ) Ч у гунн ыЙ ба- рабан (отно- сительно о ) 0 /
1 Крюковые, с жесткой и гиб- кой подвеской траверсы Мульдомагнитные, магни- тногрейферные 1,5 1,4 4,25 4,0
При барабанах, длиною менее трех диаметров, напряжение от изгиба
и кручения не превышает 15% от напряжения сжатия, поэтому основным
является расчет на сжатие. Напряжение сжатия определяется по формуле
где S6 — максимальное натяжение каната
х - Di
о ~ ~—- — манимальная толщина
t0 — шаг нарезки в см (см. фиг. 43);
[сгфж — допускаемое напряжение сжатия,
Коэффициент запаса прочности k
в кГ;
стенки барабана
определяемое по
принимается по
в с.и;
формуле (3).
табл. 14.
70
Основы проектирования грузоподъемных машин
4. Крепление конца каната на барабане
Конструкция крепления каната должна быть доступной для осмотра,
удобной для смены каната, простой в изготовлении. Канат в месте крепле-
ния не должен подвергаться резкому изгибу. Наибольшим распространением
пользуется крепление каната планками, прижимающими канат к барабану.
Учитывая влияние дополнительных витков, получаем натяжение каната
в месте его крепления к барабану
е
°креп — fa >
где а — угол обхвата барабана запасными витками каната в рад;
f — коэффициент трения;
е — основание натуральных логарифмов.
Для надежного крепления сила трения FKp, создаваемая креплением,
должна быть не менее <S\.pefI. Сила FKp возникает между барабаном и канатом
и между планкой и канатом. При планке, имеющей трапецеидальную ка-
навку (фиг. 43), усилие растяжения крепежных болтов
D $креп
бг = ’
где /д — коэффициент трения между барабаном и канатом, принимаемый
равным 0,10 — 0,16;
— приведенный коэффициент трения между канатом и планкой с тра-
пецеидальной канавкой;
sin -j-1\ cos р ’
где р — угол наклона боковой грани канавки на планке (см. фиг. 43).
Болты планок рассчитываются на растяжение и изгиб. Напряжение в болтах
1 .ЗР ОТ I
О I' --.--
где dL— внутренний диаметр нарезки болта;
— число болтов;
— момент, изгибающий болт и равный произведению SKpen на
плечо /6г (фиг. 43).
Независимо от расчета, число одноболтовых прижимных планок должно
быть не менее двух. При двухболтовых прижимных планках устанавливается
по одной планке при диаметре каната до 31 мм и две планки при большем диа-
метре каната.
5. Грузовые крюки
Крюки кованые однорогие и двурогие для грузоподъемных механизмов
с ручным и машинным приводом следует принимать по Государственным стан-
дартам (см. Приложение III).
6. Определение мощности, крутящих моментов и чисел оборотов
звеньев кинематической цепи механизма подъема
Статическая мощность электродвигателя
Ncm - л. с., (22)
Ст 1^\под
где Q — вес груза в kF;
v — скорость подъема груза в м/сек;
Лпей — общий к. п. д. механизма подъема.
§ 4. Расчет механизмов подъема грузов
71
Статический крутящий момент М6, действующий на валу барабана диа-
метром D6 -• -г при подъеме груза, создающего натяжение каната
на барабане, равное
Мб кГм, (23)
° 21]б
где ак — число ветвей каната, закрепленных* на барабане;
Т|б — к. п. д., учитывающий потери в опорах вала барабана; при подшип-
никах качения % = 0,85 -ь 0,97, при подшипниках скольжения
= 0,93 я- 0,95.
При определении моментов, действующих в элементах кинематической
цепи механизма подъема при подъеме груза, принимаются минимальные
значения к. п. д.
Число оборотов барабана
пб
vm
aIDq
об/мин.
(24)
где v — заданная скорость подъема груза в м/мин-,
т — кратность полиспаста.
Крутящие моменты и числа оборотов на промежуточных валах
ЛТ. = —к Г я и лг = fi/ih- об/мин,
a х ол
где iv и Y]x — соответственно передаточное число и к. п. д. части механизма
между валом барабана и рассматриваемым промежуточным валом.
Крутящий момент и число оборотов ротора электродвигателя
М,,, -- -~М— кГм и пдв = п.-.1п об/мин,
08 ЫЛмой ° °
где i0 и — соответственно общее передаточное число и общий к. п. д.
механизма.
По выбранному электродвигателю уточняется число его оборотов и общее
необходимое передаточное число
(25)
где пда — число оборотов ротора электродвигателя при фактической на-
грузке. Для двигателей постоянного тока пдд определяется по характеристи-
кам электродвигателя. Для двигателя переменного тока пдв следует прини-
мать равным числу оборотов при номинальной нагрузке.
7. Определение тормозного момента
Все механизмы подъема должны быть снабжены автоматически действую-
щими тормозами нормально-замкнутого типа (с электрическим приводом или
замыкаемые весом груза — грузоупорные). Только для механизмов с фрик-
ционными или кулачковыми муфтами включения, а также для механизмов
с фрикционными передачами допускается применение управляемых тормо-
зов как нормально-замкнутого, так и нормально-разомкнутого типа (в послед-
нем случае — с надежно действующим стопорным устройством). Тормоз
должен быть установлен на таком кинематическом звене механизма, которое
жестко связано с барабаном (зубчатыми или червячными передачами). Ис-
ходя из условий уменьшения мощности привода тормоза и его габаритных
размеров, тормоз обычно устанавливают на валу, соединяющем электродви-
гатель с редуктором механизма, или возможно ближе к нему.
72
Основы проектирования грузоподъемных машин
В качестве тормозного шкива обычно используют одну из полумуфт
муфты, соединяющей двигатель с редуктором, причем эта полумуфта должна
находиться на валу редуктора.
Если действия одного тормоза недостаточно, устанавливают два тормоза;
при этом второй — на другом конце вала мотора (что предпочтительнее) или
на другом валу механизма; в последнем случае тормоза будут различными
по развиваемому тормозному моменту.
Применение самотормозящих червячных передач в любых крановых меха-
низмах не может служить заменой тормозного устройства, так как, по мере
износа, червячная пара теряет самотормозящие свойства.
Расчет тормозов механизма подъема ведется на создание тормозного
момента, обеспечивающего удержание груза в статическом состоянии на весу
с определенным коэффициентом запаса торможения. Коэффициентом запаса
торможения kT называется отношение момента МТ, создаваемого тормозом,
к статическому крутящему моменту Л1ь создаваемому грузом на тормозном
валу и определенному с учетом потерь в механизме
(26)
Коэффициент запаса торможения kT по правилам Госгортехнадзора имеет
следующие значения:
Для легкого режима работы и для механизмов с ручным приводом .... 1,50
Для среднего режима работы.........................................1,75
Для тяжелого, весьма тяжелого и весьма тяжелого непрерывного режимов
работы ............................................................2,00
Статический момент при торможении
лл
м, - ——
1 ы
где Мбт — момент на валу барабана от груза, удерживаемого тормозом
в подвешенном состоянии; этот момент определяют из расчета
равномерного распределения нагрузки между всеми ветвями
полиспаста без учета потерь в блоках; МиГ = :
п0 и i0 — соответственно к. п. д. и передаточное число механизма от вала
барабана до тормозного вала;
т —• кратность полиспаста.
Механизмы подъема кранов и подъемных механизмов, транспортирую-
щих расплавленный и раскаленный металл, ядовитые и взрывчатые вещества
и кислоты, должны иметь на каждом приводе барабанов по два тормоза.
Коэффициенты запаса торможения в этом случае имеют следующие значения:
Для механизма подъема с одним или несколькими барабанами от одного
двигателя .........................................................1,25
Для механизма подъема с двумя или несколькими барабанами от двух дви-
гателей :
при установке одного тормоза на каждом приводе...................1,25
при установке двух тормозов на каждом приводе ...................1,1
Определение тормозного момента стопорных и спускных управляемых
тормозов производится одинаково. Для механизмов подъема с электроприво-
дом, имеющих одновременно грузоупорные и стопорные тормоза, установ-
лены величины коэффициента запаса торможения, приведенные в табл. 15.
Как видно из табл. 15, запас торможения грузоупорного тормоза больше
для легкого режима работы. Это объясняется тем, что в автоматических
§ 5. Расчет механизмов передвижения
73
спускных тормозах запас торможения определяет собой лишь степень надеж-
ности удержания груза на весу, но не определяет ни создаваемого замедле-
ния, пи пути торможения. Путь торможения зависит от соотношения между
силами инерции элементов механизма
и веса груза, приведенными к валу
тормоза. Чем больше вес груза, тем
меньше это соотношение и тем меньше
путь торможения. Для уменьшения
пути торможения в механизмах подъе-
ма с электрическим приводом необ-
ходимо применять дополнительный
стопорный тормоз, назначением кото-
рого является поглощение кинетиче-
скойэнергии вращающихся масс меха-
низма от двигателя до вала, на кото-
ром установлен спускной тормоз. За-
пас торможения стопорного тормоза
о п р едел я етс я вел ич и н о й м оме и т а
инерции элементов механизма и имеет
меньшее значение при меньших ско-
ростях (т. е. при легком режиме работы). Если установить стопорный тор-
моз с излишне большим тормозным моментом, то этот тормоз будет осу-
ществлять резкую остановку груза, опережая действие грузоупорного тор-
моза. При этом исчезает основное, достоинство последнего — возможность
создавать торможение всех грузов с одинаковым замедлением. Излишне
большой запас торможения грузоупорного тормоза приводит к нарушению
плавности работы механизма; опускание груза будет происходить неравно-
мерно, сопровождаясь толчками.
При меньших скоростях и соответственно меньших величинах сил инер-
ции происходит замедленное затягивание автоматического тормоза и, сле-
довательно, запас торможения этого тормоза с уменьшением скорости сле-
дует увеличить.
§ 5. РАСЧЕТ МЕХАНИЗМОВ ПЕРЕДВИЖЕНИЯ
Приведенные ниже методика и нормы расчета применяются для механиз-
мов передвижения грузовых тележек и кранов, перемещающихся по рельсо-
вому пути.
Для расчета механизма передвижения, кроме конструктивной схемы меха-
низма и его основных данных (грузоподъемности, скорости передвижения,
режима работы и т. д.), должны быть заданы геометрическая схема крана или
тележки с основными размерами (пролет, база, или для многоопорных кра-
нов — расстояние между осями ходовых колес, подветренная площадь крана
в плоскости, перпендикулярной к направлению движения, и т. п.).
Коэффициент запаса торможения механизмов
подъема, имеющих одновременно грузоупорный
и стопорный тормоз
Режим работы
Легкий
Средний
Тяжелый
Коэффициент
запаса тор-
можения k
о
S ГС
I ? «
о
О о
Р-с!
С о
с ь
о _
I 1.25
1.15
0.85
1,0
1. Определение сопротивлений передвижению
Полное сопротивление передвижению крана или тележки
-!- 1Гв, (28)
где 1ГТ — сопротивление трения при движении крана, без учета трения
реборд, в кГ~,
kp — коэффициент, учитывающий сопротивление трения реборд ходо-
вых колес крана о головку рельсов (при подшипниках сколь-
жения -трение торцов ступиц колеса) при движении крана
(табл. 16);
74
Основы проектирования грузоподъемных машин
— сопротивление от уклона подкрановых путей в кГ;
We — сопротивление от действия ветровой нагрузки в кГ.
Таблица 16
Коэффициент kp
Отношение пролета крана к базе Колеса
на подшипниках скольжения на подшипниках качения
Цилиндрический обод Конический обод Цили ндр и чески й обод Конический обод
1 2 3 4 5 6 7 8 1,35 1,4 1,45 1,5 1,55 1,2 2,0 2,1 2,2 2,3 1,2
2.4 2,6 1,3
1,6 1,75 1,9 1,3
2,9 3,2 1,4
Сопротивление трения определяется по формуле
W' гр - (G+ Q), (29)
где GKr -- вес крана или тележки в кГ;
Q - вес груза в кГ;
DX K- диаметр ходового колеса в см;
dn — диаметр вала колес в месте посадки подшипников в см;
ft — коэффициент трения качения (табл, 17) в см;
f3 — коэффициент трения в подшипниках колес; величина f3 прини-
мается:
Для подшипников скольжения открытого типа.....................0,10
Для букс с жидкой смазкой ....................................0,08
Для шариковых и роликовых подшипников........................0,015
Для конических подшипников качения ...........................0,02
Сопротивление от уклонов подкрановых путей
- a (Go ч- <2). (30)
Таблица /7
Коэффициент трения качения Д в см
Диаметр ходоного колеса в мм
Тип рельса 200 300 400 500 goo 700 800 900 1000
Д л я ста Л [> И ы х колес
Плоский С выпуклой головкой 0,03 0,04 0,05 0,06 0,06 0,08 0,06 0,10 0,07 0,12
Для ч У Г у И 11 ы X колес
Плоский С выпуклой головкой 0,04 0,05 0.06 0,07 0,08 0,09 0,08 0,12 0,09 0.14 !
§ 5. Расчет механизмов передвижения
75
Расчетные уклоны подкрановых путей а принимаются:
Для путей с железобетонным фундаментом ня металлических балках 0,001
Для путей с щебеночным основанием и деревянными шпалами .... 0,002
Для подтележечных путей на мосту крана....................0,002
Механизмы передвижения могут выполняться по двум схемам: с централь*
ным и раздельным приводом. Момент сопротивления определяется для этих
двух случаев различно.
Момент сопротивления для механизма с центральным приводом, приве-
денный к валу двигателя, определяется по полному статическому сопротив-
лению передвижения Wnep
м w Л'-к.
- w пер 2Л()(-0 •
Момент сопротивления передвижению кранов, имеющих механизм пере-
движения с раздельным приводом, определяется для каждой опоры раздельно
при наибольшем давлении ходовых колес на рельсы у рассчитываемой опоры
[формулы (28—30)].
2. Проверка запаса сцепления
Проверка запаса сцепления К(1( при расчете механизмов передвижения
производится для случая, когда сила сцепления ходовых колес с рельсом
имеет наименьшее значение, т. е. для случая работы кранов или тележек без
груза
Огр
К ____________________!-------------
Cti W7 ( а пк—пх dn \
(31)
где GKP — общий вес крана (тележки) без груза в к,Г\
G — суммарное давление ведущих ходовых колес на рельс в кГ\
IF,!cr — полное сопротивление передвижению крана без груза в кГ,
а — возможное ускорение, определяемое действительной характери-
стикой установленного электродвигателя или тормоза (см. § 4);
— общее число колес;
пх — число холостых колес;
Ф — коэффициент сцепления ходового колеса с рельсом (для кранов,
работающих на открытом воздухе, <р = 0,12; для кранов, рабо-
тающих в закрытых помещениях, когда попадание влаги ис-
ключено, ф = 0,15; для кранов, работающих с песочницами,
Ф = 0,20);
[3 — коэффициент трения в подшипниках ходовых колес (принимается
поданным на стр. 74).
Запас сцепления мостовых кранов с раздельным приводом должен быть
проверен для аварийного случая при работе привода только с одной стороны,
при расположении тележки без груза со стороны неработающего при-
вода.
В этом случае запас сцепления
б 1пахГГ
& кр ' Пх) , dn
/я /7Л
1,1,
где Стах — наибольшее давление на ведущие колеса со стороны работающего
механизма.
76
Основы проектирования грузоподъемных машин
3. Механизмы передвижения консольных кранов
Наибольшее давление на вертикальные ходовые колеса (фиг. 44)
V Q 7 4 бкр
rjnUJX
* верт
"в
пв
где V---вертикальное опорное давление;
Q — вес груза;
6\р-- вес крана (без тележки);
GT — вес тележки;
— число колес, воспринимающих
Фиг. 44. Схема консольного
вертикальную нагрузку.
Наибольшее давление на гори-
зонтальные ролики
nnuiK {Q + О г)вг 4- Ga-p е2
- п, - п.
где HL — горизонтальное опорное
давление;
п; — число рол и ков, восприни-
мающих горизонтальную
нагрузку на одном опор-
ном рельсе;
е2—соответственно расстоя-
ния от оси горизонталь-
ных роликов до точки
крана. '
приложения нагрузки.
В консольных кранах к сопротивлению при передвижении вертикальных
ходовых колес прибавляется еще сопротивление при передвижении верхних
и нижних горизонтальных опорных роликов. Обозначив через — радиус
вертикальных ходовых колес, — радиус горизонтальных роликов, dt
и d2 — диаметры их осей и — расстояние между горизонтальными роли-
ками, получим в соответствии с ранее приведенными формулами общее
сопротивление при передвижении
Q + -г GKp / \ ( (Q -I- ОТ)е} Ц- GKp (?31 \
^/3 2 \'3~2~ 1 Ч‘
В остальном расчет механизма передвижения производится аналогично
расчетам рассмотренных ранее механизмов.
4. Велосипедные краны
Схема велосипедного крана приведена на фиг. 45.
При расположении стрелы в направлении движения крана вертикальная
опорная реакция V будет равна
V - Q + О. ! Gg>
где -- вес поворотной части крана (без противовеса);
6., — вес противовеса.
Горизонтальные опорные реакции колонны равны
/у = ~ .
1 ~~ *2
Момент от собственного веса стрелы полностью уравновешивается про-
тивовесом, а момент от груза — только наполовину.
§ 5. Расчет механизмов передвижения
77
Если стрела расположена перпендикулярно рельсовому пути и верти-
кальные опорные реакции те же, что при стреле расположенной в направ-
лении движения, то на нижнем и верхнем рельсовом пути горизонтальные
опорные реакции
а горизонтальные реакции колонны
Н** = и Н5 -- Н. -Cl4 hi-
fl 2 ”2
Горизонтальные опорные реакции колонны и рельсов в зависимости
от угла поворота стрелы а изменяются от нуля до максимума.
Фиг. 45. Схема велосипедного крана.
Вертикальные давления колес А и В меняются соответственно положе-
нию стрелы. Для стрелы, стоящей под произвольным углом а, относительно
направления движения крана, получим
-------e:i cos а
1б
И
/б
2 4 ея cos а
2 /б
Для а = 90п стрела перпендикулярна направлению движения
А = В:, '(V-i-GJ.
£
Когда стрела с полной нагрузкой расположена в направлении движения
(а = 0е), наибольшее вертикальное давление на колесо
и Ж г 1/ -
* верт & - “г»" i ' т
а наименьшее вертикальное давление
/п
•---- Г-
рлпп _ д — ' 1/ "
гверт J* — 2 У 1^ *
где С2 — вес неповоротной части жрана.
78
Основы, проектирования грузоподъемных машин
Максимальное давление на горизонтальные ролики (а — 90е)
где п, — число горизонтальных роликов. При а 0° Р™рп •-= 0.
Вертикальные ходовые колеса перемещаются по железнодорожному рельсу
или квадрату. Верхний горизонтальный путь перемещения выполняется
из двух швеллеров или двутавровых балок. В некоторых случаях на кранах
этого типа нижние горизонтальные ролики не устанавливаются, а горизон-
тальное усилие И3 воспринимается рельсом через реборды ходовых верти-
кальных колес.
Сопротивление при движении. В велосипедных кранах, как и в кон-
сольных, сопротивление передвижению зависит от сопротивления верти-
кальных ходовых колес и верхних и нижних горизонтальных роликов. Если
обозначим: — радиус вертикальных колес, d1 — диаметр их оси, и d2,
а также и — радиусы верхних и нижних роликов и диаметры их осей,
то при стреле, расположенной перпендикулярно направлению движения,
максимальная величина сопротивления при передвижении, в соответствии
с формулами, приведенными выше, будет
1
Ж
Л)
Проверка на силу сцепления. Когда стрела с полной нагрузкой распо-
ложена в направлении движения крана и занимает место над ходовым коле-
сом В (фиг. 45), то приводное колесо А имеет наименьшую нагрузку Р™рпт .
Для того чтобы кран в этом положении мог тронуться с места без буксования
приводного колеса, должно быть соблюдено условие
pniin Ttyinin
* eeprrvP И7 пер •
Если РвертЧ? < , то приводное колесо А не имеет достаточной
нагрузки для сцепления с рельсом, и тогда оба колеса должны быть привод-
ными.
5. Механизмы передвижения монорельсовых тележек
и электрических талей
Расчет механизмов передвижения этих машин несколько отличен от изло-
женного выше в силу специфичности рельсового пути (наличия закругле-
ний, стрелок, поворотных кругов и т. п.).
Сопротивление от трения в цапфах ходовых колес, отнесенное к ободу
колеса,
IV'r, Л<? G«)/3 4 ’
где Q — вес груза;
G(, - собственный вес тележки (тали);
d„ — диаметр оси колеса;
D — диаметр колеса по средней окружности катания;
/з — коэффициент трения в подшипниках колес.
Сопротивление от трения качения по прямому горизонтальному пути,
отнесенное к ободу колеса,
«7.
где Д — коэффициент трения качения.
§ 5. Расчет механизмов передвижения
79
При проходе кривых участков пути, а также при перекосе тележки во
время движения по прямому пути ходовое колесо стремится сойти с рельса.
По этой причине колеса делают с ребордами. При перекосе колесо двигается
так как показано схематически на фиг. 46, а, т. е. одна реборда касается
рельса, что вызывает добавочное трение. За один полный оборот колесо из
положения / перейдет в положение //. При этом плоскость вращения, про-
ходящая через точку соприкосновения рельса и реборды, займет положение
О2О2. Следовательно, перекос сопровождается поперечным скольжением
колеса, причем величина скольжения за один оборот будет равна nDsin у,
6J
Фиг. 46. Схемы к расчету сопротивлений при передвижении
однорельсовой тележки.
где у — угол между плоскостью вращения колеса и осью рельса, зависящий
от ширины просвета между ребордами, базы тележки и ширины ездового
профиля.
Сопротивление от поперечного скольжения
W;t - (Q -F GJ /5 sin у.
Коэффициент /д принимают равным 0,15—0,2.
При езде по прямому пути угол у зависит от величины зазора между рель-
сом и ребордами колес. Приближенно можно считать, что sin у = — , где
бэ — величина двухстороннего зазора. Следовательно, для прямого пути
ГГ - (Q ; g„) р .
При тележках с жесткой базой сопротивление на криволинейных участ-
ках
117”/ = (Q + G„) Р -£,
где 1б — жесткая база тележки;
Rs —- радиус закругления пути.
Обычно с целью уменьшить сопротивление при проходе кривых прини-
мают отношение ~ в пределах ~ (величина радиуса Rs 2 — Зя).
Помимо сопротивления от поперечного скольжения будут возникать также
потери вследствие трения реборды о рельс. Сила прижатия реборды к рельсу
может быть принята равной (Q Т GJ/6, следовательно, сила трения будет
80
Основы проектирования грузоподъемных машин
Соприкосновение реборды колеса с рельсом происходит в некоторой
точке В (фиг. 46, б),следовательно, сила трения, приложенная к этой точке,
создаст на плече hT относительно точки поворота колеса А момент сопротив-
ления передвижению
= «2 + С0)/|Л, -
откуда сопротивление от трения в ребордах
(Q |-
По исследованиям В. К. Баранова отношение ~ в среднем может быть
принято равным 0,4—0,7.
Таким образом, сопротивление от трения в ребордах довольно значи-
тельно. Величину сопротивления можно уменьшить, заменив реборды
Фиг. 17. Однорельсовая тележка с направляющими
роликами.
горизонтальными роликами,
которые катятся по боковым
граням ездовой балки.
При этом
4
где /3 — коэффициент трения
в подшипниках гори-
зонтальных роликов;
гп и R’— соответственно ради-
ус оси под подшип-
ником и радиус ро-
лика;
— коэффициент трения
качения горизон-
тальных роликов по
боковым граням бал-
ки.
Сопротивление W%0J> значительно меньше сопротивления от трения в ре-
бордах На фиг. 47 приведена одна из конструкций однорельсовой те-
лежки с направляющими горизонтальными роликами.
Кроме вышеуказанных видов сопротивления передвижению, должно
быть учтено также сопротивление от конусности ходовых колес. При угле
наклона полки рельса ар (фиг. 46, а) вертикальное давление на колесо V* ~
Q -f- Gg ЛГ Т7
= ----- вызывает нормальную реакцию Л\ - kxcosap и силу скольже-
ния S*. -- V\. sin ар, направленную вдоль полки рельса. Препятствовать
скольжению будет сила трения Aj;., действующая также вдоль полки рельса,
но в противоположную сторону. Разность этих сил дает силу Нк = —
— <VJe, горизонтальная составляющая которой /7ки будет прижимать ступицу
колеса к раме теле : ки:
Нк ----- Нк cos ар -- (SA. — Л\Л) cos ; (VA sin ар — VK cos apffi) cos ap =
cos2 ap (tg ap — /e).
Если в среднем равно 0,17 и ад 8° (нормальные прокатные профили),
то Нк 0, так как /6 tg Поэтому трение в ступице от силы обычно
не учитывают.
§ 5* Расчет механизмов передвижения
Помимо трения в ступице, имеет место также скольжение ходовых колес
по рельсу вследствие их переменного диаметра.
Сопротивление от конусности колес
1F5 (Q -г б0)
Л sin с!р
При тех же значениях /6 и ар
НД 0,024 Q +D6"
При небольшом диаметре колес эти сопротивления довольно значительны.
Поэтому вместо конуса лучше применять бандаж с шарообразной поверх-
ностью; в этом случае й?5 ~ 0. Еще лучше делать колеса наклонными (пер-
пендикулярно поверхности катания).
При конструировании ходовых тележек необходимо боковые листы рамы
(щеки) делать достаточно жесткими, так как при перекосе тележки и на кри-
вых участках пути может появиться горизонтальная сила, равная ( Q ф-
+ Go) /в и стремящаяся изогнуть или перекосить щеки. Если щеки недоста-
точно жестки, то перекос колес может вызвать защемление тележки на кри-
вых участках пути, а при больших нагрузках может начаться деформация
полки прокатного профиля. Это происходит потому, что колеса перестают
опираться равномерно на всю ширину полок и передают всю нагрузку на их
края.
Общее сопротивление при передвижении на горизонтальном прямом пути
при конических колесах, снабженных ребордами,
= (Q + G„) 4=- Н
где kfTp — коэффициент, учитывающий увеличение сопротивлений при
проходе стрелок и поворотных кругов (kCT <=& 1,2).
В табл. 18 приведены данные о режимах работы электроталей.
Режим работы электроталей
Таблица /8
Механизмы ре Mt им работы Число включений пв " в Расчетный график 3 1- груз км
Легкий 60 15 1
Механизм подъема Средний 120 25 I
Тяжелый 4 4 240 40 2
Механизм передвиже- Легкий 30 15 3
ния для талей без Средний 60 25 з
кабины Тяжелый ч № а г 120 40 4
Механизм передвиже- Легкий 7.5 25 5
ния для талей с ка- Средний 15 40 5
би ной Тяжелый * « v а а 30 60 6
Примечание. Расчетные графики загрузки электроталей 3, 4, 5 и 6 обрадуются из
графиков загрузки, представленных па фиг. I и 2* График 3 образуется из графика фнг 1т а гра-
фик 4 из графика фиг. 2 с прибавлением к ним постоянной нагрузки от веса электротали; график 5
образуется из графика фиг, I, а график 6 из графика фиг. 2 с прибавлением к ним постоянной
нагрузки от вес.1 элекчротали и кабины.
6 Руденко и др.
82
Основы проектирования грузоподъемных машин
6. Расчет быстроходных трансмиссионных валов
на критическое число оборотов
Критическое число оборотов для участка вала определяется по формуле
зо?Л 1 /TfJT
—?2~ V об1м1т’
ЛГ1 f "%?
tf
где /я — длина рассчитываемого участка вала в см;
Е — модуль упругости в кГ/см'2;
J„ — полярный момент инерции сечения вала в с.и4;
mfi — масса единицы длины вала в кГсек-/см2;
- параметр собственных колебаний вала, зависящий от конструкции
заделки концов вала; выбирается по табл. 19.
Таблица 19
Величина параметра
Расположение участка вала
Для надежной работы вала необходимо, чтобы —— > 1,2,
где пф —
фактическое число оборотов трансмиссионного вала, принимаемое при при-
воде от двигателей переменного тока равным номинальному числу оборотов,
а при приводе от двигателей постоянного тока — по их характеристике
(при работе крана без груза). Кроме того, необходимо учитывать, что факти-
ческое число оборотов вала должно также отличаться не менее чем на 20%
от половины его критического числа оборотов.
Для предварительного расчета можно пользоваться формулой
пкр 1210—; -'б/мин,
‘’ч
где dK — диаметр вала в см.;
/е — длина участка вала в м.
7. Определение тормозного момента механизмов передвижения
На механизмах передвижения всех кранов с машинным приводом должны
быть установлены тормоза, которые могут быть управляемыми или автомати-
чески действующими нормально-замкнутого или нормально-разомкнутого
типа. На кранах и тележках с машинным приводом при скорости их пере-
§ 5. Расчет механизмов передвижения
83
движения, превышающей 30 м/мин, управляемые тормоза должны автома-
тически замыкаться при выключении тока.Указанное требование распростра-
няется и на электротали, снабженные кабиной или сиденьем для вожатого.
В механизмах передвижения допускается установка тормозного шкива непо-
средственно на валу двигателя. Па механизмах передвижения кранов,
передвигающихся по наземным рельсовым путям, установка тормоза обя-
зательна вне зависимости от скорости передвижения крана.
Как при выборе пускового момента двигателя, так и при выборе тормоз-
ного момента, развиваемого тормозом, в основу расчета кладется обеспече-
ние надлежащего запаса сцепления приводных ходовых колес с рельсами
и весь расчет ведется по наиболее опасному случаю в отношении буксования
при движении крана без груза.
Надежность сцепления колес с рельсами зависит от соотношения между
силой сцепления и силой, движущей кран. В период торможения сила сцепле-
ния должна быть не меньше суммы сил, способствующих продолжению дви-
жения. Такими силами являются в период торможения: сила инерции посту-
пательно движущихся масс крана и усилие от ветровой нагрузки lFe.
Сопротивление перемещению от сил трения в цапфах колес крана и трения
качения колеса по рельсу (за вычетом трения в цапфах приводных колес,
которое является внутренним сопротивлением и не оказывает влияния на
надежность сцепления ходовых колес с рельсом) способствует остановке
крана. При создании запаса сцепления ходовых колес с рельсом, равным 1,2,
максимальная величина замедления при торможении «по ветру» определяется
по уравнению
атах (4”/з /А) ТУ 'S- (32)
Так как при торможении трение реборд ходового колеса о рельс может
и не иметь места, то при выводе уравнения коэффициент трения реборд kp
принят равным единице. В выведенном уравнении:
— коэффициент трения качения ходового колеса по рельсу, прини-
маемый по табл. 17;
f3—коэффициент трения в подшипниках ходовых колес;
— коэффициент сцепления ходовых колес с рельсом.
По определенной по этому уравнению величине максимально допустимого
замедления и по заданной номинальной скорости движения определяется
время торможения: 1Т =—-—.
ПП1<ТК
Тормозной момент, при котором обеспечивается заданный запас зацепления
ходовых колес с рельсом,
Мт _ (1д -^1,2) (33)
д/шт 375?rz‘5
где 1ГТ — усилие сопротивления передвижению при торможении, опре-
деленное по формуле (29);
пдв — число оборотов в минуту приводного вала;
'По —соответственно передаточное число и к. п. д. привода от ходо-
вых колес до приводного вала;
GD2 — маховой момент ротора двигателя и масс, расположенных на
приводном валу.
В механизме передвижения с раздельным приводом тормоза должны быть
установлены на каждом приводе. Тормозной момент каждого тормоза опре-
деляется при работе крана без груза, при наименьшем давлении Gmjn на веду-
щие ходовые колеса рассматриваемой стороны крана, при крановой тележке,
находящейся на противоположной (от рассматриваемой) стороне моста.
6*
84
Основы проектирования грузоподъемных машин
В этом случае должны определяться нагрузки для каждой стороны крапа,
так как при раздельном приводе нельзя исходить из равенства нагрузок
на обе опорные балки крана. В остальном методика расчета та же, что и при
центральном приводе
8. Определение расчетных давлений ходовых колес на рельсы
Для расчета ходовых колес кранов и тележек на контактное напряжение
необходимо определить эквивалентную нагрузку на ходовое колесо Рзк,
учитывающую изменение нагрузки от тах до Рк. min.
Эквивалентная нагрузка
= Y,A- ,Gp так’ (34)
где mJD! — наибольшее давление ходового колеса на. рельс, определяемое
при наивыгоднейшем положении тележки или стрелы с грузом
относительно рассчитываемого колеса, в кГ\
kXt — коэффициент, учитывающий режим работы механизма (число
оборотов ходового колеса, частоту приложения нагрузки,
толчки и т. д,). Величина к\. . принимается:
Для кранов с ручным приводом ......................... 1,0
Для кранов с машинным приводом:
Легкий режим...................................... 1,1
Средний режим .................................... 1,2
Тяжелый режим..................................... 1,4
Весьма тяжелый режим (металлургические и технологиче-
ские краны)..................................... 1,6
ук — коэффициент, учитывающий переменность нагрузки; опре-
деляется из равенства
(35)
Значения коэффициента у,. для некоторых отношений ~ даны в табл. 20.
Таблица 20
Значения коэффициента у,-
9 f) 0,05 0,3 0,4 0,5 1,0 и более
0.08 0,90 0,88 0,86 0.8
9. Ходовые колеса и катки
Рабочие поверхности ходовых колес и катков проверяются на напряжение
местного смятия.
В грузоподъемных машинах находят применение две группы сочетаний
форм рабочих поверхностей колес и головок рельсов:
а) с линейным контактом (фиг. 48, а, б);
б) с точечным контактом (фиг. 48, в, г, д, а).
При линейном контакте, когда колесо не может поворачиваться отно-
сительно плоскости, перпендикулярной осн (фиг. 48, а — ходовые колеса
кранов и крановых тележек), напряжение смятия
- 0,418 |/6к/-/с,,Л
(36)
§ 5* Расчет механизмов передвижения
где Р — расчетная нагрузка на колесо в кГ\
— ширина рабочей поверхности обода колеса в см‘,
гк — радиус колеса в сж;
Епг — приведенный модуль упругости в кГ/с.и3;
и 2E]E%
- ^7+ЁГ •
где £i и Е3 — модули упругости материала
колеса и рельса.
Фиг* 48* Линейный и
ходовых колес
точечный контакт
с рельсами.
Для стальных колес (£\г —2,1 • 106 кГ/см2)
РОС г4 / 9
т-----К1 1СМ’.
Ькгк
При линейном контакте, когда колесо может поворачиваться на некото-
рый угол относительно плоскости перпендикулярной оси (фиг. 48, в — ходо-
вые колеса электроталей и т. п.),
(тсл - 0,342 1 /--—__ кПсм\ (37)
V vJo.5-^)
\ °к /
где/й — коэффициент трения скольжения колеса по рельсу.
Для стальных колес
а,. - 500 I/----.-P°c- —— (37а)
V /V«(o,5-/Sf)
\ °к/
При точечном контакте колеса с рельсом (фиг. 48, д)
Г Р F*
осм - тк 1, -^2^ кГ/см2, (38)
86
Основы проектирования грузоподъемных машин
где т,, — коэффициент, зависящий от отношения наименьшего радиуса
к наибольшему из двух радиусов соприкасающихся поверхностей. Если гк —
радиус колеса меньше г± — радиуса выпуклости обода (фиг. 48, д, е) или
радиуса выпуклости головки рельса (фиг. 48, в, г), то коэффициент тк
выбирается в зависимости от отношения — по табл. 21. Если г,. > гъ то
коэффициент тк выбирается в зависимости от отношения —. При этом
f К
в формулу (38) вместо подставляется значение гк.
Значения коэффициента тк
Таблица 21
Ос. л,' to (— \ГК ) 1.0 0,9 0,8 0,7 0,6 0,5 0,4 0,3 0,2 0,15 0,10 0,05
т* 4 0,388 0,40 0,42 0,44 0,468 0,49 0.536 0,0 0,716 0,8 0,97 1,28
Для стальных колес оуи
рас
(38а)
Значения Е,Ч1 для колес из различных материалов, работающих в кон-
такте со стальными рельсами, и допускаемые напряжения местного смятия
[о , приведены в табл. 22.
Таблица 22
Значения приведенных модулем упругости Епр и допускаемых напряжений местного
СМЯТИЯ РД:.,!
Материал колеса Приведенный мо- дуль упругости л к Г/см- Т вердость поверхности оПода (по Бринеллю) НВ Допускаемые напряжения местного смятия в к Г/см2
ори ли ней пом кон'1 акте при точечном контакте
! Сталь । 1 45 ^‘2\7 350—450 4500 7500 И 000 18 000
i 1 ' Сталь I 50 Г <241 350 450 5500 8500 13 000 22 000
Сталь 65Г <269 350—450 6000 8500 14 000 22 000
Сталь 40ХН 2.1-10° <255 350-450 5500 8500 13 000 22 000
Сталь 55Л <217 350—450 4500 7500 11 000 17 000
Сталь ззхгс-л <202 350—450 5000 8000 12 000 20 000 !
Чугун СЧ 15-32 1,25-10° 163—229 2500 ' "" 1 6000
Чугун - - СЧ 35-56 1,6-10° 217---272 3500 8000
§ 6. Расчет, механизмов изменения вылета
87
§ 6. РАСЧЕТ МЕХАНИЗМОВ ИЗМЕНЕНИЯ ВЫЛЕТА
Механизмы для изменения вылета кранов подразделяются на две группы:
механизмы, изменяющие вылет с помощью тележки, передвигающейся по
горизонтальному или наклонному поясу фермы (от собственного механизма
передвижения или с помощью канатной тяги), и механизмы, изменяющие
вылет с помощью подъема или опускания стрелы крана.
1. Изменение вылета посредством тележки с канатной тягой
Схема поворотного крана с переменным вылетом дана на фиг. 49. Тележка 1
включается в бесконечную ветвь каната или цепи 2, приводимую в движение
от канатоведущего блока 3 (силой трения) или от цепной звездочки (посред-
ством зацепления). Блок или звездочка вращаются от тягового колеса 4
Фиг. 49. Схема поворотного крана с изменением вылета
при помощи тележки с канатной тягой.
через соответствующую передачу вручную или от электродвигателя. Канат
для подъема груза 5 огибает блоки 6 на тележке и подвижной блок 8 в крю-
ковой обойме; одним концом канат крепится к ферме (крепление 7), а другим
наматывается на барабан механизма подъема груза. Механизм подъема яв-
ляется совершенно самостоятельным, и подъем груза может осуществляться
независимо от того, движется ли тележка пли стоит неподвижно.
Сопротивление передвижению тележки в период установившегося дви-
женин
= kp\VIp Г AS, (39)
где — сопротивление трения при движении тележки;
AS — сопротивление от натяжения подъемного каната при движении
тележки.
88
Основы проектирования грузоподъемных машин
Сопротивление от натяжения подъемного каната (при передвижении
тележки, несущей груз, направляющие блоки вращаются) (фиг. 50, а)
AS = s4 — St.
Натяжение тягового каната или тяговой цепи 5* от собственного веса
и от величины провисания определяется по формуле (см. фиг. 50, б)
?Д3
8^ ’
(40)
где — вес 1 м каната или цепи;
X — половинная длина провисающего
каната или цепи; наибольшее
значение (Хтях) будет в крайнем
положении тележки;
— допустимое провисание каната
или цепи, принимаемое обычно
л f Д J \ 1
\100 ' 200) Ля1а,:'
Фиг. 50. Схемы к расчету механизма передвижения тележки с канатной тягой.
Наибольшее натяжение (S4) каната или цепи для передвижения тележки
складывается из сопротивления передвижению тележки натяжения
каната SK от собственного провисания и сопротивлений в приводном и напра-
вляющем блоках.
При движении тележки влево (фиг. 50, б — наиболее выгодный случай
для приводного блока или звездочки А) наибольшее натяжение в набегаю-
щей ветви тягового органа с учетом к. п. д. холостого блока В будет
-L 5«
0 ------ '
н Пб
Момент на канатоведущем блоке пли звездочке А, необходимый для
передвижения тележки (при натяжении сбегающей ветви тягового каната
или цепи SK и окружном усилии на приводном блоке или звездочке Р —
SH — SK) с учетом к. п. д. приводного блока или звездочки т|л, будет
(SH - 7? / у SK \
л 1*= • ------ —-— ----------— А,
' ПЛ к Пл-Пд Пл /
где SH и 5Х — соответственно усилия набегающей и сбегающей с привод-
ного блока или звездочки ветви тягового каната или цепи;
тщ — к. п. Д. приводного блока или звездочки;
tp-j — к. п. д. холостого блока; для цепной звездочки - 0,93;
для цепного или канатного блока rjf, - 0,95;
R - радиус приводной звездочки или блока.-
§ 6. Расчет механизмов изменения вылета
89
По моменту Мб определяется необходимое усилие рабочего на тяговой
цепи при ручном приводе или мощность электродвигателя.
Расчет тяговых канатов или цепей для передвижения тележки произ-
водится по усилию SH.
2. Изменение вылета канатными полиспастами
Для изменения вылета с помощью подъема или опускания стрелы в кра-
нах находят широкое применение канатные полиспасты.
На фиг. 51 дана схема изменения вылета канатным полиспастом у мачтово-
стрелового крана. Неподвижные блоки полиспаста укреплены на верхней
части мачты, а подвижные—
на верхней части стрелы. Если
лебедка расположена отдель-
но от крана, то канат, сбе-
гая с подвижного блока, про-
ходит еще через один или два
направляющих блока, укреп-
ленных на мачте, и затем уже
наматываете я на подъе м 11 ы й
барабан лебедки.
Натяжение каната для
подъема стрелы будет на и-
большим, когда стрела пре-
дельно опущена (наибольший
вылет). Обозначим Q — вес
поднимаемого груза при наи-
большем вылете крана; Gc —
вес стрелы; S6 — усилие в
подъемном канате, которое
будет разгружать полиспаст
подъема стрелы (если лебедка
установлена на неподвижном фундаменте); L —вылет стрелы; I — плечо дей-
ствия веса стрелы относительно оси подъема стрелы; с — расстояние точки
приложения усилия S6 от нижней точки опоры стрелы; b — то же расстоя-
ние для стрелового полиспаста. Тогда максимальное усилие каната стре-
девого полиспаста при подъеме стрелы с грузом будет равно
„ (QI |- Gcl — ЗД (1 —
Фиг. 51. Изменение вылета
полиспастом у мачтово-стре-
лового крана.
где — к- п. д. блока;
т—кратность полиспаста;
п6л — число направляющих блоков.
Во время подъема стрелы усилие уменьшается и достигает наименьшего
.значения при минимальном вылете. С уменьшением тягового усилия умень-
шается и потребный вращающий момент.
При применении конического барабана момент на валу двигателя при
различных положениях стрелы приближается к постоянной величине.
/Однако, предпочтение все же отдается цилиндрическому барабану, который
,более удобен в изготовлении и эксплуатации.
При схеме механизма, приведенной на фиг. 51, груз во время подъема
дош опускания стрелы перемещается не только в горизонтальной, но и в вер-
^йкальной плоскости. Чтобы обеспечить только горизонтальное перемеще-
авие груза, в портальных и башенных строительных кранах применяются
специальные устройства следующих типов: а) с шарнирно-сочлененной
©О Основы проектирования грузоподъемных машин
-. ~'1 * * * *'6 1 г
60-751] ' ' '
механизма.
момента механизмов изменения вылета
стрелой; б) с соединенными полиспастами подъема стрелы и груза; в) с урав-
нительным полиспастом подъемного каната.
В остальных видах стреловых кранов довольствуются тем, что, осво-
бождая или подтягивая грузовой канат, выравнивают высоту подъема груза
при изменении вылета стрелы.
Если через з обозначить в метрах путь оси подвижных блоков, соответ-
ствующий подъему стрелы из низшего в высшее положение, a t — время
полного подъема в минутах, то скорость подъема стрелы в точке крепления
блоков на стреле будет
и ~ м!мин.
if
Скорость каната на барабане
^б ^^ПОЛ’
где 1пол — передаточное отношение полиспаста.
Мощность двигателя при установившемся движении определяется по
формуле
Л'
где т] — к. п. д. передаточного
3. Определение торрдозного
Тормозной момент механизма изменения вылета кранов следует опреде-
лять по коэффициенту запаса торможения !гъ равному 1,75 по отношению
к моменту Л1х. Этот момент создается на тормозном валу весом стрелы,
противовеса, номинального груза и ветром в рабочем состоянии крана
(по ГОСТу 1451-42)
МТ = Мг
Кроме того, тормоз должен быть проверен на удержание стрелы в любом
ее положении при ветре в нерабочем состоянии крана (при отсутствии груза).
При этом запас торможения должен быть не менее 1,25,
§ 7. РАСЧЕТ МЕХАНИЗМОВ ПОВОРОТА
В зависимости от конструкции опорных частей наиболее распространен-
ные механизмы вращения кранов могут быть разделены на три группы
по следующим признакам:
1) кран поворачивается вместе с колонной в опорах, укрепленных обычно
в фундаменте и частях здания;
2) кран поворачивается вокруг неподвижной колонны, укрепленной
в фундаменте или тележке крана;
3) кран поворачивается вокруг центральной цапфы, укрепленной в его
неповоротной части; поворотный круг крана опирается при этом на ряд
катков, которые передвигаются по круговому рельсу (рельс укрепляется
на фундаменте или тележке крана).
1. Механизм поворота кранов с вращающейся колонной
На фиг. 52 дана схема крана с поворотной (вращающейся) колонной.
Верхняя опора, прикрепленная к стене здания, снабжена радиальным
подшипником, а нижняя, укрепленная на фундаменте, — упорным и радиаль-
ным подшипниками (подпятником). Поворот такого крана чаще всего произ-
§ 7. Расчет механизмов поворота
91
водят вручную, непосредственно за груз или цепь, прикрепленную к стреле.
При грузоподъемностях от 5 т и выше применяют для поворота специаль-
ный привод.
Нижняя цапфа работает на изгиб от горизонтальной силы Н и на сжатие
от вертикального усилия V (фиг. 52). Образцы конструктивного выполнения
нижней оси (цапфы колонны) показаны на фиг. 53, а—е.
Изгибающий момент в опасном поперечном сечении цапфы
М изг = Нуу.
Изгибающий момент ниже заплечика
АДзг = Ну,
где
Я - Ц-(QL + GZ), а <2 4-0 = 1/.
(Здесь Q — вес груза, G — вес поворот-
ной части крана).
Результирующее напряжение
± ®из ^сж " "
32 1
- L ~
у
Фиг. 52. Схема крана с поворотной
колонной.
“Г
На фиг. 53, а приведена и эпюра нап-
ряжений. Допускаемое напряжение 1о1гдс
принимается равным для стали
марки Ст. 3—800 кГ/см?, для стали Ст. 5 — 1200 кГ/смр.
Примеры конструктивного выполнения верхней цапфы показаны на
фиг. 54, а, б. Эта цапфа воспринимает только горизонтальную силу Н.
Общий момент сопротивления от сил трения относительно оси поворота Мс
равен сумме моментов трения: АД — момента трения от действия вертикаль-
ной силы V в подпятнике; Л41Н и М2Н — моментов от горизонтальной силы И
в нижней и верхней опорах крана
Altf — Aly
Момент трения в подпятнике:
при сплошной пяте
Л41Н
•и-р
(41)
^У1
Л1у
г
У/-3
Q*
d и t/0
гй и Д
' гх и Л
при кольцевой пяте (см. фиг. 53, а)
АГ у = -Д Vf
и з 1 cp-dy
с упорным шарикоподшипником
Mv - Vr.fy.
Момент трения от горизонтальной силы И
М l/J = ЩуГу', М = Hf .J
В этих формулах:
/ — коэффициент трения в подпятнике скользящего трения;
— радиус пяты в см;
— наружный и внутренний диаметры кольцевой пяты в см;
— радиус цапфы и коэффициент трения в упорном подшипнике;
— радиус цапфы и коэффициент трения в подшипнике нижней опоры;
радиус цапфы и коэффициент трения в подшипнике верхней опоры.
92
Основы проектирования грузоподъемных машин
Фиг. 53. Конструкции нижней опоры поворотной колонны.
§ 7. Расчет механизмов поворота
93
Формула (41) не учитывает сопротивления повороту крана, оказываемого
ветром. Это сопротивление должно быть учтено в кранах, работающих
на открытых площадках, в соответствии с ГОСТом 1451-42,
Привод механизма поворота. При ручном приводе усилие рабочего,
потребное для поворота крана,
Р --
L sin ci ’ ,
где а — угол отклонения от вертикали тягового каната при повороте,
принимаемый до атзх - 45°;
L — вылет стрелы крана.
При моторном приводе в условиях установившегося движения мощность
двигателя
Фиг, 54. Конструкции верхней опоры поворотной колонны.
Передаточное отношение между мотором и поворотной частью крана
где
"кр ’
60о
*
лй —число оборотов ротора двигателя в минуту;
v —- скорость на наибольшем вылете.
2. Механизмы поворота кранов с неподвижной колонной
Опорная колонна крана
Общий вид крана с неподвижной колонной показан на фиг. 55. Опорная
колонна крана (фиг. 56) конусообразной формы и имеет вверху цилиндри-
ческую цапфу, а внизу — конический конец для заделки в фундаментную
плиту (у стационарных поворотных кранов) или в раму тележки (у велосипед-
ного крана). Колонна работает на изгиб от момента Hh и на сжатие — от вер-
тикальной силы И.
94
Основы проектирования грузоподъемных машин
Диаметр колонны D у опасного поперечного сечения (в месте заделки)
определяется по необходимому моменту сопротивления при изгибе W7. Так как
сжимающая сила V оказывает здесь незначительное влияние, и ею можно
пренебречь, то
IV/ „ ^нзг __ QL ft — Gg/g _ лТ)я ~
1о|«5 ' [0-1.3 32 СМ ’
где Gn — вес
без
I— плечо
поворотной части крана
противовеса в кГ;
р а в н од е й ств у ющей
веса в с.и;
Zg—плечо противовеса, измеря-
емое относительно оси вра-
щения, в см;
6ё — вес противовеса в к,Г.
ft
Фиг. 55. Стационарный поворотный
кран с неподвижной колонной.
£
J
I'
Допускаемое напряжение на изгиб [о ](,3 для стали Ст. 3 принимается
приблизительно 1000 кГ/см'2.
Результирующее напряжение в верхней цапфе (фиг. 56)
, , Ну Q-vGn Gg . . .
°2 ± ®сж -- ~ М
32 4
Величина [о допускается до 800 кГ/см2.
§ 7. Расчет механизмов поворота
95
На фиг. 57 приведены эпюры моментов и напряжений для расчетной
проверки поперечных сечений колонны. Максимальный прогиб колонны
в точке приложения верхней горизонтальной силы
чески следующим способом. При определении про-
гибов вследствие переменного сечения колонны
необходимо построить вначале эпюру ~ и этой
фиктивной нагрузкой загрузить закрепленную
балку. Площадь эпюры -у- разбивается на ряд
участков Flr F2, . . и т. д., в центре тяжести
которых сосредоточиваются нагрузки. Отдельные
участки эпюры принимают за фиктивные силы, и
упругая кривая строится как веревочная. Вместе
пересечения последнего луча веревочной кривой и
направления верхней горизонтальной силы И и
будет максимальная величина прогиба.
Максимальный прогиб
\.У
где Е — модуль упругости в кГ/см2;
Нр — пол юсовое расстояние в см\
Ьх — масштаб напряжений;
f/max — максимальная ордината упругой ли-
нии в см\
— масштаб длин.
Подходящими значениями являются: Нр =
s= 10 см\ Ъг = 1000 кГ/см~/см\ ах = 10 см/см.
Н определяется графи-
Фиг. 56. Неподвижная опор-
ная колонна крана.
' Допускается отношение максимального прогиба колонны к вылету крана
бщах 1 , ।
L 400 ' 300*
Фиг. 57. Графический расчет неподвижной колонны.
Горизонтальные реакции в заделке колонны (фиг. 56)
= н±.
^1)
56
Основы проектирования грузоподъемных машин
Фиг* 58* К расчету хвостовика колонны.
Нижний конец колонны изготовляется обычно коническим, с уклоном, при
котором tg а = 0,04-:-0,07. Хвостовик колонны работает на смятие от силы V
и от момента Hh. Длина хвостовика выбирается такой, чтобы максимальное
напряжение смятия, возникающее на нижнем конце хвостовика (фиг. 58),
не превышало допускаемых
значений, принимаемых для
чугунной плиты [сг]О)=250-н
-4-300 кГ/см2, и для стальной
пл иты [ о]с=- 500 ~ 600 кГ/см2.
Напряжение от момента
Hh на нижнем конце хвосто-
вика
_ 3fihb
~ 2d„ (Ь“ — a3)'
Напряжение от усилия V
_ 2УЬ_______
л -г d„) б (4» — а)
Максимальное суммарное напряжение
Ях = Ол/ + аи < Ысл
При проектировании обычно задаются размерами хвостовика в пределах
2Ь = (0,9-е 1,5) dcp, где dcp = —-е-средний диаметр хвостовика ко-
лонны.
Опоры колонны
Поперечина (траверса) колонны (фиг. 59, а, б) передает на опорную цапфу
колонны вес поднимаемого груза и вес поворотной части крана, а также
верхнее горизонтальное усилие. Поперечины выполняются из стали и боко-
выми цапфами закрепляются в ферме крана. Они работают на изгиб от вер-
тикального усилия V" и горизонтального Н (ем. фиг. 56). Опасное сечение
находится в середине' поперечины. Максимальный изгибающий момент
в вертикальной плоскости = У ; в горизонтальной плоскости Л1е =
Форма опасного поперечного сечения дана на фиг. 59, в.
После определения расстояния крайних волокон ех и е2 от нейтральной
оси, моментов инерции сечения Jх и J а также моментов сопротивления
ft? = А • W9- и W =
и 1 ’ 2 е2 У b
~2~
определяются напряжения изгиба ае и в обеих плоскостях нагрузки
и результирующее напряжение а*. Максимальное напряжение сжатия
будут испытывать волокна 1
Mg Mg ,
Максимальное напряжение растяжения будут испытывать волокна 2
। Мв । Мг г ,
°2 "гГ .>7 °
Наибольшую величину имеет напряжение сжатия.
§ 7. Расчет механизмов поворота
На фиг. 59 показано распределение результирующих напряжений
относительно оси NN, проведенной через точки пересечения направлений
соответствующих напряжений <та и ог.
Допускаемое напряжение на изгиб для кованой стали 1с 1МЗ - 600 -и
-т-800 кГ/см2 и для стального литья 1<т 1(_3 ~~ 500^-700 кГ/см*.
Цапфы поперечины рассчитывают на изгиб от половины результирующего
давления Р И V и проверяют на удельное давление. На фиг. 60 дана
траверса колонны на подшипниках качения.
В нижних подшипниках небольших кранов применяются роликовые
опоры с двумя передними опорными роликами, поставленными со стороны
укосины. При наличии противовеса применяют две пары роликов (фиг. 61),
которые монтируются в специальной коробке на нижнем конце укосины
крана. Если через Н обозначить горизонтальное опорное давление и 2а - -
угол между обоими опорными роликами (обычно равный 60°), то давление
каждого ролика на колонну будет
Н
2 cos и '
jV -
(42)
Ролики в зависимости от нагрузки изготовляются из стали или чугуна,
по возможности малого размера, с выпуклым ободом. Они свободно вращаются
на осях, укрепленных в коробке оседержателями. Ориентировочный диаметр
ролика Ь.2 % (2,5-ьЗ) d.2, где d2 — диаметр оси ролика, определяемый
из расчета на изгиб и удельное давление между осью и роликом. Размер D*
проверяется на местное смятие. В тяжелых поворотных кранах находит
применение многороликовая опора (фиг. 62).
7 Рудгчки н Др.
Основы проектирования грузоподъемных машин
Фиг. 60. Траверса неподвижной колонны на подшипниках качения
Фиг. 61. Нижний подшипник неподвижной колонны:
7 — колонна; 2. 4 — раскосы укосины; //--косынка; о —кор-
пус для роликов; 7 — фундаментная плита; S\ id-’ролики.
Г I
Фиг. 62 Многороликовая
опора.
§ 7. Расчет механизмов поворота
99
Привод механизма поворота
Усилие рабочего, поворачивающего кран толканием груза, определяется
аналогично расчету для крана с поворотной колонной. Если требуется боль-
шое усилие, применяют ручной привод от рукоятки (фиг. 63). Его передаточ-
ное отношение
привод»);
сопротивления пово-
где т] — к. п. д. передачи;
Мр = Кг и — момент, создаваемый рабочим, на рукоятке: К — усиле-
ние рабочего, г0 — плечо рукоятки (см. ниже § 8, раздел
«Ручной
Мс — момент
роту.
Ручной привод
щейся части крана. Он обычно состоит из
рукоятки, пары конических зубчатых ко-
лес и одной цилиндрической планетарной
передачи с неподвижно укрепленным зуб-
зуб венца,
помещают на вращаю-
чатым венцом. Давление на
имеющего радиус К,
Р ; W --
1 г R с R
где 1ЕС — сопротивление при повороте;
L — вылет укосины.
Неподвижное колесо может быть выпол-
нено как с внешним, так и с внутренним
зацеплением. При большом передаточном
отношении между конической и планетар-
ной передачами устраивается еще одна
цилиндрическая зубчатая передача.
Если через пр обозначить число оборо-
тов вала рукоятки, то число оборотов пово-
ротной части крана будет
Фиг* 63. Ручной привод механизма
поворота крана;
усилие на рукиягке.
пр
> *
L
Линейная скорость на конце укосины
v = 2LnnKp м/мин.
Привод механизма поворота может быть в следующих исполнениях:
1) привод устанавливается на неповоротной части крана или фундаменте;
в этом случае зубчатый венец скрепляется с поворотной частью крана;
2) привод устанавливается на поворотной части крана; в этом случае
последняя передача должна быть планетарной, а зубчатый венец должен
быть закреплен на неповоротной части крана или фундаменте.
Цевочные передачи
В механизмах поворота кранов большой грузоподъемности, а также
в случаях невозможности изготовления зубчатых венцов по технологическим
причинам применяют цевочные передачи (фиг. 64). Большим колесом здесь
является изогнутый по кругу швеллер, в отверстия которого через определен-
ные расстояния вставлены валики (цевки), заменяющие собой зубья.
7*
Ocwstt проектирования грузоподъемных машин
Передаточное отношение цевочной передачи / = 8ч-16. Толщина зуба
или диаметр цевки d pzp 0,475 /; ширина зуба b = (2-нЗ) d -• fid; наимень-
шее число зубьев ведущей шестерни z 10н-13. Здесь t — шаг зацепления
и [5 — коэффициент ширины зуба.
Размеры цевочного зацепления определяются из расчета на контактное
смятие и на изгиб. Для стального зубчатого колеса и стальной цевки
где Р — окружное усилие.
Фиг, G4. Цевочная передача.
Фиг. 65. Схема к расчету
цевки.
При допускаемом напряжении [о ]гЖ = 8200 кГ/см'- (при относительно
невысоком числе оборотов) формула примет вид:
0,124 у'Л.
Напряжение изгиба цевки (фиг. 65)
____/.________Д\ 1
' 0,4(Р V 2 / % ° “'1
где [а ]иа 800 - 1000 кГ/см2.
Определение тормозного момента
механизмов поворота
Краны, снабженные механизмом поворота, могут быть подразделены
на две принципиально различные группы. К первой группе относятся такие
поворотные краны, грузоподъемность которых не зависит от вылета. Расчет
таких кранов ведется при положении груза на максимальном вылете. Ко вто-
рой группе относятся стреловые краны, грузоподъемность которых меняется
при изменении вылета стрелы. Здесь рассматриваются лишь краны первой
группы.
Для кранов первой группы определение тормозного
момента механизма поворота производится по допустимому пути торможения
углу поворота):
Для легкого режима работы . , _ я/12 рад (154
» среднего » » ... л/9 » (20е)
тяжелого » » ... л/6 х- (30J)
§ 7. Расчет ,иеха«ихи«г гюеорота
101
По допустимому пути торможения и заданному числу оборотов стрелы
определяется время торможения
бор .
т ' лп ’
здесь р — допустимый путь торможения в рад.;
п — число оборотов стрелы в минуту.
Тормозной момент Мт механизма поворота определяется отношением
Мт + /И,. --
где Мс — момент сопротивления в опорах крана;
Л4НН — инерционный момент движущихся масс:
ин 1 'Г UH 2 3’
где, в свою очередь,
М11Л 1—момент силы инерции массы груза, расположенного на макси-
мальном вылете L;
MtlH -з — момент силы инерции вращающихся частей привода;
М-ин з — момент силы инерции поворачивающихся частей металлокон-
струкции крана.
Все моменты в этих уравнениях приведены к тормозному валу.
Момент силы инерции массы груза
MiUi 1
где пд€ — число оборотов двигателя в минуту;
/0 — общее передаточное число механизма;
Q — вес груза, грузозахватного приспособления и тележки (в случае
изменяющегося вылета) в кГ;
т]0 — к. п. д. механизма поворота;
tT — время торможения в сек.
Момент силы инерции вращающихся частей механизма поворота, при
расположении тормоза и двигателя на одной оси, определяется из соот-
ношения
,И,„2 --(1.1 =-1.25) Ч^З-кГм,
О г Of j1
где GD2 — маховой момент элементов тормозного вала в кГ/м~, включая
маховые моменты ротора электродвигателя, тормозного шкива, муфты,
соединяющей двигатель с редуктором, и т. д.
Коэффициент 1,1 —1,25 учитывает влияние вращающихся масс механизма
поворота, расположенных на остальных валах механизма.
Момент силы инерции поворачивающихся частей металлоконструкции
крана
*•“ J
’ 9,55# г
ин
к Г м.
где SJ — сумма моментов сил инерции отдельных элементов металлокон-
струкции (включая противовес), определенных относительно оси поворота
стрелы.
Общее выражение для определения необходимой величины тормозного
момента
.и - Гни -1,25) 4Д-3 -1- - М .
93,5^ 7 37а 9,55:?
102
Основы проектирования грузоподъемных машин
С целью обеспечения сохранности механизма и элементов металлокон-
струкции в случае задевания поворотной части крана (при повороте) за посто-
ронние препятствия, механизмы поворота должны снабжаться устройствами,
лимитирующими максимальный момент. Такими устройствами могут являться
фрикционные муфты максимального момента или срезаемые шпильки.
§ 8. ПРИВОД ГРУЗОПОДЪЕМНЫХ МАШИН
В зависимости от типа, назначения и характера работы грузоподъемной
машины механизмы се могут иметь два вида привода: ручной и машинный.
Машинный привод включает в себя разновидности: электрический, паровой,
от двигателя внутреннего сгорания, гидравлический и пневматический.
В грузоподъемных машинах преимущественно распространен электри-
ческий привод благодаря следующим особенностям:
1) возможности установки самостоятельного двигателя к каждому меха-
низму грузоподъемной машины, что значительно упрощает конструкцию
и управление механизмами;
2) высокой экономичности электропривода по сравнению с другими типами
приводов;
3) легкости регулирования скорости в значительных пределах и удобстве
реверсирования механизмов;
4) безопасности работы, простоте устройства и надежности работы
различных предохранительных устройств;
5) возможности работы со значительными кратковременными перегруз-
ками.
Большое распространение в передвижных кранах получает дизель-
электрический привод, при котором дизель приводит в движение электро-
генератор, питающий электроэнергией электродвигатели различных меха-
низмов машины. Применение дизель-электрического привода позволяет
сочетать преимущества электропривода отдельных механизмов с независи-
мостью работы машины от общей электросети и избежать установки транс-
миссионного вала и сложных фрикционных муфт управления, неизбежных
при использовании двигателей внутреннего сгорания. Недостатком дизель-
электрического привода является высокая стоимость эксплуатации, требую-
щая высококвалифицированного персонала, а также громоздкость и высокая
стоимость установки.
Применение парового привода (от паросиловых установок) в настоящее
время резко сокращается, ограничиваясь использованием в некоторых
передвижных кранах. Недостатками парового привода являются его большие
габариты и вес, необходимость в длительном периоде подготовки установки
к действию или расходование большого количества топлива для поддержа-
ния установки в постоянной готовности к действию.
Привод от двигателя внутреннего сгорания использует двигатели, рабо-
тающие на жидком и газообразном топливе. Этот привод получил наиболь-
шее распространение также в передвижных кранах. К достоинствам этого
привода относится его постоянная готовность к действию, относительно
небольшие размеры и вес, высокий к. п. д. (по сравнению с к. п. д. паровой
машины). К недостаткам относится невозможность пуска двигателя под
нагрузкой, невозможность работы с перегрузками и реверсирования, что
приводит к необходимости установки дополнительных фрикционных муфт
для отключения двигателя от механизма при пуске, к установке реверсивных
муфт и дополнительных тормозов.
Гидравлический привод грузоподъемных машин состоит из двигателя,
насоса, подающего жидкость в рабочий цилиндр или гидромотор, исполни-
тельного механизма и системы трубопроводов и клапанов управления.
§ 8. Привод грузоподъемных машин
1ИЗ
Гидропривод обеспечивает высокую эксплуатационную надежность, простоту
конструкции, широкое регулирование скорости и плавность движения эле-
ментов машины, ограничение нагрузки. Это приводит к все большему рас-
пространению гидропривода в современных машинах, особенно в передвиж-
ных кранах.
При пневматическом приводе сжатый воздух подается в рабочий цилиндр,
поршни которого приводят в действие исполнительные механизмы. Подача
воздуха производится обычно от основных воздушных магистралей пред-
приятия.
I. Ручной привод
В ручных приводах лебедок, домкратов и тому подобных механизмов
при определении рабочих крутящих моментов расчетное усилие рабочего
на рукоятке принимается равным 10 кГ при длительной работе и 16 кГ при
кратковременной работе (не более 5 мин); усилие на тяговой цепи при-
нимается равным соответственно 20 и 30 кЛ
При проверке рукояток, педалей и элементов ручного управления
на прочность расчет ведется на возможное случайное приложение усилия,
равного 80 кГ. При ручном механизме с тяговой цепью это расчетное усилие
принимается равным 120 кГ.
При расчете ручного привода рекомендуется принимать следующие
размеры: плечо (радиус) вращения рукояток должно быть не менее 400 мм;
центр вращения рукоятки располагается на высоте 900 — 1100 мм от уровня
пола. Ручка рукоятки принимается длиной 300—350 мм при одном рабочем
и 450—500х(Л( при совместной работе двух рабочих. Плечо приводных рукоя-
ток домкратов принимается в пределах 200—250 мм при высоте вращения
их от уровня опорной поверхности домкрата около 500 мм. При качающейся
рукоятке домкрата длину рукоятки принимают не более 800 мм.
Средняя рабочая скорость движения руки рабочего ту при ручном при-
воде принимается равной: на рукоятке — 1 м/сек, на тяговой цепи —
0,6 м/сек.
При совместной работе нескольких рабочих следует учесть неодновре-
менность приложения их усилий коэффициентом ср, принимаемым для двух
человек, равным 0,8 и для четырех человек — 0,7.
Момент на приводном (входном) валу механизма с ручным приводом
MD = т<рРг1} кГм,
Г
где т ~ число рабочих;
Р — усилие рабочего в кГ;
г0 — плечо рукоятки (радиус цепного колеса) в ,и.
Момент на выходном валу
Мгр = Мргц кГм,
где i — передаточное число между входным и выходным валами лебедки;
Я — к. п. д. механизма.
Скорость подъема груза весом Q определяется по формуле
mPvp<\
vsp ----5---м/мин.
У
Приведенные на фиг. 66 размеры фигуры человека (на плоскости) реко-
мендуются для определения внутренних размеров кабин, площадок, гале-
рей, лестниц и т. д. Основные размеры указаны для человека немного выше
среднего роста.
11
о
$
к
4)
750 - J
к
с;
$50
«>
ш —ч
Ю05
800
Фиг. 66. Размеры
., разме1ш места. заИ1;маем^о
1?
р
4.
555
•и
~/600
фигуры
учетам ЗИМНРЙ ег,ецол»ж,.,,).
человека:
4КХ
$ 8. Привод грузоподъемных машин
105
2. Электропривод
В грузоподъемных машинах применяют различные типы электродвига-
телей. Род тока обусловливается обычно питающей сетью. Двигатели посто-
янного тока более удобны для использования в грузоподъемных машинах,
так как позволяют регулировать скорость в широких пределах. В грузо-
подъемных машинах применяются крановые двигатели постоянного тока
серии МП. По способу возбуждения эти двигатели подразделяются на двига-
тели последовательного возбуждения, параллельного возбуждения и смешан-
ного возбуждения. На фиг. 67 показаны механические характеристики дви-
гателей постоянного тока —зависи-
мость между крутящим моментом М,
развиваемым двигателем, и его чис-
лом оборотов п. Наиболее жесткой
является характеристика двигателя
с параллельным возбуждением, что
Фиг. 68. Механические характери-
стики электродвигателей перемен-
ного тока:
1 — г контактными кольцами; 2 — с
короткозамкнутым ротором; — число
оборотон ротора электродвигателя без
нагрузки; Affnax опрокидывающий
момент.
Фиг. 67. Механические характеристики
электродвигателей постоянного тока:
/ — с последовательным возбуждением:
2— с параллельным возбуждением; 3 — со
смешанным возбуждением.
свидетельствует о незначительном изменении скорости при относительно
больших изменениях нагрузки. Мягкая характеристика двигателя с после-
довательным возбуждением, наоборот, создает значительные изменения
скорости даже при относительно небольших изменениях нагрузки, что
позволяет производить перемещение малых грузов с повышенными скоро-
стями. Это повышает производительность машины.
При опускании груза механизмом, имеющим двигатель постоянного
тока, энергия поднятого груза возвращается в сеть (рекуперируется), что
также является преимуществом двигателя.
Однако применение двигателей постоянного тока требует наличия спе-
циальных преобразователей переменного тока (от сети) в постоянный. Вслед-
ствие этого в грузоподъемных машинах преимущественно применяются
двигатели переменного тока. Различают крановые двигатели переменного
тока с контактными кольцами (серия МТ) и с короткозамкнутым ротором
(серия МТ К). Механическая характеристика этих двигателей (фиг. 68)
в своей рабочей части весьма жесткая, что приводит к весьма малому изме-
нению скорости движения прн значительном изменении нагрузки. Поэтому
во многих случаях, с достаточной для практических расчетов точностью,
можно считать, что скорость двигателя переменного тока не зависит
от нагрузки.
Двигатели с короткозамкнутым ротором включаются непосредственно
в сеть, благодаря чему в период пуска пусковой ток превышает в 4—6 раз
106
Основы проектирования грузоподъемных машин
величину номинального тока при установившемся движении. Максималь-
ный пусковой момент короткозамкнутого двигателя ограничен величиной
его критического (опрокидывающего) момента Средний пусковой
момент за период пуска для этих двигателей подсчитывается по приведенным
в каталогах на двигатели кратностям пускового (Кп) и максимального (Л\)
момента. Кратность среднего момента за период пуска равна *
Ке„ ~ 4 (К,, i- К л
Так как крановое оборудование рассчитывается на обеспечение надеж-
ной работы при падении напряжения в сети до 85% номинального, то сред-
ний пусковой момент короткозамкнутого двигателя определяется по следу ю-
Фиг. 69. Кривые разгона механизма с приводом от электродвигателя
переменного тока с контактными кольцами.
Двигатели с контактными кольцами, так же как и двигатели постоянного
тока, включаются в сеть с помощью регулируемых сопротивлений (реоста-
тов), вводимых в сеть ротора. В зависимости от величины сопротивления,
включенного в сеть двигателя, разгон ротора двигателя осуществляется
по одной из искусственных характеристик (фиг. 69). В начальный момент
ток ограничен максимальным сопротивлением. При этом характеристика
двигателя / наиболее крутая. Разгон двигателя и механизма происходит
по линии а—б и число оборотов возрастает от 0 до /ц. Затем производится
уменьшение величины сопротивления, включенного в сеть ротора, и двига-
тель переходит на другую характеристику — 2, по которой разгон осуще-
ствляется до скорости н2; затем снова выключается часть сопротивления,
ток возрастает и разгон ротора двигателя по характеристике 3 происходит
до скорости л3. И, наконец, при полном выключенном сопротивлении дви-
гатель переходит на свою естественную характеристику — 4, при которой
двигатель и работает при скорости н4, соответствующей моменту внешнего
(статического) сопротивления Л4С..
Максимальный пусковой момент двигателя постоянного тока и двигателя
переменного тока с контактными кольцами ограничен реостатными харак-
теристиками; величина максимального момента за период пуска принимается
в пределах 1,8—2,5 от номинального момента двигателя. Минимальный
§ 8. Привод грузоподъемных машин
107
пусковой момент Mn(/CKfnin обычно принимается равным 1,1 Мном. Тогда
средний пусковой момент за период пуска определится по уравнению
. . 'Miukk гпях "И mtn
Д4 —
' rj пуск
(И)
2
В большинстве крановых механизмов применяют двигатели переменного
тока с контактными кольцами. Возможность применения короткозамкнутых
двигателей должна быть проверена расчетом, при котором необходимо опре-
делить получаемые величины ускорений при пуске, что имеет особое значе-
ние для механизмов передвижения, где при резком приложении пускового
момента возможно пробуксовывание ходовых колес по рельсам.
Кроме специальных крановых двигателей, в грузоподъемных машинах
часто применяют асинхронные двигатели обычных промышленных типов.
Например, двигатели асинхронные с повышенным скольжением серии АОС
широко используются в качестве привода электроталей (тельферов), кран-
балок и подъемников.
Электродвигатель, выбранный для кранового механизма, должен удовле-
творять двум требованиям:
1. При работе в повторно-кратковременном режиме с заданной продол-
жительностью включения в течение неограниченного периода времени дви-
гатель не должен перегреваться сверх допустимого предела. Этот предел
определяется свойствами изоляционного материала, примененного в дви-
гателе.
2. Мощность электродвигателя должна быть достаточна для обеспечения
разгона механизма с заданной величиной ускорения.
В то же время мощность выбранного двигателя не должна быть чрезмер-
ной, так как при этом, во-первых, могут возникнуть чрезмерно большие уско-
рения, отрицательно влияющие на работу крана, во-вторых, установка дви-
гателей повышенной мощности экономически невыгодна.
Для того чтобы электродвигатель не перегревался сверх допустимого
предела, среднеквадратичная мощность, развиваемая дви-
гателем за весь период работы в повторно-кратковременном режиме,
не должна превышать его н ом и н а л ь и ой мощност и при данной
продолжительности включения. Среднеквадратичная мощность опреде-
ляется исходя из величины моментов, развиваемых двигателем в различные
периоды работы механизма с различными по величине грузами. Каждый
из этих периодов имеет, в свою очередь, периоды пуска и периоды устано-
вившегося движения.
Для того чтобы оценить работу механизма с грузами различной вели-
чины в условиях повторно-кратковременного режима с точки зрения нагрева
двигателя, нужно привести эту работу к равноценному по нагреву режиму
с неизменной нагрузкой и той же относительной продолжительностью вклю-
чения (ПВ). Среднеквадратичный момент, неизменный в течение цикла,
эквивалентный по величине потерь действительной переменной нагрузке,
определяется
по уравнению
п п
Мср -
и
(45)
здесь
— сумма времени
периоды работы
— сумма произведений квадрата момента статического
сопротивления движению при данной нагрузке на время
установившегося движения при этой нагрузке;
пуска (разгона) механизма в различные
с различной нагрузкой;
момента
10? Осно&ы проект?.(ровакая грузоподъемных машин
X? — общая сумма времени включения электродвигателя за один
полный цикл, включающий в себя время работы в периоды
установившегося и неустановившегося движения;
/Wrtf/w — средний пусковой момент двигателя.
Пусковой момент двигателя является величиной постоянной, опреде-
ляемой характеристиками двигателя и не зависящий от характера выпол-
няемой механизмом работы. При изменении нагрузки и характера работы
(подъем или опускание груза) неизменность величины среднего пускового
момента приводит к изменению времени разгона механизма tn.
Определение необходимой величины пускового момента различных
механизмов грузоподъемных машин см. в соответствующих разделах.
Необходимо отметить, что формула (45) является приближенной, так как
нагрев электродвигателя пропорционален не развиваемому нм моменту,
а потребляемому току. Между тем прямой пропорциональности между током
и моментом нет ни у асинхронных двигателей трехфазного тока, ни у двига-
телей с последовательным возбуждением постоянного тока. Для практиче-
ских расчетов обычно пренебрегают этой неточностью. При необходимости
в расчете повышенной точности следует по характеристикам двигателей
установить величину тока при данном моменте и, пользуясь формулой (45),
применять не величины моментов, а полученные по характеристикам вели-
чины тока.
Среднеквадратичная мощность электродвигателя за период цикла с уче-
том пусковых периодов определяется по зависимости
Л'Сп'1
квт' (46)
где п — номинальное число оборотов двигателя в минуту.
По этой среднеквадратичной мощности производится выбор двигателя по
каталогу. В зависимости от режима работы один и тот же двигатель может
развивать различную мощность. В каталогах на крановые двигатели при-
ведены номинальные мощности при всех номинальных значениях относитель-
ной продолжительности включения, т. е. при ПВ равной 15, 25, 40, 60 и 100%.
Если фактическое значение относительной продолжительности включе-
ния ПВ^т, при котором работает механизм, отличается от номинального
значения ПВЧОЖ, то необходимо фактическую среднеквадратичную мощ-
ность Ncp привести к мощности при номинальном значении относительной
продолжительности включения
(47)
Для обеспечения нормальной работы привода выбранный двигатель
должен иметь номинальную мощность при заданной продолжительности
включения не меньше величины, определяемой формулой (46). Максималь-
ный момент выбранного двигателя должен быть не менее величины пускового
момента, определенного для самого тяжелого случая работы механизма с
номинальным грузом и включающего в себя как момент статического сопро-
тивления, так и инерционные моменты вращающихся и поступательно дви-
жущихся масс механизма и груза.
При выборе двигателя по приведенной методике обеспечиваются допусти-
мые пределы его нагрева и ускорения при пуске.
Выбор электродвигателя механизма подъема производится
в следующей последовательности:
1. Определяется статическая мощность при подъеме номинального
руза Мет по формуле (22).
§ 8. Привод грузоподъемных машин
!09
2. По каталогу электродвигателей выбирается двигатель (при соответ-
ствующей величине относительной продолжительности включения) так,
чтобы его номинальная мощность Л^в была равна или несколько меньше
статической мощности Ncni. Если действительное значение ПВ не соответ-
ствует указанному в каталоге, то статическая мощность пересчитывается
по формуле (47) на ближайшую стандартную величину ПВ и по ней произ-
водится выбор двигателя.
3. Производится проверка выбранного двигателя на нагрев по средне-
квадратичной мощности. Для этого определяем:
а) Моменты, развиваемые электродвигателем при установившемся дви-
жении при работе с различными грузами.
Момент электродвигателя при подъеме
груза
М» = И8)
где D6 — диаметр барабана, измеренный по
центру каната, в м;
£0 — общее передаточное число меха-
низма от барабана до двигателя;
ап — ч исл о к а 11 а тов, и а в и в а емых н а ба р а -
бан;
S — натяжение каната на барабане,
определенное при подъеме груза
(включая вес грузозахватного при-
способления), в кГ;
Фиг. 70. Зависимость к. п. д. .меха
ннзма от величины нагрузки.
т] — к. п. д. механизма.
Значения к. п. д. зависят от величины поднимаемого груза. С уменьше-
нием нагрузки значения к. п. д. уменьшаются, так как при работе с малыми
грузами момент потерь на трение составляет значительную часть общего
момента сопротивления. Ориентировочные значения к. п. д. при работе
механизмов подъема с различными грузами можно принять по эксперимен-
тальному графику (фиг. 70), где цифры на кривых соответствуют значению
к. п. д. при полной (номинальной) нагрузке.
Момент электродвигателя при опускании груза
14 - >1
о; ?
(49)
где SGfI — натяжение каната на барабане при опускании заданного груза;
I) - значение к. п. д. механизма, определенное по фиг. 70 при соот-
ветствующей величине опускаемого груза.
б) Средний пусковой момент электродвигателя в процессе пуска.
Для электродвигателей переменного тока с короткозамкнутым ротором
средний пусковой момент определяется по формуле (43). Для электродвига-
телей переменного тока с контактными кольцами и для двигателей постоян-
ного тока средний пусковой момент определяется по формуле (44). Значение
номинального момента двигателя, входящее в эти формулы, определяется
по зависимости
975Л^Й
п
Мнам
к Г м.
Пусковой момент выбранного двигателя является величиной постоян-
ной, определяемой характеристиками двигателя. При изменении нагрузки и
характера работы механизма подъема (подъем — опускание) при постоянной
величине пускового момента будет меняться время разгона. Так, например,
при подъеме груза с уменьшением нагрузки уменьшается момент статического
по
Основы, проектирования грузоподъемных машин
сопротивления и большая часть пускового момента двигателя идет на разгон
движущихся масс, что приводит к уменьшению времени разгона. При опуска-
нии груза, наоборот, время разгона уменьшается при увеличении веса груза,
в) Время пуска в различные периоды работы механизма.
Необходимо определить время пуска при подъеме и опускании порож-
него грузозахватного приспособления, а также время пуска при подъеме
и опускании груза заданной величины. Определение времени пуска для этих
случаев производится по формуле (6) при подстановке в нее значений момен-
тов сопротивления, маховых моментов, веса груза, к. п. д. и т. п., соответ-
ствующих тому грузу, время пуска для которого определяется. В практи-
ческих расчетах время пуска на опускание номинального груза принимается
равным нулю из-за возникновения большого пускового момента, равного
сумме максимального момента двигателя и момента груза.
Время разгона номинального груза на подъем должно быть таково,
чтобы среднее ускорение при пуске было примерно равно м/сек2.
Для крапов, работающих на монтаже оборудования и сооружений, а так-
же, работающих с расплавленным металлом, . ................ 0,1
Для кранов машиностроительных заводов ..................... . 0,2
Для кранов металлургических цехов (кроме кранов, работающих с расплав-
ленным металлом) ............................................0,5
Для кранов, работающих с грейфером, . - . . ..................0,8
г) Время движения с установившейся скоростью.
Время работы механизма в периоды установившегося движения опреде-
ляется по уравнению установившегося движения
где И — высота подъема (опускания) груза для данного процесса работы;
v — скорость установившегося движения в данном процессе.
При работе с двигателями переменного тока вследствие жесткости харак-
теристик этих двигателей можно принять скорость независимой от веса
груза и равней величине номинальной скорости. При работе с двигателями
постоянного тока скорость вращения ротора двигателя зависит от нагрузки.
При этом действительная скорость движения при заданной величине груза
определяется по механическим характеристикам двигателей.
д) Среднеквадратичный момент, эквивалентный действительной перемен-
ной нагрузке, определяется по формуле (45) и среднеквадратичная мощность
по уравнению (46).
В том случае, если номинальная мощность выбранного двигателя ока-
зывается равной или большей найденной среднеквадратичной мощности,
перегрева двигателя не будет и выбор двигателя можно считать оконченным.
Если же окажется, что найденная номинальная мощность меньше средне-
квадратичной мощности, то приходится, исходя из условий нагрева, прини-
мать для данного привода двигатель следующей, большей мощности.
; Выбор электродвигателя механизма передвижения производится
по каталогу электродвигателей по статической мощности при работе крана
с номинальным грузом при соответствующем значении относительной про-
должительности включения
где — полное сопротивление
— номинальная скорость
Номинальная мощность выбранного двигателя должна быть равна или
несколько превышать величину статической мощности Ncm.
ИГРАНОМ
передвижению
передвижения
в м/сек.
§ 9. Металлоконструкции
Ill
С целью предупреждения буксования ходовых колес по рельсам в про-
цессе пуска следует произвести проверку выбранного двигателя по величине
создаваемого им ускорения при пуске. Для нормальной работы механизма
передвижения максимальный пусковой момент двигателя должен быть равен
или несколько меньше пускового момента, определенного по формуле (6)
при времени пуска, вычисленном по зависимости
/ _
'1 "" а ’
где а — максимально допустимое ускорение при пуске крана, определенное
при запасе сцепления Ксц = 1,2. Если пусковой момент выбранного двига-
теля окажется больше необходимого момента, то это свидетельствует о том,
что в процессе пуска не будет выдержан заданный запас сцепления, рав-
ный 1,2, и будет возможно пробуксовывание ходовых колес по рельсу.
Нэтом случае необходимо взять следующий, меньший по мощности, электро-
двигатель, мощность которого меньше статической мощности iV£m. При этом
новый выбранный двигатель должен быть проверен по нагреву по средне-
квадратичной мощности, значение которой при нормальной работе двига-
теля без перегрева должно быть меньше или равно номинальной мощности
выбранного двигателя.
Момент сопротивления повороту механизма поворота крана от сил тре-
ния в механизмах с машинным приводом обычно в несколько раз (от 3 до 10)
меньше моментов сил инерции. Вследствие этого выбор двигателя механизма
поворота крана должен производиться с учетом сил инерции. При выборе
двигателя принимают по каталогу двигатель, мощность которого в 2—4 раза
больше статической мощности Ncm, и проверяют его по пусковому моменту.
Пусковой момент выбранного двигателя должен быть близок к величине
пускового момента, определенного по формуле (6) при времени пуска, опре-
деленном по формуле
i _ 6°Р
л ” ЯП ’
где 0—допускаемый угол разгона крапа.
Если пусковой момент двигателя будет значительно меньше определенного
по формуле пускового момента, то это свидетельствует о соответственном
увеличении времени пуска и снижении производительности крана. Прини-
мать двигатель с пусковым моментом, значительно превышающим необхо-
димую величину пускового момента, не следует.
§ 9. МЕТАЛЛОКОНСТРУКЦИИ
1. Расчетные нагрузки, материалы и допускаемые напряжения
Металлические конструкции грузоподъемных машин могут быть выпол-
нены как сварными, так и клепаными. Так как изготовление сварных кон-
струкций производительнее и дешевле, то они получили преимущественное
распространение.
Расчетные нагрузки
При расчете металлоконструкций учитываются все действующие на них
нагрузки, а именно: постоянные и подвижные; инерционные, действующие
в вертикальной и горизонтальной плоскостях; ветровые; нагрузки, возни-
кающие от перекоса моста крана в горизонтальной плоскости; скручиваю-
щие нагрузки.
К постоянным нагрузкам относятся нагрузки от собственного веса
металлоконструкции и веса частей крана, связанных с металлоконструкцией
112 Основы проектирования грузоподъемных машин
(механизмы, кабины управления, троллеи и т. п.). В целях упрощения расчета
нагрузка от собственного веса металлоконструкции принимается равномерно
распределенной по длине конструкции. Нагрузка от весов частей крана,
связанных с металлоконструкцией, принимается в виде сосредоточенных
нагрузок, приложенных в соответствующих сечениях и узлах металло-
конструкции.
Так как в процессе перемещения крана металлоконструкция испытывает
толчки, то нагрузка от.собственного веса не является полностью статической.
Для учета влияния динамических явлений расчетная постоянная, равно-
мерно распределенная, нагрузка принимается равной
Ярисп ^n4f
где q — постоянная, равномерно распределенная нагрузка от собствен-
ного веса металлоконструкции;
kn — поправочный коэффициент, учитывающий динамические явления
при передвижении крана. При скорости передвижения металло-
конструкции до 60 м!мин kn1,1, при скорости от 60 до
120 ммин kn = 1,2 и при скорости свыше 120 м/мин kn =- 1,3,
Для стреловых и поворотных кранов, не имеющих передвигающихся теле-
жек, к постоянным нагрузкам относится также нагрузка от веса транспорти-
руемого груза и грузозахватного приспособления. Эта нагрузка рассматри-
вается как сосредоточенная и приложенная в месте крепления головных
блоков на стреле.
Так как при подъеме и опускании груза в элементах металлоконструкции
появляются силы инерции, то их влияние должно быть учтено также введе-
нием поправочного коэффициента динамичности k(J, значение которого при-
нимается в зависимости от назначения крана и режима его работы.
Для кранов общего назначения:
Легкий режим..........................А’у — 1,1
Средний > .........................1,2
Тяжелый » .........................kQ1,3
Тогда расчетная сосредоточенная нагрузка от веса груза Q
РQ ~ &qQ-
К подвижным нагрузкам относятся вертикальные давления от ходо-
вых колес грузовых тележек, перемещающихся по металлоконструк-
ции.
Эти нагрузки создаются как весом транспортируемого груза, так и собст-
венным весом тележки и определяются по зависимости
Р Р
2 л. 2 т
-Г kQQ,
где РТ — давление ходового колеса от собственного веса грузовой тележки;
PQ — давление ходового колеса от полезной нагрузки, включая вес
грузозахватного приспособления.
Значения коэффициента kQ принимаются теми же (см. выше).
Инерционные горизонтальные нагрузки, возникающие при торможении
моста крана, а также при торможении или разгоне механизма поворота, учи-
тываются только при расчете металлоконструкции кранов с машинным при-
водом ]. В мостовых кранах инерционное усилие от торможения моста крана
1 Инерционные усилия, возникающие при разгоне и торможении тележки и действую-
щие вдоль моста крана, как оказывающие малое влияние на величину общей расчетной
нагрузки, согласно 111] не учитываются.
§ 9. Металлоконструкции
113
направлено поперек моста и при расчете принимается равным 0,1 (если поло-
вина всех ходовых колес является приводными) или 0,05 (если четверть всех
ходовых колес является приводными) от действующих вертикальных нагру-
зок, определенных без учета поправочных коэффициентов kn и kQ. Инерцион-
ные нагрузки от собственного веса металлоконструкции принимаются равно-
мерно распределенными по длине моста, а от давления ходовых колес грузо-
вой тележки — сосредоточенными.
В стреловых кранах величина горизонтального инерционного усилия
от собственного веса принимается равной 0,1 от соответствующих вертикальных
нагрузок, определенных без учета поправочного коэффициента KQ, Кроме
горизонтального инерционного усилия от собственного веса металлоконст-
рукции стреловых кранов, должна быть учтена горизонтальная сила инерции
от веса груза. Эта сила является сосредоточенной и приложенной в месте
крепления головных блоков на стреле. Величина ее принимается равной 0,1
отвеса груза и грузозахватного приспособления. Это значение усилия соот-
ветствует максимально возможному отклонению груза от вертикали примерно
на 6°.
Ветровая нагрузка кранов в рабочем и нерабочем состоянии опреде-
ляется в соответствии с указаниями ГОСТа 1451-42 (см. гл. II, § 1, разд. 3).
Эта нагрузка принимается приложенной в узлах связей или равномерно рас-
пределенной по длине конструкции.
Скручивающие нагрузки возникают в следующих случаях:
а) при наличии вертикальных нагрузок, приложенных консольно (соб-
ственный вес площадок, механизмов и т. п.). Учет этих нагрузок произво-
дится при отсутствии в системе горизонтальных связей и вспомогательных
ферм, воспринимающих эти нагрузки;
б) при наличии вертикальной нагрузки, приложенной консольно вслед-
ствие запроектированного смещения рельса относительно горизонтальной
оси балки в мостах, не имеющих замкнутой системы связей. В этом случае
смещение не должно быть более 0,1 ширины коробчатой балки и не более 10 мм
для двухтавровых балок;
в) при наличии горизонтальных инерционных нагрузок, приложенных
консольно по отношению к горизонтальной оси концевого сечения в случае
отсутствия замкнутой системы связей.
В стреловых кранах, кроме перечисленных нагрузок, следует также учесть
нагрузку натяжения тросов грузового полиспаста и полиспаста изменения
вылета стрелы.
Расчетные комбинации нагрузок
Расчет металлоконструкций грузоподъемных машин производится для
двух комбинаций нагрузок:
Комбинация А — учитывает действие постоянных, временных
(подвижных) и скручивающих (если таковые имеются) нагрузок. Для стрело-
вых кранов временные нагрузки определяются при работе крана с номи-
нальным грузом на наибольшем вылете.
Комбинация Б — кроме нагрузок, указанных в комбинации А,
учитывает также горизонтальные инерционные и ветровые нагрузки рабо-
чего состояния.
Для стреловых кранов должна быть рассмотрена еще одна комбинация
нагрузок, также относящаяся к комбинации Б, но учитывающая нерабочее
состояние крана, а именно: нагрузка от собственного веса (без учета попра-
вочного коэффициента нагрузка от элементов головного узла стрелы
на наименьшем вылете, ветровая нагрузка на кран в нерабочем состоя-
нии.
8 Руденко и др.
114
Основы проектирования грузоподъемных машин.
Материал металлических конструкций
Металлоконструкция грузоподъемных машин изготовляется из стальных
листов и стального фасонного проката. Расчетные (несущие) элементы мостов
кранов и ферм поворотных кранов (ручных и с механическим приводом)
легкого и среднего режимов работы в сварном и клепаном исполнении изго-
товляются из кипящей мартеновской стали марки ВСт. 3 кп с содержанием
серы не более 0,05% и суммарным содержанием хрома, никеля и меди не более
0,6% (ГОСТ 380-60).
Расчетные элементы металлоконструкций кранов тяжелого и весьма
тяжелого режимов работы изготовляются из мартеновской стали спокойной
плавки марки ВСт. 3 (с теми же ограничениями). С целью снижения веса
металлоконструкции расчетные элементы мостов кранов грузоподъемностью
свыше 75 т могут изготовляться из низколегированных сталей марок
10Г2СД или 15ХСНД (ГОСТ 5058-57).
Расчетные (несущие) элементы, а также связи, воспринимающие инерцион-
ные и ветровые нагрузки металлоконструкций, работающих при темпера-
туре ниже—25° С, независимо от режима работы изготовляются из марте-
новской спокойной стали марки ВСт.З. Ударная вязкость этой стали после
механического старения, а также при температуре —20° С (для листовой
стали толщиной от 12 до 20 мм) должна быть не менее 3 кГм/см2. Элементы
связей, воспринимающих инерционные и ветровые нагрузки и элементы
конструкций, работающих в нормальных условиях, могут изготовляться
из мартеновской стали марки ВСт. 3 кп. Листы настилов мостовых кранов,
участвующие в работе моста, изготовляются из той же стали, что и остальные
расчетные элементы этого моста. Листы настилов, не участвующие в работе,
а также вспомогательные элементы металлоконструкции, как-то: огражде-
ния, поручни, лестницы и т. п., изготовляются из мартеновской или бессеме-
ровской стали марок Ст. 0 или Ст. 1 кп по ГОСТу 380-60. Диафрагмы короб-
чатых балок изготовляются или из стали марки ВСт. Зкп, или, если они
работают при температуре ниже —25аС, из спокойной мартеновской
стали марки ВСт. 3.
С целью получения более легких металлоконструкций все большее при-
менение находят легкие сплавы (алюминиевые и магниевые).
Для грузоподъемных машин применяют следующие марки алюминиевых
сплавов:
АМц, АМг (средней прочности) — для сварных малонагруженных конст-
рукций ограждения;
АМ6-М (высокой прочности) — для сварных несущих конструкций;
АВ-Т1, В95-Т1, АД-Т1 (высокой прочности) — для сварных и клепаных
несущих конструкций;
Д1-Т1, Д16-Т1 (высокой прочности) — для клепаных несущих конст-
рукций.
Эти сплавы обладают по сравнению со сталью рядом преимуществ: они
имеют меньший удельный вес (в 2,8—3 раза) и достаточно высокую механи-
ческую прочность, близкую к прочности стали Ст. 3. Высокая коррозион-
ная прочность этих материалов повышает срок службы металлокон-
струкции.
Однако, вследствие меньшего модуля упругости алюминиевых сплавов,
критическая сила алюминиевых сжатых стержней ниже, чем для стальных
стержней того же сечения. А. Л. Алейнер1 рекомендует принимать пре-
дельную гибкость алюминиевых стержней не выше 65 % предельной гибкости
1 А. Л. Ллейпер. Крановые конструкции из легких материалов. Труды Ленинградского
политехнического института, 1951, № 4.
§ 5* Металлоконструкции
115
стальных стержней. Поэтому сжатые алюминиевые стержни следует кон-
струировать возможно более жесткими (коробчатого или трубчатого
сечения).
Для уменьшения прогиба балок из алюминиевых сплавов их высота дол-
жна приниматься приблизительно на 25% больше высоты стальных балок.
Необходимость применения более дорогих материалов (низколегиро-
ванная сталь и алюминиевые сплавы) должна быть в каждом отдельном слу-
чае обоснована техническими или экономическими соображениями.
Сварные соединения при ручной сварке конструкций должны выпол-
няться электродами не ниже типа Э42 по ГОСТу 9467-60 при металлоконст-
рукции из стали Ст. 3 и не ниже типа Э42А при металлоконструкциях, пред-
назначенных для работы при температуре ниже —25° С. При автоматической
и полуавтоматической сварке под слоем флюса конструкций, изготовленных
из стали Ст. 3, следует применять электродную проволоку Св-08А по ГОСТу
2246-60, а при сварке конструкций из низколегированных сталей — элект-
родную проволоку Св-08ГА с флюсами марки АН-348А или ОСЦ-45,
Вспомогательные элементы металлоконструкций могут свариваться тонко-
обмазанными электродами типа Э34 по ГОСТу 9467-60, но приварка их
к основным конструкциям должна производиться электродами типа Э42.
В клепаных конструкциях заклепки должны применяться из стали Ст. 2
или Ст. 3 по ГОСТу 499-41. В конструкциях из низколегированных сталей
применяются заклепки из сталей Ст. 3 по ГОСТу 499-41 или 09Г2 по ГОСТу
5058-57.
Допускаемые напряжения
При расчете металлоконструкций грузоподъемных машин допускаемые
напряжения принимаются в зависимости от расчетной комбинации нагрузок
и режима работы машины по табл. 23.
Допускаемое напряжение для сварных швов принимается по табл. 24
в зависимости от указанного в табл. 23 допускаемого напряжения [ц]
металла конструкции.
Таблица 23
Допускаемые напряжения а кПсм?
для сталей марок ВСт. Зкп и ВСт, 3
Режим работы Комбинация нагрузок
А Б
Напряжение в кГ/см*
Нормаль- ное [О] । К ас а тель- 1юе [т] д Нормаль- ное [ст]й Касатель- ное [Т]у<
Легкий я средний Тяжелый и весьма тяжелый 1600 1400 1000 850 1800 1700 1100 1000
Таблица 24
Допускаемые напряжения для сварных швоз
Метод сварки Тип шва Род в а п ряже- н и я Напря- жение
Ручной, элек- тродами типа Э42 с толстым покрытием Стыковой Растяже- ние Сжатие О [ст] 0,9 [а]
Сты ковой и валиковый Срез 0.6 [С]
Ручной, элек- тродами повы- шен ного качест- ва типа Э42А с толстым покры- тием Автоматиче- ский и полуав- томатический под слоем флюса Стыковой Растяже- ние Сжатие 0.9 [<у] 1,0 [а]
Стыковой и валиковый Срез 0.65 [с]
Допускаемые напряжения для заклепок и чистых болтов, поставленных
в сверленые или продавленные (на меньший диаметр с последующим рас-
сверлением в сборе) отверстия, принимаются по табл. 25.
11*5
Осн.ть проектирования грузоподъемных машин
Таблица 25
Допускаемые напряжения для заклепок и болтов из стали Ст. 2 и Ст. 3
при материале конструкции из стали Ст. 3
Элементы соединения Род напряже- нии Допускаемые напряжения Элементы соединения Род напряже- ния Допускаемые напряжения
Срез .... 0,88 |о] i Срез , . 0.7 [ст|
Заклепки Смятие » ь 2,0 [а] J Болты Смятие 2,0 [о]
Растяжение (отрыв голов- ки) 0,6 [ст] Растяжение 0,7 |ст]
В этой таблице 1а ]— допускаемое напряжение металла конструкции,
принятое по табл. 23.
При наличии переменных нагрузок допускаемые напряжения, при-
нятые по табл. 24, умножаются на экспериментальный коэффициент у
снижения допускаемого напряжения среза сварного шва при действии
переменной нагрузки.
Для стыкового шва
1______.
ПйП
2 Л та.х
для валикового шва
„ 1
V 4 ] A’min ’
3 3 Л'тая
Здесь AzmiT1 и Vmax соответственно наименьшие и наибольшие по абсолют-
ной величине усилия, взятые со своими знаками,
«г
2. Аналитический и графический методы расчета
Общие данные
Статический расчет металлических конструкций кранов производится
методами строительной механики. При расчете используется принцип
независимости действия сил. С целью повышения точности расчета, усилия,
возникающие в элементах металлоконструкции крановых мостов, должны
определяться как для пространственной системы. Однако возможно приме-
нение упрощенного метода расчета, основанного на расчленении пространст-
венной металлоконструкции на отдельные плоские системы (главная балка
или главная ферма, концевые балки, вспомогательные фермы и т. п.) и каж-
дая из этих систем рассматривается под действием сил в соответствующих
плоскостях.
Усилия в стержнях определяются либо графически (построением диаг-
раммы Кремоны) или аналитически (способом Риттера), принимая, что
треугольные секции фермы являются неизменными и рассматривая сварные
и клепаные узлы как шарнирные соединения, передающие лишь усилия,
направленные по осям стержней и не образующие изгибающих моментов.
При наличии подвижной нагрузки (грузовые тележки) должно быть проана-
лизировано каждое положение этой нагрузки и определены расчетные
нагрузки для каждого стержня конструкции. При этом для определения
наибольшей нагрузки на рассматриваемый стержень удобно пользоваться
построением линий влияния.
Д
j? 9.
При подборе сечения растянутых и сжатых стержней ферм необходимо,
чтобы они удовлетворяли условиям прочности при обеспечении надлежащей
жесткости.
Прочность растянутых стержней проверяется по формуле
Для сжатых стержней, кроме прочности, должна быть обеспечена устой-
чивость при продольном изгибе центрально сжатых стержней. Проверка
устойчивости производится по формуле
5 г т
а =• -г < а
В этих формулах:
S — расчетное (растягивающее пли сжимающее) усилие, действующее
в стержне;
F — площадь поперечного сечения рассчитываемого стержня (для
клепаных конструкций при расчете растянутых стержней при-
нимается площадь «нетто», определенная с учетом ослабления
сечения отверстиями под заклепки);
[ц I — допускаемое нормальное напряжение, принятое в зависимости
от учитываемой комбинации нагрузок по табл. 23;
Ф — коэффициент уменьшения допускаемого напряжения при про-
дольном изгибе. Этот коэффициент определяется по табл. 26 в зави-
симости от гибкости и материала рассчитываемого стержня.
Таблица 26
Коэффициент ф уменьшения допускаемых напряжений при продольном изгибе центрально-
сжатых стержней
Гибкость стержня ВСт. Зкп; ВСт. 3; Ст. 3 ЮГ2СД; -15ХСНД Г нбкость стержня ВСт, Зкп; ВСт. 3; Ст. 3 ЮГ2С.Л: 15ХСНД Г ибкостъ стер жня ВСт. Зкп: ВСт. 3; Ст. 3 10Г2СД: 15ХСНД
0 1,00 1.00 70 0,81 0.71 140 0,36 0,25
10 0,99 0.98 80 0,75 0,63 1 150 0,32 0,23
20. 0,97 0,95 90 0,69 0,54 : 160 0,29 0,21
30 0,95 0,92 : 100 0.60 0,46 170 0,26 0,19
40 0.92 0,89 i 110 0.52 0,39 180 0,23 0,17
50 0,89 0,84 1 120 0,45 0,33 190 0,21 0,15
60 0,86 0,78 130 0,40 0,29 200 0,19 0,13
Гибкость стержня
• где
/ — расчетная длина стержня;
— минимальный радиус инерции рассчитываемого сечения
в целом;
пип
Здесь
J — минимальный момент инерции сечения;
F— площадь поперечного сечения стержня.
При гибкости более 200 расчет сжатых стержней производится по фор-
муле Эйлера.
За расчетную длину / элементов ферм принимается;
а) для поясов, как в плоскости так и из плоскости фермы—расстоя-
: юге между смежными узлами или местами крепления связей;
118
Основы проектирования грузоподъемных машин
б) для элементов решетки: из плоскости фермы — расстояние, равное
полной геометрической длине элемента; в плоскости фермы — расстоя-
ние, равное 0,8 полной геометрической длины стержня, а для опорных
стоек и раскосов — равное полной длине.
Предельно допустимые значения гибкости для стержней, работающих
на сжатие или растяжение, приведены в табл. 27.
Таблица 27
Предельно допустимые значения гибкости \Пред
Элементы конструкции Г ибкастъ
при сжа- тии лри рас* тяженин
Стержни главных ферм: пояса и опорные раскосы 120 150'
остальные элементы .... 150 180
Стержни вспомогательных ферм: пояса и опорные раскосы 150 200
остальные элементы ....... 250 300
Предельно допустимые значения гибкости металлоконструкций стрел
принимаются:
Для стрелы:
в плоскости подвеса ........................................... 130
в плоскости, перпендикулярной к плоскости подвеса...............180
Для ветви сечения стрелы на участке между планками или в пределах
панели соединительных решеток..................................... 50
Для элементов соединительных решеток..............................250
При подборе сечений сжатых стержней желательно, чтобы моменты инер-
ции относительно осей X и Y были приблизительно одинаковыми.
При работе элемента металлоконструкции на изгиб проверочная формула
имеет вид
М ' г 1
^11 у/
где Af — расчетный изгибающий момент;
W — расчетный момент сопротивления (для клепаных конструкций
принимается момент сопротивления «нетто», определенный
с учетом ослабления сечения отверстиями под заклепки);
[о ] —нормальное допускаемое напряжение (табл. 23).
При работе стержня одновременно на сжатие (растяжение) и изгиб его необ-
ходимо проверить на прочность по формуле
S м „ . .
G F ~ W6p 101
и на устойчивость по формуле
АГ . - г 1
* Op
где W6p — расчетный момент сопротивления «брутто», определенный без
учета ослабления сечения отверстиями под заклепки.
В последнюю формулу входит значение коэффициента ф, определенное
по значению гибкости при радиусе инерции, взятом относительно оси, пер-
пендикулярной плоскости действия изгибающего момента. Кроме того, стер-
жень должен быть проверен на устойчивость в плоскости, перпендикулярной
к плоскости изгиба (при наибольшей гибкости в этой плоскости), при действии
одного лишь сжатия.
,1
§ 9. Металлоконструкции
119
Чаще всего растянутые и сжатые элементы металлоконструкции выпол-
няются симметричными, что обеспечивает центральность приложения
нагрузки. Несимметричные сечения, например, из одного угольника, могут
применяться только при очень малых нагрузках, так как такое сечение обла-
дает малой жесткостью и, вследствие эксцентричного присоединения к эле-
ментам конструкции, создает дополнительное изгибающее усилие. При про-
верке сжатых и растянутых элементов, имеющих несимметричное сечение,
допускаемые напряжения, приведенные в табл. 23, должны быть снижены
на 25%.
Для основных рабочих элементов не рекомендуется брать листы тоньше
4 лш, угольники менее 45x45x5 мм при сварном исполнении и менее 50X
X 50 X 5 мм при клепаном исполнении.
При конструировании металлоконструкций должны быть соблюдены
следующие условия:
1. Продольные оси стержней, подходящих к данному узлу, должны пере-
секаться в центре узла.
2. Должна быть обеспечена прочность соединения, что проверяется рас-
четом заклепок или сварных швов.
3. Для растянутых стержней рекомендуется применять максимальные
длины проката с целью уменьшения количества стыков. Стержни и узлы
следует проектировать без резких изменений сечений; переходы к изменен-
ному сечению должны быть плавными, чтобы избежать концентрации напря-
жений.
4. Сечения составных стержней должны быть из возможно меньшего
числа профилей.
5. Если сечение состоит из двух элементов, не примыкающих друг
к другу вплотную, то необходимо эти элементы соединить планками. Расстоя-
ние между планками для растянутых стержней выбирается таким, чтобы
гибкость ветви стержня не превышала 80—100. В сжатом стержне расстоя-
ние между накладками принимают в пределах (40-ь50)
Размеры сварных швов рекомендуется применять минимально допусти-
мыми по условиям прочности. Наименьшая длина угловых (лобовых и флан- •
говых) швов должна быть не менее 60 мм и не менее шестикратного размера
катета шва. Наибольшая расчетная длина флангового шва в соединениях,
работающих на продольную силу, не должна быть больше 50 катетов шва.
Соединительные швы составных сечений (например поясные швы балок)
должны быть непрерывными по всей длине. Расчетная толщина стыковых
швов принимается равной наименьшей из толщин свариваемых сечений.
Поперечные ребра жесткости должны привариваться к сжатому поясу
и к стенке непрерывным швом. Неизбежные зоны концентрации напряжений
(начало и конец шва, кратеры и т. п.) следует механически обрабатывать
для повышения выносливости конструкции.
Последовательность расчета сжатого стержня:
1. По табл. 27 определяем предельно допустимое значение гибкости
2. По табл. 26 находим значение коэффициента ср уменьшения допускаемых
напряжений при продольном изгибе центрально сжатых стержней.
3. По зависимости г ~ ----- определяем необходимый радиус инерции
сечения.
4. Выбрав форму сечения, по ГОСТу на прокат выбираем подходящий
размер сечения так, чтобы действительный радиус инерции сечения был
не меньше расчетной величины радиуса инерции.
5. По усилию S, сжимающему стержень, и допускаемому напряжению,
принятому по табл. 23, проверяем выбранное сечение на прочность
и устойчивость по вышеприведенным формулам.
120
Основы проектирования грузоподъемных машин
Определение усилий в элементах ферм
при неподвижной нагрузке
При определении усилий, возникающих в стержнях ферм, сварные и кле-
паные соединения узлов ферм рассматриваются как шарнирные, не создаю-
щие защемления стержней, а сама конструкция фермы считается геометриче-
ски неизменяемой (т. е. при расчете пренебрегают изменениями конфигура-
ции фермы под влиянием упругих деформаций отдельных стержней).
В подъемно-транспортном машиностроении находят наибольшее распро-
странение так называемые «балочные» фермы, т. е. такие фермы, у которых
опорные реакции возникают по тому же закону, что и в балках (фиг. 71).
В этих фермах стержни / и 2, расположенные по наружному периметру,
называются поясами, которые, в зависимости от конфигурации фермы,
могут быть прямолинейными, ломаными или криволинейными. При криво-
линейном очертании поясов узлы фермы располагаются на определенной
кривой при сохранении стержней прямолинейными. Наклонные стержни 3
фермы называются раскосами; вертикальные стержни 4 — стойками.
Определение усилий в стержнях ферм может быть произведено аналити-
ческим или графическим способами.
Аналитические методы определения усилий
При использовании этих методов предварительно определяются опорные
реакции. Затем рассматриваемая часть фермы отделяется разрезом от осталь-
ной части фермы, действие которой на рассматриваемую часть заменяется
внутренними усилиями, возникающими в разрезанных стержнях. Для опре-
деления усилий составляются основные уравнения- равновесия статики.
Метод вырезания узлов. При этом методе необходимо начинать рас-
смотрение фермы с такого узла, в котором сходятся не более двух стержней,
т. е. с опорных узлов, на которые действуют ранее определенные реакции.
Имеем ферму (фиг. 72, а), на которую действуют неподвижные внешние
силы Q,; Вырежем узел 1 на опоре А (фиг. 72, б). В этом узле дейст-
вуют известная по величине и направлению реакция А и усилия в стержнях
Sx и S2. Знаки усилий неизвестны, и при составлении уравнений равновесия
примем усилия растягивающими, т. е. направим их от узла А (фиг. 72, а).
Уравнения равновесия для узла Г.
I X — 0; Si cos а -ф Ss,= 0;
у у _ 0; А + Sx sin а =- 0.
Отсюда
Sx —--------- и S9 = A ctga.
Знак минус у усилия Sx показывает, что стержень на самом деле сжат,
а не растянут, как это было принято при составлении уравнений.
Затем рассматривается узел '2 (фиг. 72, в), в котором действуют известные
по величине и направлению силы Q1 и Sx и неизвестные силы£3 и54, которые
опять предполагаем растягивающими стержни.
f .9. Металлоконструкции
121
Уравнения равновесия:
Si cos a + S3 cos p + S4 cos tp = 0; sin a ф- S3 sin p — —S4 sin cp — O.
Решая эти два уравнения, определяем величину и знак усилий S3 и34.
Фиг. 72. Определение усилий методом вырезания узлов.
Далее последовательно рассматривают узлы 3, 4 и т. д,, пока не будут
определены усилия во всех стержнях фермы.
Метод сечений (метод Риттера). При применении этого метода можно
сразу определить усилие в любом рассматриваемом стержне без предвари-
тельного определения усилий в предыдущих стержнях. Для определения
усилий S2, 53 проводится разрез фермы через эти стержни (фиг. 73).
122
Основы проектирования грузоподъемных машин
Так как злак усилия неизвестен, то предполагаем стержни растянутыми
и направляем усилия стрелками к отсеченной части фермы. Составим уравне-
ние моментов всех усилии, действующих на левую часть фермы относительно
точки Оу (точки Риттера), в которой пересекаются два из трех рассматри-
ваемых стержней,
2 М01 - 0; Аа — 2 Qyb ф- $Л= 0-
В этом уравнении 2 Qyb — сумма произведений всех внешних сил, дей-
ствующих на рассматриваемую часть фермы, на плечо этих сил относительно
точки Риттера Оу.
Отсюда
о
hy *
Знак минус показывает, что на самом деле стержень будет не растянут,
а сжат. Для определения усилия S2 в стержне необходимо принять за точку
Фиг. 74. Определение усилий при параллельных поясах.
Риттера точку О2, находящуюся на пересечении линий действия усилий Sx
и S3. Уравнение моментов усилий относительно этой точки
2Л/и2 0; Аву— 2 Qyby ф S2h,2 -
Отсюда
- /1 д ] S Q Ф1
3 Л,
Для определения усилия S3 за точку Риттера принимаем точку 03, в кото-
рой пересекаются стержни Sx и S2. Тогда
2 ЛДу - 0; Аа, - 2 Qy b2 - S3 h3 = 0.
Отсюда
о Аа->—
В тех случаях, когда пояса фермы параллельны и точка Риттера О2
находится в бесконечности (фиг. 74), усилие S3 в раскосе (сечение /—J),
а также усилие Slt в стойке (сечение 2—2) определяют составлением уравне-
ния проекций на вертикаль всех сил, действующих на одну из частей фермы.
При применении способа Риттера необходимо учитывать следующее:
1. Если узел фермы образован из двух стержней и внешнее усилие напра-
влено вдоль одного из них, то усилие в этом стержне равно внешней нагрузке,
а в другом стержне усилие равно нулю (фиг. 75, а).
2. Если в узле фермы сходятся три стержня, из которых два направлены
по одной прямой, и к этому узлу не приложена внешняя нагрузка, то в стерж-
нях, лежащих на одной прямой, усилия равны между собой, а в третьем
стержне усилие равно нулю (фиг. 75, б).
§ 9. Металлоконструкции
123
3. Если в узле фермы сходятся три стержня, из которых два направлены
по одной прямой, и к узлу приложена внешняя нагрузка, действующая
Фиг. 75. Схемы к определению усилий методом сечений.
по направлению третьего стержня, то усилия в стержнях, лежащих на одной
прямой, равны между собой,
ной внешней нагрузке (фиг,
75, в).
4, Если в узле фермы
сходятся два пересекаю-
щиеся стержня и к узлу
нагрузка не приложена, то
усилие в каждом стержне
равно нулю (фиг. 75, а).
Графический метод
определения усилий
(построение диаграммы
Кремоны)
При графическом спо-
собе определения усилий
йстержнях фермы при дей-
ствии неподвижной наг-
рузки производят выреза-
ния узлов и построение
замкнутых многоугольни-
а в третьем стержне усилие равно приложен-
Фиг. 76. Построение диаграммы Кремоны.
ков действующих сил. Пе-
ред построением должны
быть определены опорные реакции. Построение начинается с такого узла, где
сходятся не более двух стержней, т. е. с опорного узла (фиг. 76, а). Рассмот-
рим узел /, в котором действует опорная реакция А и усилия стержней Sj
и S2. Разложим реакцию А по направлениям осей стержней и построим
замкнутый треугольник сил (фиг. 76, 6), в котором стороны треугольника
124 Основы проектирования грузоподъемных машин
будут показывать направление действия сил, а по величине будут пропор-
циональны величинам сил. Затем рассматриваем узел 2 (фиг. 7G, в) и далее
последовательно все узлы фермы. При построении необходимо иметь в виду,
что:
1) число сторон диаграммы равно числу стержней фермы;
2) линии на диаграмме соответственно параллельны осям стержней фермы;
3) каждому узлу фермы соответствует замкнутый многоугольник.
Определение изгибающих моментов и перерезывающих
сил в балках при подвижной нагрузке
При подвижной нагрузке определение расчетных значений изгибающих
моментов и перерезывающих сил в балках производится построением «оги-
бающих» эпюр изгибающих моментов, либо построением линий влияния.
Построение «.огибающих» эпюр изгибающих моментов (линий М)
Если по балке АВ (фиг. 77) передвигается сосредоточенный груз Q, то вер-
шины эпюр изгибающих моментов, построенных при различном положении
груза относительно опор, располагаются по параболе, определяемой уравне-
нием
Мх- Q-^-x.
Максимум «огибающей» эпюры будет при расположении груза в центре
пролета /. Он будет иметь значение
М =
Если по балке перемещаются два неравных груза и на неизменном
между собой расстоянии, равном b (фиг. 78, а), то положение их равнодейст-
вующей Q определится расстояниями Ь} и Ь2:
и . I, __
Q *
Реакция опоры А
Момент в сечении балки под грузом Q1( находящимся на расстоянии х
от опоры А
Это уравнение является уравнением параболы, построенной на длине
I — Ьу (фиг. 78, б). Максимальное значение изгибающего момента будет равно
М
Ч:
и имеет место при
1-Ьл
11
Рассматривая действие груза Q2, получаем аналогично (фиг. 78, е) урав-
нение параболы
А1.
/у-
I/ — ----------------
§ 9. Металлоконструкции
125
Фиг. 77. Построение «огибающей;} эпюры изгибающих
моментов.
Фиг. 78. Построение «огибающей» эпюры изгибающих
моментов при наличии двух грузив.
12(5
Основы проекта ржания грузоподъемных машин
построенной на длине I — Ь2 с максимальным значением момента
., (I' — Ь.,)2 I — Ь-2
Ч-.г Qпри
Наибольшая величина изгибающего момента при .движении двух нерав-
ных грузов Qi и Q2, связанных определенным расстоянием Ь, будет иметь
место при таком расположении грузов, когда середина балки делит пополам
эасстояние Ьх (расстояние между равнодействующей Q и большим грузом QJ.
Результирующая огибающая эпюра изгибающих моментов представлена
на фиг. 78, г, д. Если эта эпюра построена в определенном масштабе, то по ней
Фиг. 79. Построение «огибающей» эпюры изги-
бающих моментов при двух равных грузах.
может оыть определен наи-
больший изгибающим момент
для любого сечения балки
при заданной нагрузке.
Фиг. 80. Построение линий влия-
ния опорных реакций для балок.
Если по балке движутся два равных между собой груза Qt с неизменным
расстоянием b между ними, то Q = 2QL и Ьх = Тогда, согласно ранее
приведенным уравнениям,
момента (фиг. 79)
- Q
имеем максимальное значение
изгибающего
Определение максимального изгибающего момента по приведенным выше
формулам производится в том случае, если расстояние b < 0,586 /. Если же
Ь >0,586/, то Мта---^~.
Построение линий влияния для опорных реакций
Линией влияния называется графическое выражение закона изменения
усилий, момента или реакции в рассматриваемом сечении при любом возмож-
ном положении нагрузки в пролете.
Если по балке движется сосредоточенная нагрузка, то реакция на опоре
А (фиг. 80) выражается уравнением прямой линии:
А = Q ! ~х = Q .ф при х _- 0; X = Q;
» х = 1\ А - 0.
График на фиг. 80, показывающий величину реакции на опоре А при
любом положении внешней нагрузки Q, называется линией влияния опорной
§ 5. Металлоконструкции
реакции. При построении графика в масштабе ордината ф пропорциональна
величине опорной реакции при расположении силы Q на расстоянии х
стопоры А. Применяя закон пропорциональности, можно груз Q заменить
единичным грузом, равным весовой единице.
При перемещении нескольких грузов, согласно закону сложения дей-
ствия сил, можно написать
Л = С?1ф1 + Фз'Фа ~г • • • - - ~ Q/ф,.
При равномерно распределенной нагрузке q кГ/м опорная реакция А =
=?-Л где А—площадь всей линии влияния (фиг. 81, а). При равномерно
распределенной нагрузке, расположенной на части балки, реакция А = qFlt
Фиг. 81. Линии влияния опорной реакции
при равномерно распределенной нагрузке.
Фиг. 82. Построение линий влияния пере-
резывающей силы для балок.
Построение линии влияния для перерезывающей силы
, Если на балке АВ (фиг. 82) движется сила Q — I, то при нахождении
i этой силы слева от исследуемого сечения а—а поперечная сила, действую-
щей щая в сечении а—а, будет равна опорной реакции В = —Q-p- = —Qty
(фиг. 82, а). При нахождении силы Q справа от сечения а—а линия влияния
поперечной силы будет равна опорной реакции А ~ Q —— = Оф (фиг. 82,
1 б). Таким образом, линия влияния перерезывающей силы состоит из двух
_ участков: левого — отрицательного и правого — положительного
(фиг. 82, в). Переход от отрицательного к положительному участку происхо-
е Дит под исследуемым сечением. Чтобы получить максимальное значение пере-
резывающей силы при нескольких внешних нагрузках, передвигающихся
по балке, надо эти нагрузки расположить на балке так, чтобы сумма ординат
линии влияния была наибольшей.
При равномерно распределенной нагрузке, расположенной по всему
пролету, для определения перерезывающей силы в сечении а—а надо алгеб-
^^В раическую сумму площадей обоих участков линии влияния умножить
й '^^В на равномерно распределенную погонную нагрузку q. При частичном затру-
й Т^^Вжёнии q множится на площадь линии влияния, находящейся под нагрузкой.
123
Основы проакпирхания грузоподъемных машин
Построение линии влияния для изгибающего момента
При силе Q, находящейся слева от рассматриваемого сечения а —а
(фиг. 83), линия влияния изгибающего момента в сечении а—а выражается
AT - Q-q-b - Сф,
I*
линией влияния опорной реакции с ординатами, увеличен-
Q * а
Фиг.
83. Построение линий влияния изгибаю-
щего момента.
т. е. совпадает с
ними в b раз (фиг. 83, а). При силе Q, движущейся справа от сечения а—а,
линия влияния изгибающего момента выражается линией опорной реакции,
увеличенной в а раз (фиг. 83, б).
В рассматриваемом сечении
ординаты обоих участков линии
влияния изгибающих моментов
равны между собой. Суммарная
линия влияния изгибающего мо-
мента представлена на фиг. 83, в.
Для получения величины изги-
бающего момента в сечении а—а
от подвижного груза необходимо
вес подвижного груза умножить на
ординату линии влияния, находя-
щуюся под грузом. Максимальное
значение изгибающего момента
определяется при приложении наг-
рузки в рассматриваемом сечении,
так как при этом ордината линии
влияния максимальна. При не-
скольких грузах для определения
максимального момента грузы размещаются так, чтобы получить наиболь-
шую сумму ординат; для этого надо наибольший груз поставить над верши-
ной линии влияния.
При равномерно распределенной нагрузке для определения изгибающего
момента величина погонной нагрузки q множится на площадь линии влияния.
При частичном загружении балки величина q множится на ту часть площади
линии влияния, которая расположена под нагрузкой.
Построение линий влияния для балочных ферм
при подвижной нагрузке
Построение линий влияния опорных реакций для балочных ферм анало-
гично такому же построению для балок, поэтому здесь его рассматривать
не будем.
Построение линий влияния для усилий в поясах
Для построения линий влияния для усилий SL и S2 в стержнях верхнего
и нижнего поясов балочной фермы (фиг. 84) используется метод Риттера.
Пусть нагрузка движется по нижнему поясу фермы. Проводим сечение а—а
через три стержня фермы. Для определения усилия Sj за точку Риттера при-
мем узел (\. Для построения линии влияния усилия Si следует уменьшить
в /Д раз ординаты линии влияния изгибающего момента для того сечения
балки, которое соответствует положению точки Риттера (йт — плечо действия
усилия относительно точки Риттера С\). Для этого (фиг. 84, а) откладывают
под опорой А ординату В Г = а под опорой Б — ординату DE
“1
§ 9. Металлоконструкции
129
Пересечение линий FD и £В происходит под точкой Риттера. Это будет макси-
Ь -с
мальное значение ординаты линии влияния, равное.
Для получения максимального значения усилия Sj при нескольких
грузах, перемещающихся по нижнему поясу фермы, необходимо поставить
наибольший груз в точку Ог, т. е. над максимальной ординатой линии влия-
ния.
При построении линии влияния усилия 52 за точку Риттера принимаем
узел О2. Построение линии влияния для усилия S2 аналогично построению
линии влияния для усилия SP Однако, вследствие того, что нагрузка, дви-
жущаяся по нижнему поясу, не может быть приложена в точке Риттера
02, находящейся на верхнем поясе, линия влияния усилия S2 будет иметь
вид многоугольника с вершинами, расположенными под узлами О и Ot.
Для построения линии влияния откладываем под опорой А ординату В'Г' ==
= 4- (фиг. 84, б), а под опорой Б ординату D'D" = Точка пересечения
Йо Л-2
bfc
линий r'D‘ и B'D” будет под узлом О2. Ордината в этом месте равна .
Эта ордината не является расчетной и служит лишь для построения линии
влияния. Ординаты в вершинах многоугольника ф! и ф3 определяются
из геометрических соотношений.
Для определения максимального значения усилия S2 при нескольких
подвижных нагрузках следует эти нагрузки расположить на поясе так,
чтобы получить наибольшую сумму ординат линии влияния. При перемеще-
нии нагрузки по верхнему поясу построение линий влияния для усилий
в поясах (см. фиг. 84, в для усилия и 84, г для усилия Л\) аналогично при-
веденному выше.
Построение линий влияния для усилий в раскосах
Рассмотрим раскос S3 при перемещении нагрузки по нижнему поясу.
В этом случае точка Риттера 03 находится вне пролета / на расстоянии d
от опоры А. Линия влияния усилия S3 в раскосе состоит из двух участков,
различающихся знаками. Когда нагрузка Q перемещается в левой части
фермы, линия влияния S3 образовывается умножением ординат линии влия-
ния опорной реакции Б на величину — *(1-; для этого под опорой Б
Id
(фиг. 84, д) откладывается положительная ордината, равная —i—.
При перемещении нагрузки по правой части фермы линия влияния усилия
S3 образовывается умножением ординаты линии влияния опорной реакции А
на величину----для этого отложим под опорой А отрицательную орди-
нату Вершины ж и з каждого из участков находятся под соответствую-
щими узлами О и 0{. Так как при положении нагрузки Q между узлами О
и 01 усилие в раскосе изменяется по закону прямой линии, аналогично изме-
нению поперечной силы в рассматриваемом сечении балки, то вершины ж из
соединяются прямой линией, проходящей через нуль. При перемещении
нагрузки по верхнему поясу вершины участков линии влияния ж и з лежат
под узлами 02 и (фиг. 84, е).
Таким образом, для построения линий влияния усилий в стержнях балоч-
ной фермы необходимо отложить под опорами характеристические ординаты,
равные отношению расстояния b от данной опоры до точки Риттера к плечу
h искомого усилия.
Для определения усилия в стержнях от равномерно распределенной
нагрузки необходимо умножить площадь линии влияния на величину
9 Руденко и др. 1319
130
Основы проектирования грузоподъемных машин
Фиг. 84. Построение линий влияния-усилий в стержнях фермы:
при перемещении нагрузки по нижнему поясу; а—линия влияния усилия Si в верхнем поясе;
о—линия влияния усилия Sa в нижнем поясе; д—линия влиянии усилия 5И в раскосе;
при перемещении нагрузки но верхнему поясу: в—линия влияния дли SA; г—линия
влияния для 3^; д—линия влияния усилия За в раскосе.
§ 9. Металлоконструкции
131
нагрузкой. При определении усилия в раскосе
Фиг. 85. Построение линий влияния:
— линия влияния усилия V в стайке; б—линия влияния
усилия Si в поясе; s — линия влияния усилия в поясе;
г — линия влияния усилия Ss в раскосе; д — линия алия-
иия усилия в стойке при нагрузке, перемещающейся по
нижнему поясу; е — линия влияния усилия VjB стойке при
нагрузке, перемещающейся по верхнему поясу.
построения
погонной нагрузки q. При равномерно распределенной нагрузке, располо-
женной на части фермы, погонная нагрузка q множится на площадь линии
влияния, расположенной под
от равномерно распределен-
ной нагрузки принимается
алгебраическая сумма пло-
щадей участков линии влия-
ния, расположенных под наг-
рузкой.
В том случае, если в се-
чение попадает более трех
стержней, для
линии влияния пользуются
методом вы р еза н ия узлов.
Например для построения
линии влияния усилия V
в стойке (фиг. 85, а) при
непараллельных поясах ха-
рактеристические ординаты,
откладываемые под опо-
рами, будут равны соответст-
b cos а с cos а
венно —г— и —г—, где а —
h h
угол между рассматриваемой
стойкой и нижним поясом,
ah — плечо усилия в поясе
относительно узла О. Для
усилий и V2 ординаты
bi
соответственно равны -А-н-г
r hx h
(фиг. 85, б, в).
В фермах, имеющих стой-
ки, линии влияния усилий
в поясах имеют вершину
в точках Риттера независимо
оттого, по какому поясу пере-
мещается нагрузка, так как
к какому бы узлу не прикла-
дывалась нагрузка, она будет
передаваться через стойки на
пояса (фиг. 85, б, е). В этих
фермах линия влияния уси-
лия S3 в раскосе имеет вер-
шины на участке, ограничен-
ном положением раскоса (фиг. 85, г). Линии влияния усилий в раскосах при
параллельных поясах строятся умножением ординат линии влияния попе-
речных сил для балки на коэффициент, равный , где а, 90 ' - fJ угол
наклона раскоса к вертикали. Следовательно, надо отложить ординаты, рав-
ные и соединить их с нулевыми точками А и Б.
Линия влияния усилия в стойках строится как линия влияния попереч-
ных сил для балок. Переходная прямая помещается на участке справа или
слева от стойки, в зависимости от того, перемещается ли нагрузка по нижнему
или верхнему поясу фермы (фиг. 85, д, е).
9*
а
132
Основы проектирования грузоподъемных машин
Графоаналитическое определение изгибающих
моментов и усилий в стержнях решетчатых ферм
при подвижной нагрузке
В решетчатых фермах (фиг. 86, а) подвижная нагрузка (тележка с гру-
зом) вызывает сжатие верхнего пояса и растяжение нижнего пояса. Стойки
в ферме с треугольной решеткой всегда работают на сжатие. Раскосы, в зави-
симости от положения тележки, подвергаются или сжатию, или растяжению.
Фиг. 86, Схема к определению изгибающих момен-
тов и усилий в стержнях при подвижной нагрузке.
При передвижении тележки от
одного конца фермы к другому
всегда имеются стержни, кото-
рые при данном положении те-
лежки будут испытывать макси-
мальную нагрузку. Для опреде-
ления максимальных усилий в
стержнях верхнего и нижнего
поясов от подвижной нагрузки
следует определить изгибающие
моменты во всех узлах фермы
при передвижении тележки. Для
этого используются линии влия-
ния, для построения которых
под вычерченной в масштабе
схемой фермы, на перпендику-
ляре к горизонтальной линии АВ
(фиг. 86, б), равной длине про-
лета L фермы, из точки А откла-
дывают расстояния а, Ь, с, , . . .
равные расстояниям от опоры А
до соответствующих узлов фер-
мы. Вершины отрезков соеди-
няют прямыми линиями с точ-
кой В. Полученные линии и
будут линиями влияния момен-
тов.
Для определения максималь-
ного момента, например, для
узла С, ставят колесо тележки над этим узлом, что обеспечивает действие
максимального по величине момента в узле С, и проектируют узел С на
линию АСВ, получая ординату линии влияния под первым колесом, рав-
ную Ф1, и под вторым колесом, равную ф2. Общий момент в узле С
Мс = С1Ф1 + С?2фа.'
Усилия в поясах определяются делением полученного момента в узле
на величину расстояния h от стержня до узла, т. е.
С __ о _ М с
О3 ••• •
Для определения поперечной силы Т, действующей в узле фермы, строят
линии влияния поперечных сил (фиг. 86, в), для чего из точки А' отклады-
вают перпендикулярно к линии А'В' отрезки, равные единице, и соединяют
полученную точку с точкой В'. Проектируя силы Qx и Q2 на полученную
фигуру, получают ординаты ф' иф". Так, поперечная сила в узле С
Тс = <?хф' + <?2ф".
Аналогично определяются значения поперечных сил в других узлах.
§ 9. Металлоконструкции
133
Усилия в раскосах определяются диаграммой Кремоны для рассматривае-
мого узла, построенной при реакции опоры А = 1. Тогда фактическое уси-
лие в раскосе S = где Т — наибольшая поперечная сила в рассматри-
ваемом узле; ДО — усилие в раскосе, определенное по диаграмме Кремоны
при А = 1.
Если расстояние b между колесами тележки больше или равно длине
панели верхнего пояса т, то усилие в вертикальном стержне, работающем
на сжатие от давления колес, принимается равным V = Q±. Если же b < т,
то усилие в вертикальном стержне принимается равным
Усилия в раскосах могут быть получены непосредственно по линии влия-
ния поперечных сил (фиг. 86, г) путем разложения соответствующих попереч-
ных сил по заданным направлениям. Так, для определения усилий Dr и D2
В раскосах проектируем на линию вершину узла Е, соединяющего рас-
косы Di и /)2 (точка D). Из точки D проводим параллели по направлениям
Dj и£)2. Отрезок DD' представляет собой в масштабе диаграммы величину
усилия £>1; отрезок DD"— усилия £>а.
Шпренгельные балки
В металлических конструкциях грузоподъемных машин большое распро-
странение получили так называемые шпренгельные балки, представляющие
жесткую в отношении прогиба балку, опирающуюся шарнирно на концевые
Фиг 87. Типы шпренгельных балок.
опоры и подпертую системой стержней (шпренгелем), соединенных шарнир-
ными узлами. Назначением шпренгеля является уменьшение прогиба основ-
ной балки и, следовательно, разгрузка ее. Шпренгельные балки бывают двух
типов. К первому типу относятся балки, шпренгель которых составлен
только из стоек и нижней обвязки пояса (фиг. 87,а, б, в). Ко второму типу
относятся балки, шпренгель которых представляет собой ферму с неизменяе-
мой (треугольной) решеткой (фиг. 87, г).
134
Основы проектирования грузоподъемных машин
Верхний пояс шпренгельной балки (собственно балка) работает главным
образом на поперечный изгиб, а все прочие элементы (стержни шпренгеля) —
только на продольную силу (растяжение или сжатие).
Шпренгельные балки являются внешне статически определимыми,
а внутренне — статически неопределимой системой. Шпренгельные балки
первого типа имеют статическую неопределимость, равную единице. Напри-
мер, балка на фиг. 87,6 имеет всего восемь неизвестных: три реакции опоры
и пять усилий в стержнях. Для их определения можно составить три уравне-
ния равновесия балки и по два уравнения равновесия для каждого узла
шпренгеля, т. е. число уравнений равно 3 + 24-2 = 7. Тогда число лиш-
них неизвестных равно 8 — 7 = 1. Шпренгельные балки второго типа явля-
Фиг. 88. к расчету шпренгельной балки с одним лиш-
ним неизвестным.
ются многократно стати-
чески неопределимыми.
Для расчета шпренгель-
ных балок первого типа
необходимо отбросить один
из стержней и заменить
его действие на систему
действием силы X, оказы-
вающей на систему то же
действие, что и отброшен-
ный стержень. Например,
если взять шпренгельную
балку пофиг.87,б,то, отбра-
сывая нижний горизон-
тальный стержень и заменяя его действие действием силы X, приложенной
в узлах С и D, получаем так называемую «основную» статически определи-
мую систему (фиг. 88), которая по своим деформациям под действием задан-
ных сил и лишнего неизвестного X эквивалентна заданной статически неоп-
ределимой системе.
Последовательность определения лишнего неизвестного следующая:
1. Определяется степень статической неопределимости заданной шпрен-
гельной системы (для балок первого типа она всегда равна единице).
2. Устанавливается точка приложения лишнего неизвестного.
3. Заданная система приводится к основной системе.
4. Определяются перемещения в основной системе отдельно от заданных
сил и отдельно от силы X = 1, имеющей как точку приложения, так и напра-
вление действия, соответствующее силе X.
5. Определяется лишнее неизвестное X.
3. Металлоконструкции мостовых кранов
Мосты кранов, в зависимости от назначения, грузоподъемности и вели-
чины пролета, выполняются двухбалочными и однобалочными. В двухбалоч-
ных мостах металлоконструкция выполняется либо в виде пространственной
системы, составленной из двух вертикальных и двух горизонтальных ферм
(фиг. 89), либо в виде двух коробчатых пространственно жестких балок
(фиг. 90).
В первом случае (фиг. 89) вертикальная ферма 1, воспринимающая через
рельсы, уложенные на ее верхнем поясе, основную нагрузку от веса тележки
с грузом, является главной фермой. Параллельно главной ферме распола-
гается вспомогательная вертикальная ферма 2, соединяющаяся с главной
фермой двумя горизонтальными вспомогательными фермами 3, которые вос-
принимают горизонтальные нагрузки, возникающие при торможении крана.^
Главные и вспомогательные фермы крепятся к концевым балкам 4, в которых
§ 9. Металлоконструкции
CT?
QQQZ
Основы проектирования грузоподъемных машин
Фиг* 90* Крановый мост с пространственно жесткими балками.
§ 9. Металлоконструкции
137
располагаются ходовые колеса крана. Механизм передвижения моста этого
типа обычно располагается на верхней горизонтальной вспомогательной
ферме. Иногда вместо раскосных ферм главные фермы выполняются в виде
сплошных составных балок двутаврового сечения (фиг. 91).
Во втором случае (фиг. 90) основные вертикальные и горизонтальные
инерционные нагрузки воспринимаются всем сечением балок, размер и конст-
рукции которых должны обеспечить пространственную жесткость системы.
Крановая тележка перемещается по рельсам, уложенным на верхних поясах
основных балок. Механизм передвижения крана и троллеи располагаются
на консольных площадках. В этом типе металлоконструкции обеспечивается
Фиг. 91. Мост с одностенчатыми балками.
более легкий доступ к выкатным буксам ходовых колес, расположенным
в концевых балках.
Сплошные листовые металлоконструкции в настоящее время внедряются
все шире в производство, так как они дешевле ввиду применения при
их изготовлении автоматической сварки и листов вместо прокатных профилей.
Вследствие большей плавности передачи силового потока в листовых конст-
рукциях по сравнению с решетчатыми, обеспечивается меньшая концентра-
ция напряжений в стыках и повышается надежность работы конструкции
при переменных нагрузках. Необходимо иметь в виду, что при малых грузо-
подъемностях использовать полностью площадь сечения сплошных листов
практически невозможно, поэтому применение листовых конструкций наи-
более рационально при больших усилиях.
Большим преимуществом обладают применяемые вместо угловых и швел-
лерных профилей замкнутые и незамкнутые профили (фиг. 92), штампован-
ные из тонколистового материала. Эти профили, вследствие наличия отбор-
товок и зиговок, обладают повышенной жесткостью и устойчивостью и легко
соединяются точечной сваркой. Применение штампованных профилей
позволяет снизить вес балок почти вдвое по сравнению с балками из про-
катных профилей1.
Сечение балок моста и конструкция фермы выбираются по условиям
жесткости (ограничения прогиба). Установлены следующие допустимые
величины прогиба мостовых кранов:
для мостов ручных кранов L/400;
для мостов электрических кранов Z./700;
для мостов кран-балок L/500, где L — пролет моста.
1 И. Я. Коган. Строительные башенные краны. Маитнз, 1958.
138
Основы проектирования грузоподъемных машин
От жесткости моста крана в значительной степени зависит правильность
его движения по рельсам. При нежестких конструкциях наблюдаются повы-
шенные перекосы крана.
Прогиб крановых мостов с достаточной степенью точности может быть
определен по следующим формулам:
для балок f = ;•
для ферм f '
здесь L — пролет моста;
Л4цэг — наибольший изгибающий момент от статически действующей
подвижной нагрузки;
£ — модуль упругости металла при растяжении;
— момент инерции фермы в середине пролета; Jcp = (Fg -г
Fg и £« — соответственно площади сечения верхнего и нижнего поясов
в середине пролета;
h — высота фермы (расстояние между центрами тяжести поясов)
в середине пролета;
J6 — момент инерции сечения балки в середине пролета.
При необходимости в более точном определении прогиба решетчатых
ферм следует применить формулу Мора, которая для случая работы всех
стержней только па продольные усилия примет вид
£ _ \1 NQkNiklk
1 ~ 21 EkEk ’
где NQk — усилие от внешней нагрузки Q в А^том стержне;
ЛГи — усилие в £том стержне от единичной силы, приложенной
в точке, для которой определяется прогиб и направление
действия которой совпадает с направлением искомой дефор-
мации;
lk, Fk, £Асоответственно длина, площадь сечения и модуль упругости
материала /г-того стержня.
Прогиб однопролетных решетчатых ферм (с точностью до 4—5%) может
быть определен по следующим формулам [27].
Для ферм с треугольной решеткой, состоящей из раскосов чередую-
щегося направления,
/ fl + (tga + ctga)-~
1,61 — 0,335
’ h
§ 9. Мелшллоконапрукции
139
для ферм с раскосной решеткой (когда раскосы в каждой панели имеют
одностороннее направление)
Ь- [l-r(lg«+ ctga)l^] [1,61-0,335 4-]^^.
где a — угол наклона раскоса в середине
hQ — высота фермы на опорах.
пролета к вертикали;
Фиг. 93. Схемы решеток:
а — вертикальных ферм; б — горизонтальных ферм.
Высота главных решетчатых ферм в середине пролета из условия созда-
ния необходимой жесткости принимается в пределах
h ( 1 ’ \ J
ПФ'~ \ J2 ' 16 /
Длина скоса а в месте присоединения главной фермы к концевой балке
(фиг. 93) как для решетчатых, так и для сплошных балок, принимается в пре-
делах (0,1—0,2) L.
При предварительных рас-
четах ориентировочные веса
ферм при грузоподъемности Q
(в тоннах) могут быть опреде-
лены по формулам Б. С. Голь-
мана:
вес главной фермы Сг1 ф —
= 1QQ (L — 5) + 700 кг;
вес вертикальной вспомога-
тельной фермы G\. ф
вес горизонтальной
гательной фермы G\?J> ф=
2 '
вспомо-
Ф
Границы рационального при- Фиг. 94. Границы рационального применения одно-
менения одностенчатых балок и стенчатых балок и решетчатых ферм мостовых кра-
решетчатых ферм в мостовых пов'
кранах показаны на фиг. 94,
где область Л относится к сплошным балкам, область В — к решетчатым фер-
мам. Примерное определение весов главных продольных балок мостовых
кранов может быть произведено по кривым фиг. 95, где области А и В те
же, что и на фиг. 94. Вес мостов с коробчатыми балками (сплошные
линии) и решетчатыми (пунктирные линии) может быть ориентировочно
определен по кривым фиг. 96. Вес крановых тележек, в зависимости от
грузоподъемности, определяется по кривой фиг. 97. Высота двустенчатой
балки коробчатого сечения принимается в пределах h6 = (“Го "' ‘20 )
140
Основы проектирования грузоподъемных машин
Ширина горизонтального листа балки из условий обеспечения горизон-
/1 1 \ ,
тальнои жесткости принимается в пределах — j и должна
\ о /
Пропет
быть
Фиг, 95. Веса главных балок мостовых
кранов.
не менее
Фиг. 96. Веса мостов с коробчатыми балками.
Груэашдмкюапь
Фиг. 97, Веса крановых тележек.
Толщину вертикальных листов следует брать по возможности меньше,
но не менее 6 мм. При отношении высоты листа h к его толщине 6 в пределах
от 80 до 160 вертикальные стенки должны быть укреплены против потери
местной устойчивости поперечными
(вертикальными) ребрами жесткости.
Очень тонкие стенки (при > 160 )
укрепляются совместно вертикаль-
ными и горизонтальными ребрами
жесткости. Наибольшее расстояние
между поперечными ребрами жест-
кости принимается не более двойной
высоты стенки и не более 3 м.
Геометрические схемы решеток
ферм показаны на фиг. 93.
В кранах малой грузоподъемности
и кран-балках часто ограничиваются
применением одной балки, являю-
щейся основным несущим элементом.
Обычно это прокатная двутавровая балка, выбор размера которой произво-
дится по условиям обеспечения надлежащей жесткости и возможности про-
хода тележки или электротали по нижнему поясу балки. Если увеличение
сечения этой балки при увеличении грузоподъемности и пролета приводит
к существенному утяжелению металлоконструкции моста, то двутавровая
балка прикрепляется к фермам, причем балка либо подвешивается к ферме
§ .9. Металлоконструкции
141
моста снизу (фиг. 98), либо ферма устанавливается в плоскости основной
балки (фиг. 99).
Для обеспечения необходимой горизонтальной жесткости конструкции
моста применяют горизонтальные фермы с одной или с обеих сторон балки,
или же ставят горизонтальные подкосы (при пролете до 7 м), создающие
опорные точки для верхнего пояса фермы (фиг. 100). При наличии горизон-
тальных ферм подкосы используются для размещения механизма передвиже-
ния моста.
В случае необходимости применяются составные сечения балок (фиг. 101).
При применении горизонтальных ферм жесткости (при пролете крана
более 10 ж) элементы горизонтальной фермы выбираются по гибкости: гиб-
кость установленных элементов фермы не должна превышать 250.
Расчет двутавровой балки производится по максимальному изгибающему
моменту Мтхх по уравнению:
(У - < гст1
где W — полный (без учета ослабления сечения отверстиями под заклепки)
момент сопротивления сечения балки;
—коэффициент снижения допускаемых напряжений, принимаемый
в зависимости от пролета I балки по следующим рекомендациям:
Пролет балки 1 в м . 2 3 4 5 6 7 8 9 10 и более
Коэффициент фе . . . 0,98 0,94 0,89 0,82 0,71 0,61 0,54 0,48 0,44
При определении срй величина пролета I принимается равной пролету L
крана при расположении подкосов жесткости с одной стороны моста.
При расположении подкосов с обеих сторон пролет I принимается равным
расстоянию между точками крепления подкосов к двутавровой балке. Макси-
мальный изгибающий момент, действующий на балку, определяется как
суммарный изгибающий момент, возникающий от действия собственного
веса балки и от действия подвижной нагрузки (давление колес тележки на
балку).
При составных сечениях балок (фиг. 101) соединительные сварные швы
или заклепки проверяются на скалывание (срез) по следующим зависимостям:
для швов непоерывных
PSX ,
для швов прерывистых
l,4kjxb
<
для заклепок и чистых болтов
[t]cp.
В этих формулах:
Р — поперечная сила в рассматриваемом сечении, обычно принимае-
мая равной опорной реакции;
Фиг. 98. Однобалочный мост с пространственной фермой жесткости.
4Х
Ю
§ 9. Металлоконструкции
Of
144
Основы проектирования грузоподъемных машин
Sx — статический момент части сечения, которая расположена выше
соединительных элементов (швов или заклепок) относительно
общей го р изо нта л ь-
ной оси;
k — катет сварного шва;
Jх — момент инерции всего
сечения;
Ц — расстояние между се-
рединами прерывис-
тых швов;
b — длина прерывистого
шва;
i — шаг заклепок или бол-
тов;
Фиг. 100. Виды установки элементов
жесткости.
Фиг. 101. Составные сечения балок одноба-
лочных мостов.
[r']fp— допускаемое напряжение среза сварного шва, принимаемое
по табл. 24;
^^ допускаемое напряжение среза заклепок или чистых болтов,
принимаемое по табл. 25.
4. Металлоконструкции поворотных кранов
В поворотных кранах нагрузка Q может быть приложена на конце стрелы
(фиг. 102), не меняя своего положения во время работы, или же эта нагрузка
может перемещаться по стреле. В зависимости от выбранной схемы крана
расчет стрелы производится различными способами.
При неподвижной нагрузке (см. фиг. 102) расчет стрелы производится
по максимальному изгибающему моменту Qb, действующему в сечении k — k.
Элемент А рассчитывается на растяжение (фиг. 102, а) или на сжатие (при
замене растяжки подкосом — фиг. 102, б). Расчетное усилие в растяжке
(или подкосе) определяется на основании уравнения моментов всех действую-
щих на стрелу сил относительно точки О прикрепления стрелы к колонне
е _ QL+ба
” т *
где G — вес металлоконструкции стрелы.
§ 9. Металлоконструкции
145
При нагрузке, перемещающейся вдоль стрелы, определение расчетной
нагрузки для растяжки (подкоса) производится также при положении груза
на максимальном вылете L (фиг, 103). Расчет стрелы производится в этом
случае при двух положениях груза: на конце стрелы (положение /) ив пролете
между точками А и Б (положение 77). Во втором случае максимальный изги-
бающий момент находится по огибающей эпюре изгибающих моментов.
При базе тележки, равной Ь, и одинаковой нагрузке на колеса тележки,
Фиг. 102. Схема металлоконструкции поворотного крана:
а — с растяжкой; б — с подкосом»
максимальный изгибающий момент во втором положении будет равен (см.
построение «огибающих» эпюр изгибающих моментов)
(с——Г
М’изг Q
Максимальный момент в этом случае будет действовать на расстоянии
ь
С~~Г
Х = ---2-- 0Т onoPbI А-
Для наиболее рационального использования материала сечения стрелы
необходимо, чтобы максимальные изгибающие моменты при двух положениях
тележки были равны между собой, т. е. МИЯг = Ми3г- Отсюда можно найти
рациональное значение величины с. Так как в поворотных кранах база те-
лежки весьма невелика (а иногда равна нулю), то заменяя силы, действующие
на ходовые колеса, одной силой, равной Q и приложенной в центре тележки,
находим,что во втором положении тележки = Q , а М'изг = Q (L, — с).
Л- 4 I
Отсюда с = -g- L.
Колонна крана с внешней верхней опорой (см. фиг. 102, б) изгибается
горизонтальными усилиями от стрелы и подкоса. Расчет колонны про-
изводится на изгиб по наибольшему изгибающему моменту, возникающему
в точке приложения этих усилий в том сечении колонны, которое наиболее
удалено от опоры. Так как величина изгибающего момента пропорциональна
расстоянию точки приложения сил от опоры, то это расстояние стремятся
делать минимальным.
Ю Руденко и др. 1319
146
Основы проектирования грузоподъемных машин
Прикрепление верхней опоры к стенке производится специальными крон-
штейнами (фиг. 104), позволяющими отнести опору крана от стены на неко-
торое расстояние а и увеличить угол поворота крана. Кронштейны нагру-
жаются силой Н, меняющей свое положение при повороте крана. Для рас-
чета кронштейна надо определить максимальное значение усилий, действую-
L
t LV
щих в элементах кронштейна. Наибольшее усилие, растягивающее стержень
5С, развивается при угле <р = 90°, т. е. при положении оси стрелы перпен-
дикулярно стержню БС (положение / оси стрелы). При этом расчетное
усилие
sin а
где а — угол между осями стержней кронштейна.
Болты кронштейна рассчитываются также по максимальным усилиям,
возникающим при положении стрелы перпендикулярно линии Б'С (поло-
жение II оси стрелы). При этом усилие, действующее на болты, равно
Р = Н ь\.
где z — общее число болтов кронштейна.
При работе поворотных кранов с постоянным вылетом (когда нагрузка
не перемещается по стреле) прогиб металлоконструкции не имеет решающего
§ 9. Металлоконструкции
147
значения. Если же нагрузка перемещается по стреле, то прогиб стрелы,
определенный при наиболее невыгодном положении груза, должен быть
таким, чтобы уклон пути, по которому перемещается тележка, не был бы
Фиг. 104. Опорный кронштейн поворотного крана.
более 0,003. Эта норма уклона не относится к кранам, у которых механизм
передвижения тележки оборудован автоматическим тормозом замкнутого
типа, а также к кранам, у которых тележка перемещается канатной тягой.
Фиг. 105. Схемы стрел.
Значение прогиба металлоконструкции на конце консоли (под силой)
для наиболее часто встречающихся случаев может быть определено по фор-
мулам, приведенным в табл. 28.
В поворотных кранах, в которых изменение вылета производится за счет
подъема или опускания стрелы, стрела представляетюобой стержень, имею-
щий прямолинейную, ломаную или криволинейную ось (фиг. 105). Нижний
конец стрелы крепится к поворотной части металлоконструкции; верхний
конец поддерживается полиспастом изменения вылета. Благодаря этому
стрела может быть рассмотрена как стержень с двумя шарнирно опертыми
ю*
Формулы для определения прогиба металлоконструкции поворотных кранов
Схема металлоконструкция
Формула для определения прогиба
Схема металлоконструкции
Таблица 28
' Формула для определения прогиба
4*
□О
Вертикальный прогиб под грузом
Q ( 13 _l l2fl \
*9~ Е \ 3J; + Jh)
Горизонтальное перемещение
, Q /Л2
h EJh 2
Результирующее отклонение
to =
Вертикальный прогиб под грузом
Of/3 1
I=Мт+тм+“>]
Вертикальный прогиб под грузом
. _ n / I , Еа cos3 а г РЬ
‘ ~ У \ЗёЛ + EFac2 “ ~ЁЁ^
Вертикальный прогиб под грузом
, Qb2 /6 а \ S*ls
ЗЕ \Jb Ja ) ' QEFS
Вертикальный прогиб под грузом
f _ п г Qa/a (g3 + а3) ,
' 4 L 3EJbh(h — Ь)
, s^ + s2fc6 + s*c s^d _
+ EFb + EFd +
Основы проектирования грузоподъемных машин
$ .9. Металлоконструкции
149
концами. В поперечном сечении стрелы обычно представляют собой четырех-
угольник или треугольник. Для небольших кранов часто стрелы составляются
из двух швеллеров (фиг. 106). В целях уменьшения веса стрелы иногда вы-
полняются в виде стержней переменной жесткости (фиг. 107). Все большее
распространение получает применение трубчатых и коробчатых профилей,
обладающих большим радиусом инерции и, следовательно, способных выдер-
живать большие сжимающие нагрузки. Это позволяет применить трубы зна-
чительно большей длины, чем стержни из несимметричных профилей, сокра-
щая этим самым расход металла на дополнительные связи между стержнями
и получая более легкие металлоконструкции стрел при обеспечении необхо-
димой жесткости и устойчивости (фиг. 108).
Фиг. 106. Сечения стрел.
Металлическая конструкция стрелы должна быть проверена на прочность
й общую (продольную) устойчивость. Продольная устойчивость стрелы при
постоянной жесткости проверяется весьма легко. Продольная устойчивость
стержней переменной жесткости может быть проверена по приведенному
моменту инерции. В этом случае стержень переменной жесткости заменяется
эквивалентным ему стержнем постоянной жесткости и той же длины, имею-
щим момент инерции сечения
расч = Шротах’
где Jma — максимальный момент инерции стержня переменной жесткости;
рйр — коэффициент приведения момента инерции, зависящий от очертания
стержня, т. е. от закона изменения его жесткости. Величина определяется
по формулам табл. 29.
Таблица 29
Фиг. 108. Трубчатая металлоконструкция стрелы.
Основы проектирования грузоподъемных машин
§ 9. Металлоконструкции
15]
Проверку общей устойчивости стрел следует производить по обоим глав-
ным направлениям — в плоскости подвеса стрелы и в перпендикулярной
плоскости. Для сжатых, шарнирно опертых по концам стержней, свободная
длина принимается равной их геометрической длине.
На участках между соединительными планками каждая ветвь сечения
стрелы представляет собой сжатый стержень, закрепленный по концам
(фиг. 109); стержень проверяется на устойчивость.
Фиг. 109. Схема к расчету стрелы.
Усилие сжатия, воспринимаемое одной ветвью сечения,
от нагрузок в вертикальной плоскости
о _. 1 .
дв “ г /1 ’
от нагрузок в горизонтальной плоскости
хг , мг
где
Nt и — продольные усилия в рассматриваемых сечениях стрелы от
вертикальных и горизонтальных нагрузок;
Mt и Мг — изгибающие моменты в рассматриваемом сечении стрелы
в вертикальной и горизонтальной плоскостях;
h и а — высота и ширина рассматриваемого сечения;
z — число ветвей в сечении стрелы.
Проверка устойчивости ветви стрелы производится по формуле
где №сж — сжимающая сила;
F — площадь сечения ветви;
(р — коэффициент уменьшения допускаемого напряжения при про-
дольном изгибе;
lol — нормальные допускаемые напряжения, взятые в соответствии
с учитываемой комбинацией нагрузок по табл. 23.
Соединительные решетки или планки сжатых стержней рассчитываются
на условную поперечную нагрузку, принимаемую равной
S = 0,015#,
где N — наибольшее усилие, сжимающее данный стержень.
При расчете соединительных планок сжатый стержень рассматривается
как безраскосная ферма с жесткими узлами (фиг. НО). При этом от попе-
речной силы в планке возникает:
срезывающая сила Р, равная при двух планках в сечении
Р
2b ’
152
Основы проектирования грузоподъемных машин
и изгибающий момент
Прочность сечения планки проверяется:
Фиг. ПО. Схема к расчету соединительных пла-
нок.
по скалывающим напряжениям
3 Р Т ,
* ПплОпл
и по нормальным напряжениям
м .
Соединительная решетка (фиг.
111, а, б) рассматривается как фер-
ма, расположенная в плоскости
действия поперечной силы Р. При наличии в сечении стержня двух сое-
динительных решеток в элементах каждой из них возникают усилия:
в раскосах
и в стоиках
2 cos а
По этим усилиям, принимая их сжимающими, элементы решетки прове-
ряются на устойчивость. Одна из конструкций
Ли
стрелы консольного крана
г)
Фиг. 111. Схема к расчету соединительной решетки.
показана на фиг. 112. Консольный кран грузоподъемностью 1,5 т с пово-
ротной стрелой показан на фиг. 113.
Фиг. 112. Конструкция стрелы консольного крана.
сл
00
154
Основы проектирования грузоподъемных машин
-2000-
Фиг. ИЗ. Консольный кран с поворотной стрелой.
§ 9. Металлок,онструк.ц1Ш
155
Однорельсовые пути проверяются по изгибу, жесткости и на отгибание
нижней полки. Нижняя полка балки однорельсового пути, по которому
перемещается тележка, рассматривается как плита, жестко заделанная одной
(длинной) стороной, и подверженная действию нагрузки, перемещающейся
вдоль свободного края.
Напряжение в полке
3.05Р .
где Р — давление ходового колеса тележки, определяемое в предположе-
нии равномерного распределения нагрузки (вес груза и тележки)
по всем ходовым колесам;
b — толщина полки.
5. Расчет крановых металлоконструкций по предельным состояниям
Приведенный выше метод расчета крановых металлоконструкций по запа-
сам прочности является наиболее распространенным в промышленности.
В настоящее время внедряются более совершенные методы расчета, разрабо-
танные советскими учеными, а именно: метод расчета металлоконструкции
на выносливость с учетом явлений усталости и метод расчета
по предельным состояниям. Метод расчета металлоконструк-
ций на выносливость позволяет учитывать сопротивление конструкции дей-
ствию переменных фактических напряжений вместо ведения расчетов в пред-
положении действия постоянных напряжений. Кроме того, он позволяет
проводить динамический расчет конструкций вместо статического расчета
с введением поправочного динамического коэффициента, зависящего только
от режима работы крана.
В том случае, если металлоконструкция работает в условиях переменных
напряжений достаточно большой величины и при большом числе изменений
напряжений за срок службы конструкции, то при ее проектировании и рас-
чете необходимо учитывать явления, связанные с усталостной прочностью.
Методика расчета крановых металлоконструкций на выносливость разрабо-
тана проф. М. М. Гохбергом и изложена им в книге «Металлические конструк-
ции кранов», Машгиз, 1959.
Метод расчета по предельным состояниям занял прочное место в расчете
строительных конструкций. Использование этого метода, основанного на ста-
тистическом учете условий работы конструкции, позволяет отказаться
от неопределенного понятия допускаемого напряжения
и открывает широкие возможности устанавливать необходимые размеры
и сечения металлоконструкции, исходя из конкретных условий ее эксплуа-
тации.
При эксплуатации конструкции могут быть различные нагрузки. Разру-
шение металлоконструкции может произойти как в результате однократного,
так и многократного приложения нагрузки. При сравнительно малом числе
нагружений достаточна проверка прочности и устойчивости стержня при
действии однократной наибольшей нагрузки, возможной в течение заданного
срока службы. Состояние, при котором однократное приложение нагрузки
приводит к разрушению вследствие потери прочности или устойчивости,
является первым предельным состоянием. Для метал-
локонструкции крана такое состояние может, например, наступить при дей-
ствии ураганного ветра. За начало разрушения при расчете по первому пре-
дельному сосотоянию принимается превышение предела текучести в каком
либо одном волокне сечения. Все действующие нагрузки при этом расчете
считаются действующими статически.
156
Основы проектирования грузоподъемных машин
Если число нагружений достаточно велико, то необходима проверка
на долговечность. Состояние, при котором происходит разрушение металло-
конструкции крана или ее элементов вследствие усталостной потери проч-
ности, также можно считать за первое предельное состояние. Оно наступает
к концу заданного срока службы конструкции или ее части в результате сум-
марного действия всех нагружений за этот срок.
Для многих конструкций проверка на прочность и долговечность может
оказаться недостаточной. Вследствие наличия больших деформаций, иногда,
при сохранении прочности и устойчивости конструкции, теряется ее работо-
способность, так как появляющиеся деформации или колебания препятствуют
ее нормальной эксплуатации. Это состояние является вторым пре-
дельным состоянием крана.
Вероятность ноявления разрушающей нагрузки по первому предельному
состоянию может быть представлена как произведение вероятностей отдель-
ных нагрузок (если отсутствует корреляционная связь). Законы распреде-
ления действующих нагрузок (вес груза, ветровая нагрузка, динамические
нагрузки и т. п.) в настоящее время еще недостаточно изучены.
При расчете по первому предельному состоянию условие прочности имеет
следующий вид;
где — расчетные напряжения отданной нормативной (расчетной) нагрузки;
п, — коэффициент перегрузки, т. е. отношение наибольшей возможной
при эксплуатации нагрузки к нормативной (расчетной) нагрузке;
k - коэффициент однородности металла, определяемый отношением
наименьшего возможного предела текучести к его нормативной
величине;
v — коэффициент условий работы конструкции
(агрессивная среда,
условности расчета, например, одностороннее прикрепление эле-
ментов и т. п.).
Расчет по методу предельных состояний с различными коэффициентами
перегрузок для различных элементов конструкции позволяет более точно
учесть обстоятельства работы данного сооружения и является более про-
грессивным по сравнению с методом расчета по допускаемым напряжениям.
Метод расчета металлоконструкций мостовых кранов по предельным состоя-
ниям, разработанный ВНИИПТМАШем, изложен в «Технических условиях
на проектирование мостовых электрических кранов». ВСНХ, Отдел техни-
ческой информации, Москва, 1960.
ГЛАВА HI
ПРИМЕРЫ РАСЧЕТА ГРУЗОПОДЪЕМНЫХ МАШИН
§ 1. РАСЧЕТ МОСТОВОГО ЭЛЕКТРИЧЕСКОГО КРАНА
Задание. Разработать проект мостового крана механосборочного цеха
по следующим данным:
Грузоподъемность Q = 10 Т
Пролет L = 20 м
Скорость подъема груза v.p = 7,5 мЬлин.
Скорость передвижения крана vKP = 75 mJmuh
Скорость передвижения тележки vm = 40 м/мин
Фиг. 114, Использование крана по грузоподъемности в течение цикла работы
механизма подъема.
Режим работы — средний, ПВ 25%
Высота подъема груза Н = 15 м
Род тока — трехфазный, напряжение 380 в
Металлоконструкция моста двухбалочная, сварная (как вариант дать
расчет решетчатой металлоконструкции моста).
Использование крана по грузоподъемности в течение цикла работы
механизма подъема показано на фиг. 114.
Механизм передвижения крана — с раздельным приводом каждой
концевой балки (как вариант дать расчет механизма передвижения с цен-
тральным приводом).
При проектировании механизмов максимально использовать унифи-
цированные узлы и детали. Все зубчатые передачи поместить в закрытые
корпуса.
158
Примеры расчета грузоподъемных мамин
1. Механизм подъема
По аналогии с выполненными современными конструкциями кранов
примем следующую схему механизма подъема (фиг. 115).
Электродвигатель переменного тока соединяется через вал-вставку с по-
мощью зубчатых муфт с зубчатым цилиндрическим двухступенчатым редук-
Фиг. 115. Кинематическая схема механизма
подъема.
тором. Редукторная полумуфта
вала-вставки используется как тор-
мозной шкив нормально-замкну-
того электромагнитного колодоч-
ного тормоза. Соединение вала
редуктора с барабаном произво-
дится также зубчатой муфтой, одна
из полумуфт которой нарезана на
конце выходного вала редуктора.
С целью обеспечения строго вер-
тикального подъема груза и соз-
дания равномерной нагрузки на
ходовые колеса тележки незави-
симо от высоты подъема груза
принимается сдвоенный полиспаст
(а=2) с кратностью, равной трем
(т = 3). Выбор кратности полис-
паста для мостовых кранов, выпу-
скаемых заводами в серийном по-
рядке, основывается на принципе
максимальной унификации элемен-
тов, из которых состоит механизм крана.
При этом с помощью одних и тех
же элементов, изменяя кратность полиспаста, можно создать механизмы
подъема различной грузоподъемности.
Расчет каната
Максимальное натяжение каната сдвоенного полиспаста при подъеме
груза
с _ Q 1 —Цбл Ю 1 0,97 _ . —д у,.
лтах— а ‘ _ т — 2 ‘1 - 0.973 “ ’ ’
здесь г]6л — коэффициент, учитывающий потери на блоках. При блоках,
установленных на подшипниках качения,
= 0,97.
Расчет каната по нормам Госгортехнадзора проводится по формуле
р > Q b
1 к
где kK — запас прочности, принимаемый по нормам Госгортехнадзора в за-
висимости от назначения каната и режима работы механизма
(см. табл. 12). Для грузовых канатов при среднем режиме работы
kK = 5,5;
Рк — разрывное усилие каната в целом, принимаемое по таблицам
ГОСТа
Sm„kK = 1740-5,5 = 9570 кГ.
По таблицам на канаты ГОСТа 2688-55 выбираем канат типа ЛК-Р 6x19,
диаметром 13,5 мм, имеющий при расчетном пределе прочности при растя-
жении, равном 190 кГ/мм2, разрывное усилие Рк = 10345 кГ. Условное
обозначение каната: канат 13,5—190—1—ГОСТ 2688-55.
§ 1 Расчет мостового электрического крана
159
Фактический запас
прочности
10345
1740
— 5,95 ^>kK = 5,5.
Определение основных размеров
и числа оборотов барабана
Диаметр барабана, измеренный по дну канавки для каната, определяется
по формуле
> (е — 1) dK,
где е — коэффициент, принимаемый по нормам Госгортехнадзора в зависи-
мости от типа грузоподъемной машины и режима ее работы (табл. 13). Для
рассматриваемого случая е = 25; тогда Dy (25 — 1) • 13,5 = 324 мм.
оараоана: су и
о—*на сжатие; б—на совместное дейст-
вие изгиба и кручения.
Я
Так как увеличение диаметра барабана приводит к повышению долго-
вечности каната, то примем диаметр барабана по центру наматываемого
каната D6 = 400 мм.
Число витков нарезки на одной половине барабана
г=ж + (^5-2) = -^.-2 = м
Длина нарезки на одной половине барабана
I = zt6 = 38-16 -- 610 мм,
где t6— шаг нарезки; t6 = d + (2 - 3) = 13,5 + 2,5 = 16 мм.
Оставляем на закрепление каната с каждой стороны барабана расстояние,
равное не менее четырех шагов нарезки, т. е. s = 4t0. При t6 = 16 мм
примем s — 75 мм. Расстояние между правым и левым нарезными полями
в средней части барабана примем равным 130 мм. Расстояние между осями
ручьев блоков в крюковой обойме принято равным 133 мм. Таким образом,
размер обеспечивает нормальное набегание каната на барабан даже при
самом верхнем положении обоймы. Тогда общая длина барабана
£6 = 2/ + 2s + Zi = 2-610 + 2-75 -Г 130 = 1500 мм.
Толщина стенки барабана, выполненного из чугуна СЧ 15-32, прибли-
женно выбирается по эмпирической зависимости (фиг. 116)
д = 0,02Рб+ (0,6-1,0) = 0,02-40 + 0,8 = 1,6 см.
160
Примеры расчета грузоподъемных машин
Стенка барабана должна быть проверена на прочность по сжатию
= ^Г- = -nrvB = 680 <
1,6* 1,6
где lol^ — допускаемое напряжение сжатия, определенное по зависимости
г 1 - а° - 65
laW— k ~ 425
= 15,3 к,Г/ммъ;
здесь
0° — предельное напряжение материала приданном напряженном состоя-
нии. Для чугуна за предельное напряжение принимается предел
прочности ав. Для чугуна СЧ 15—32 о° = ов = 65 кГ/мм?;
k — коэффициент запаса прочности, принимаемый по табл. 14. Для
крюковых кранов k — 4,25.
Кроме того, тело барабана испытывает напряжение изгиба и кручения.
Напряжения изгиба имеют максимальное значение при положении каната
около центра барабана. Расчетная схема и эпюры крутящих и изгибающих
моментов приведены на фиг. 116, б.
Миз = 5^62,5 = 1740-62,5 109 000 кГсм;
= 2Smax - 1740-40 = 69600 кГсм.
OfJ у
Напряжение изгиба
_ Мизг _ 10 9000 __ gг КГ!С^
&изг " 1680 СМ *
где W — экваториальный момент сопротивления поперечного сечения бара-
бана;
Г=0.1 £--£! = 0,1 -38’65^43- = 1680
* Dx 38,ba
Здесь Dy — диаметр барабана по дну канавки, равный 386,5 мм;
D.z — внутренний диаметр стенки барабана, равный 354,5 мм.
Касательные напряжения
г - : 69 600 = 21 кГ/см?
Т U?rt 2-1680 Kl см ’
где Wa — полярный момент инерции поперечного сечения барабана;
= 2W\
Зугр--3-7,5 — 22,5 м1 мин.
Таким образом, напряжения в стенке барабана от изгиба и кручения
весьма малы. Основным напряжением, определяющим прочность барабана,
является напряжение сжатия.
Скорость каната, навиваемого на барабан, при скорости груза 7,5 м/мин
vK =
Число оборотов барабана
1000:\
п‘ =
1000-22,5 ,„п
—~ 17,9 об/мин.
Л-400 ’
i
Выбор электродвигателя и редуктора
Определяем статическую мощность двигателя при подъеме номинального
груза
дг _ __ 10 000-7,5 _ 1 £ с кет
N 1О2’6От]о 102-60-0,9 KS/71,
Принимаем общее значение коэффициента полезного действия т]0 = 0,9.
§ 1. Расчет мостового электрического крана
161
Так как кран работает не только с номинальными грузами, но и с грузами
меньше номинальных, то берем ближайший двигатель меньшей мощности
с последующей проверкой двигателя по нагреву по среднеквадратичной
мощности. По каталогу на двигатели примем двигатель МТ 41-8, имеющий
при ПВ равном 25% номинальную, мощность Nde = 11 кет при скорости
вращения под нагрузкой пд 715 об/мин. Маховой момент ротора GD2s =
— 1,86 кГм2. Вес двигателя 300 кг. Кратность максимального момента
Мт ах. 2 g
^ном
Общее передаточное число редуктора
i = Ill = 39,9.
° «б 1/,9
По нормалям на крановые редукторы типа РМ выбираем редуктор
PM-500-II, имеющий передаточное число i ~ 40,17, Максимальная мощность,
подводимая к редуктору при числе оборотов 750 в минуту и ПВ равном 25%,
N — 12 кет.
Определяем моменты, развиваемые двигателем в различные периоды его
работы при установившейся скорости и транспортировании различных по весу
грузов. Вес грузов принимается в соответствии с графиком использования
механизма подъема по грузоподъемности (фиг. 114).
Момент при подъеме определяется по формуле
Af„ = кгм-
**оЧо
здесь
S6—натяжение каната на барабане при подъеме груза задан-
ного веса;
т]0 — к. п, д. механизма, принимаемый по экспериментальному графику
фиг. 70;
а — число канатов, наматываемых на барабан (при сдвоенном поли-
спасте а —- 2).
Все расчеты сведены в табл, 30.
Момент при опускании заданного груза
Моп = кгм,
где San — натяжение каната на барабане при опускании груза задан-
ного веса.
Натяжение каната на барабане при опускании груза Q, для сдвоен-
ного полиспаста кратностью т
о __________________________ Qi
2
Ъбл 1 ~ С
Средний пусковой момент электродвигателя в процессе пуска
Л4 ____ max “h Ai/if/cxmin _ J- __ q ПЛ4
— 5“ — 9 --
2
2
Кратность максимального пускового момента, принятая по каталогу,
равна 2,9; кратность минимального пускового момента принята равной 1,1.
Номинальный момент электродвигателя
Мном = - 15 кГм.
ном пдв Но
Тогда
Мп,„к = 2МН0., = 2 -15 = 30 кГм.
ft*/(Fi
11 Рудеако и до.
162
Примеры расчета грузоподъемных машин
При этой величине пускового момента при подъеме номинального груза
время пуска, определенное по уравнению (6), оказывается равным
1 Г I.2GPK
Мпусь — Л1С 375 1 3757"
1 Г 1,2-1,86-715 । 10 000-0,4^.715 1
“ 30—19,2 L 375 1 375-40,172-32-0,9_
= 0,436 сек.
Тогда фактическое ускорение при пуске
а ~ 60-0,436 " 0-287 м/сек2,
что примерно соответствует рекомендациям, изложенным на стр. НО.
Пусковой момент, развиваемый двигателем, является величиной, не зави-
сящей от величины груза и характера работы, выполняемой краном, и опре-
деляется только характеристиками двигателя. При изменении нагрузки при
неизменном пусковом моменте будет изменяться соответственно время пуска.
Определим время пуска при вычисленной выше величине пускового
момента в период подъема и опускания груза различного веса (см. фиг. 114),
Определение времени пуска груза на подъем производится по формуле
(12) при подстановке в нее соответствующих значений момента сопротивле-
ния, веса груза Q. и к. п. д. r]Ot- (результаты расчета см. табл. 30). При практи-
Таблица 30
К расчету электродвигателя
Величина груза по графику Q 0.5Q 0,3Q
Вес груза в Т . . . 10 5 3
Натяжение каната на барабане при подъеме груза в Т 1,74 0,87 0,52
П — к. п. д. (фиг. 70) 0,9 0,86 0,78
Момент при подъеме груза в кГм 19,2 10,06 6,6
Натяжение каната на барабане при опускании груза Son в Т ‘ 1,585 0,793 0,478
Момент при опускании груза Моп в кГм 14 5,68 3,44
Время пуска при подъеме ifl в сен 0,436 0,225 0,188
Время пуска при опускании tmi и сек 0 0,126 0,132
ческих расчетах время пуска номинального груза на опускание принимают
равным нулю из-за возникновения большого пускового момента, равного
сумме максимального момента двигателя и момента от груза.
Определение времени пуска груза на опускание производится по фор-
муле (12').
Определим время движения с установившейся скоростью по уравнению
установившегося движения
, Н 15 п , оп
tu = — --- -_-^2 мин ~ 120 сек.
у угр 7,о
Определим среднеквадратичный момент, эквивалентный по нагреву
действительной переменной нагрузке,
м . /г +х.
Г 30- (3-0,436 + 0,225 -j- 0,188 + 0,126 ф- 0,132) ф- 120х"
1/ х(19,22-3 + I0,062 + 6,62 + 3,142 + 5,62M 3,442) }2
тср— У Ю-120 3-0,436 4- 0,225 -д-0,188 + 0,126 + 0,132 ' ’
§ 1. Расчет мостового электрического крана
163
Так как высота подъема и опускания принята во всех случаях равной
максимальной высоте подъема И = 15 м, то время установившегося движе-
ния также во всех случаях будет одинаковым, и выражение заме-
няется выражением /
Среднеквадратичная мощность двигателя
Л/ — МсрПдв _ 12,4-715 __ ц .
/Vt7? 975 д75 У,1 кет.
Таким образом, принятый двигатель с номинальной мощностью 11 кет
и редуктор с входной мощностью 12 кет являются вполне пригодными.
Определим фактическую скорость подъема груза.
Скорость вращения барабана
пй — —--- 't7 • 17,85 об/мин.
Скорость каната на барабане
= хРбПб
к 1000
.л-400-17,85
1000
22,4
об/мин.
Скорость подъема груза
vK 22,4 - .г ,
v,o = — = —~~ 7,45 м/мин.
ер т 3
Определение тормозного момента
и выбор тормоза
Тормозной момент
МТ = kMrc,
где k — коэффициент запаса торможения, принимаемый согласно нормам
Госгортехнадзора для среднего режима работы равным 1,75;
Мс — статический крутящий момент на тормозном валу при торможении,
определенный в предположении равномерного распределения нагрузки между
всеми ветвями полиспаста без учета потерь в блоках
длт ФДэЩ
с
10 000-0,4-0,9
2-3-40,17
= 14,9 кГм\
Мт = 1,75-14.9 = 26,2 кГм.
Наибольшее распространение в краностроении находят нормальные
колодочные тормоза с электромагнитным или электрогидравлическим при-
водом. В ряду нормальных электромагнитных тормозов имеется тормоз
ТКТ-300, развивающий момент Мт — 50 кГм. Для нашего случая этот тор-
моз чрезмерно мощный. При регулировке его на меньший тормозной момент
значительно ухудшаются условия работы электромагнита, так как при пру-
жине тормоза, отрегулированной на меньшее усилие, замыкание электро-
магнита происходит со значительными ударами.
Следующий меньший тормоз ТКТ-300/200 имеет тормозной момент при
ПВ — 25% Л4Г —24 кГм. При его применении придется увеличить усилие
пружины тормоза, что приведет к перегрузке электромагнита на
26,224 2" *00 = 9,2%. Так как перегрузка электромагнита до 10% не вызы-
вает чрезмерного перегрева его, то данная перегрузка является допустимой.
На этом тормозе и останавливаемся для механизма подъема груза.
На фиг. 117 приведен общий вид тележки крана, а на фиг. 118 — узловой
чертеж установки барабана и редуктора.
11*
134 Примеры расчета грузоподъемных машин
I
!
I
I
I
1
।
§ 1. Расчет мостового электрического крана
165
Фиг. 118. Установка барабана (а) и редуктора РМ-500 (б).
166
Примеры расчета грузоподъемных машин
Так как редуктор выбран с некоторым запасом по номинальной переда-
ваемой мощности с учетом режима работы, то в расчете элементов редуктора
(зубчатые колеса, валы и подшипники) нет необходимости. То же самое отно-
сится и к тормозу, выбранному по номинальному моменту с учетом режима
работы.
Расчет крюковой подвески (см, фиг. 7)
Крюк подбирается по номинальной грузоподъемности по ГОСТу 6627-53
на крюки однорогие для механизмов с машинным приводом.
Траверса крюка
Изгибающий момент в центральном сечении траверсы (расчетная схема —
фиг. 119, а, б)
Миз, = 4г = 100°° 22 = 55 000 кГсм.
U3C 4
Фиг, 119. К расчету крю-
ковой подвески:
а — с хеми нагружения тра-
версы; б — разрез траверсы;
с — схема нагружения иен
блоков.
Момент сопротивления сечения
W = (15 — 7,5)-9.5а =113иЛ
Ь 6
Напряжение изгиба
„зг = = 486 кГ/см1-
Напряжение смятия между цапфой траверсы и щекой подвески (фиг. 120)
2db
10 000
2-9-1
= 555 кГ/см2,
где d— диаметр цапфы, равный 90 лип;
б — толщина щеки, равная 10 мм.
§ I. Расчет мостового электрического крана
167
Оси блоков (фиг. 119т в)
Проверим сечение, расположенное под силой
равен 90 мм, и под силой Р2, где диаметр равен
Усилие
р _. р . р —
Г1 - ^2 - J J - 3 •
Изгибающие моменты:
Ус 10 000-5 огллл г
Mt = —g- . 5 25000 кГсм;
М2 - .11 — 4- • 6 - Э5 000 кГсм.
Моменты сопротивления:
Ц7( = 0,Ы? ... 0,1 -93 - 73 сж3;
Г, = O.le/g = о,ЫО3 - 100 см3.
Нормальные напряжения:
Mi 25 000 г, 2
ai = -пт = 342 кГ/СЛ1;
lv । I D
A4g 35 000 лгл рг 0
°* " Ж ПоГ 350 кГ'см~-
Р It где диаметр цапфы
100 мм.
Фиг. 120. К расчету
щеки подвески.
Подшипники траверсы
Расчет упорного подшипника ведется по статической нагрузке. Уста-
новлен шариковый, упорный подшипник 8215 легкой серии по ГОСТу 6874-54.
Осевая статическая нагрузка при штампованном сепараторе Qcm — 12Г,
при массивном сепараторе Qcm 117’. Фактическая нагрузка на подшип-
ник Q = 10 Т. Следовательно пригоден подшипник с любым сеператором.
Радиальные подшипники вращающихся блоков
Диаметр блока по дну канавки примем равным D6jt = 350 мм. При этом
е = Н- 1 = I- 1 - 26,9 > 25.
Число оборотов крайних блоков в крюковой обойме
т — 1
3.7Д5 —_
/пЬЪ",' nn.Q/ 13 об/мин,
л (0,35 4- 0,013) ’
(&бл
где vK — скорость каната на барабане в м/мищ
т — кратность полиспаста, равная 3;
DGji — диаметр блока в м;
dK — диаметр каната в м.
Расчет подшипника производится по его коэффициенту работоспособности
С = Q3KSkKkdkm (n6Ahf-3,
где — коэффициент, зависящий от того, какое кольцо подшипника вра-
щается. В данном случае вращается наружное кольцо; kK = 1,35;
kni — коэффициент, учитывающий влияние на срок службы температур-
ного режима. При температуре менее 100’ С k,n = 1;
kd — коэффициент, учитывающий режим работы. Для механизмов
подъема кранов kd — 1,2;
п&А — число оборотов блока в минуту;
Л-- общий срок службы подшипника в часах, принимаемый в зависи-
мости от режима работы по табл. 1. Для среднего режима работы
А = 3500 ч;
163
Примеры расчета грузоподъемных машин
Qsks — приведенная эквивалентная нагрузка, определяемая с учетом
изменения загрузки крана по грузоподъемности:
Qw - у~ a.Qi ± н- «3Q3 н— -и;
здесь Qr- — величина нагрузки в кГ, определяемая для подшипников каче-
ния по усредненному графику работы механизма (см. фиг. 1 и 2) в зависимости
от режима работы. В механизмах подъема за максимальную нагрузку при-
нимается нагрузка от номинального груза. Тогда при среднем режиме работы
Qi = Qho* ; Q> = 0,5 QH0„ и Q3 = 0,1 QH0M ; а,- = коэффициент, пока-
зывающий, какую часть общего времени работы механизм работает с данной
нагрузкой. Для среднего режима работы по фиг. 1 имеем: aj = 0,1; а2 — 0,5
и сы = 0,4.
Тогда
“Ж. + °.5 (°.5(?и„)3 'Г о,4 (0,1 = 0,552<2ЯОЛ1;
2 « -= зззо КГ.
ат 2-8
При двух подшипниках в блоке, принимая, что на один подшипник при-
ходится 0,6 общей нагрузки, имеем
С --- 0,6-0,552-3330-1,35-1,2-1,0 (13-3500)°-3 = 45 800.
Из конструктивных соображений установим радиальные однорядные
шарикоподшипники 218 легкой серии, имеющие С= 100 000. Стедова-
тельно, фактический срок службы подшипников будет выше рекомендуемого.
Средний блок подвески является уравнительным. Вращение этого блока
происходит только при запасовке каната и в процессе вытягивания каната
под нагрузкой. Блок устанавливается без подшипников и посадочный диа-
метр проверяется по допускаемому давлению
р ~ -- 67 кПсм2<[р] = 90 кГ/см2.
' £1^/ I. U - i О ' '
Щека подвески
Щека изготовлена из полосовой стали толщиной 5 -- 10 мм. При расчете
разгружающее влияние стального кожуха обоймы не учитывается.
Среднее напряжение растяжения в сечении а — и (фиг. 120)
о
= 590 кГм/см2.
Максимальное напряжение в
Лямэ *
Л- + —
Pep j j
г
отверстии щеки проверяется по формуле
93
= 555 -------jp- 900 кГ/см2\
Q2_____
здесь рср — среднее давление между цапфой траверсы и щекой;
Р'р
1 о 000
2-1-9
= 555 кГ/слг.
Расчет оси барабана (см. фиг. 1 18)
Расчетная схема и эпюра изгибающих моментов приведена на фиг, 121.
Нагрузка на ось от двух канатов, навиваемых на барабан, передается через
ступицы. Ввиду симметричной навивки, независимо от положения канатов,
§ t. Расчет мостового электрического крана
169
нагрузка на ось будет неизменной. При предварительных расчетах расчет
ведут на изгиб по максимальным нагрузкам.
п л с 1 38 -Ь 14-1-14 17/1 л 1 олн <• Т'
Реакция А = S__, -—•—-------------= 1740-^- = 1800 кГ.
Ч1ал н пП
Реакция В 2Sm,y — 1800 — 1680 кГ.
ь 11 «Л
Максимальный изгибающий момент действует в сечении а — а.
Напряжение изгиба
М а?г 1680.14
0,ld* ’’ 0,1-7,5я
555 кПсм2 < [о]иа- ш — 650 к,Псм2\
здесь 1а]иэгш — допускаемое напряжение на изгиб валов и осей, принимае-
мое при предварительных расчетах по табл. 31.
Ось барабана изготовлена из стали 45 по ГОСТу 1050-60. Термообра-
ботка — улучшение; предел прочности > 70 кПмм2. Нагрузка изменяется
от 4-М до —М. При окончательном расчете определяются запасы прочности.
Расчет ведется по наиболее опасному сечению, которым в данном случае
является также сечение а — а, как наиболее нагруженное, с концентрацией
напряжений (см. фиг. 118). Для расчета оси, работающей только на изгиб,
определяется запас выносливости по изгибу
<т^, 0,43-7000
По ~ ~~Г, ~~ 1 07
-Г-СТа + 'Мт *п7Т-555 + °
t 1 т
- 2,04 >[&] - 1,97;
здесь st: 0,43од — расчетная величина предела выносливости при изгибе;
ов — предел прочности материала при растяжении;
ka — эффективный коэффициент концентрации напряжения при изгибе,
принимаемый в зависимости от соотношения диаметров и предела проч-
ности материала по таблицам, приведенным в курсе «Детали машин»,
n D ~
В нашем случае —г
J d
- 1,145, и отношение радиуса галтели к наи-
I и
3 5
меньшему диаметру “ — ту ~ 0,043. При этом ko — 1,97;
в — масштабный фактор; при диаметре оси от 70 до 80 мм е == 0,74;
170
/Трсгжры расчета грузоподъемных машин
сгд — амплитуда изменения напряжений в цикле. В нашем случае, когда
нагрузка меняется от -гМ до —Л1;
Я 9
555—(—555) rrr г-/ п
—L — 55О кПслг;
&
вт — среднее значение напряжения в цикле;
п л~ пштп _ . 555 — - 555 ~
2 2
фа — коэффициент, учитывающий влияние на выносливость постоянной
слагающей напряжения от и определяемый из соотношения между пределами
выносливости симметричного и пульсирующего циклов
%=
здесь п(| — предел выносливости пульсирующего цикла. Для осей из угле-
родистой стали, имеющей предел прочности при растяжении 7000 кГ/слг,
Ус - 0,1;
161 —• наименьшая допустимая величина запаса прочности по сопротив*
лению усталости;
[£] = ktk2k;i - 1,1-1,5-1,2 = 1,97,
где ki - коэффициент, учитывающий надежность материала; для проката
и поковок ki 1,1;
k2 — коэффициент, учитывающий степень ответственности детали; для
нашего случая /?, 1,5;
&8 — коэффициент, зависящий от режима работы; при среднем режиме
работы &3 = 1,2.
В табл. 31 приведены допускаемые напряжения на изгиб валов и осей.
Таблица 31
Допускаемые напряжения на изгиб валов и осей (при предварительных расчетах)
Материал Предел прочности Допускаемое напряжение на изгиб в кГ/см"
I режим: нагрузка по- стоянная по неличные и по знаку II режим: нагрузка изменяет- ся по неличные от нули до максимума» но не меняется по знаку (пульсирую- щая) Ш режим: нагрузка изменяет- ся я по величине, и по знаку от +Л4 до — М (симмет- ричная)
4000 1300 700 400
Углеродистая сталь 5000 1700 750 450
6000 2000 950 550
7000 2300 1100 650
Легированная сталь 8000 2700 1300 750
10 000 3300 1500 900
Подшипники оси барабана
Ось барабана установлена на двух подшипниках, работающих в различ-
ных условиях. Оба кольца подшипника, установленного внутри вала редук-
тора, вращаются совместно. Расчет этого подшипника производится по ста-
тической нагрузке, равной реакции А в опоре оси барабана от номинального
груза. Установлен радиально-сферический шарикоподшипник 1311 сред-
ней серии по ГОСТу 5720-51. Допускаемая статическая нагрузка этого
подшипника Qcm — 2400 > А ?- 1800 кГ.
§ 1. Расчет мостового электрического крана
171
Подшипник на другом конце оси барабана рассчитывается по работоспо-
собности, аналогично расчету подшипников блоков с учетом переменности
нагрузки.
Крепление каната к барабану (фиг. 122)
Канат крепится к барабану прижимными планками с трапецеидальной
канавкой, где канат удерживается от смещения силой трения. Значение
коэффициента трения между канатом и гладким цилиндром (барабаном)
при расчете принимается равным 0,16. Усилие натяжения каната в месте
крепления уменьшается за счет запасных витков, которых должно быть
не менее полутора
с ‘S’max
1740
и,1б-зл
- 385 кГ.
Винты прижимных планок должны раз-
вить усилие
I/ _ Зкрепл _ 385 _ р
V~f + h ~ 0,16 + 0.21 -
где Д — приведенный коэффициент трения
между канатом и планкой, имеющей тра-
пецеидальную канавку с углом скоса
Р = 40°;
Фиг. 122. К расчету болтов крепления
каната.
sin Р + / cos Р ’ 0,643 + 0,16-0,766
0,21.
Винты планок рассчитываются на совместное действие растяжения
(от силы V) и изгиба
1.3V
здесь z — число болтов;
dx — внутренний диаметр болта;
М..., — изгибающий момент; М..ч. S..n„nt I — 385-1,8 = 695 кГсм
iAJC f frldTE_j *
(фиг. 122).
Установлены две планки с болтами М20; dv = 16,75 мм.
1,3-1040
1,675 2
2л— t -
0,1 • 1,б753-2 ’ < [°Д -
Допускаемое напряжение растяжения при болте, изготовленном из стали
Ст. 4, имеющей предел текучести ат - 2400 кПсм~\
г- ] _ 0,8о,„ 0,8-2400 19ЯГ1 игДЫл2
|<7П1 - —" ’ '“Т"г~ iZoU К/ /СМ ♦
2. Механизм передвижения тележки
Выбранная принципиальная кинематическая схема механизма передви-
жения тележки показана на фиг. 123. Механизм имеет привод к валу ходо-
вого колеса от электродвигателя переменного тока через вертикальный нор-
мальный цилиндрический редуктор типа ВК- Двух колодочный коротко-
ходовой нормально-замкнутый электромагнитный тормоз установлен на валу
двигателя.
172
Примеры расчета грузоподъемных машин
Сопротивление передвижению
Сопротивление передвижению тележки с номинальным грузом, приве-
денное к ободу ходового колеса, определяется по формуле
г,„„ - (2/4-Р / А) Ау,
здесь
Q — вес номинального груза;
GT — собственный вес тележки;
DXK — диаметр поверхности катания ходового колеса тележки;
dn — диаметр цапфы вала ходового колеса;
/4 — коэффициент трения качения;
/з — коэффициент трения в опоре вала колеса;
kp — коэффициент, учитывающий сопротивление трения реборд ходо-
вых колес и торцов ступиц колеса. Значения коэффициента тре-
ния реборд для крановых тележек принимаются по сле-
дующим рекомендациям: при подшипниках скольжения kp =
= 1,2э-1,5; при подшипниках качения kp = 2,Оэ-2,5. Примем
для нашего случая kp 2,5.
Собственный вес тележки при предварительных расчетах принимают
по аналогии с выполненными конструкциями. Для нашего случая GT ~ 4 т.
Так же по аналогии с вы-
полненными конструкциями
выбирается ходовое колесо
тележки. При грузоподъем-
ности 10 Т диаметр ходового
колеса обычно принимается
в пределах 250—350 мм. При-
нято DX K = 350 мм.
Диаметр цапфы принимает-
ся примерно равным (0,25—
0,30)/). ^ Примем dn-- 90 мм,
что составляет 0,26£)Дг к.
Для механизмов передви-
жения с машинным приводом
рекомендуется изготовлять
ходовые колеса стальными
с твердостью поверхности ка-
тания и реборд не ниже НВ 285—300. Чугунные колеса можно применять
только при ручном приводе или при машинном приводе, если скорость пере-
движения не превышает 30 м/мин. В этом случае колеса изготовляют из
серого чугуна СЧ 18-36 или модифицированного чугуна МСЧ 34-56 с поверх-
ностной твердостью НВ 180—241. В нашем случае следует взять стальные
колеса.
При плоском рельсе /4 — 0,03э-0,05; примем fA — 0,04.
При установке ходовых колес на шариковых подшипниках /3 — 0,015.
Сопротивление передвижению тележки:
при .работе с номинальным грузом
И'''», = -I - = 100003+ 4000 (2-0,04 0.015-9)-2,5 - 214 кГ;
Фиг. 123. Кинематическая схема механизма передви-
жения тележки.
при работе без груза
^тр. О -- 214 14 QQO —61 К. Г.
§ /, Расчет мостового электрического крана
173
Выбор электродвигателя
Выбор электродвигателя для механизма передвижения крановых тележек
и кранов производится по максимально допускаемому пусковому моменту
двигателя, при котором обеспечивается надлежащий запас сцепления ходо-
вого колеса с рельсом, исключающий возникновение буксования при пере-
движении тележки без груза в процессе пуска.
Максимально допустимое значение ускорения тележки при пуске, при
котором обеспечивается заданный запас сцепления, равный 1,2, определяется
по уравнению
Я <„ = 41+(т+ (2К (50)
тги IL \ ' /их.ц1 urJ
" здесь ппр — число приводных ходовых колес;
пк — общее число ходовых колес; в нашем случае тележка имеет
• четыре ходовых колеса, из них два приводных;
* <р — коэффициент сцепления ходового колеса с рельсом, принимае-
Л мый для кранов, работающих в закрытом помещении, равным
V 0,15;
г Рв — ветровая нагрузка на кран в рабочем состоянии; при работе
в помещении Ра 0;
g — ускорение силы тяжести
й« г 0,015— 1 -(2-0,04 + 0,015-9,81 = 0,49 м/сек2.
max L 4 \ 1,2 ’ 35 / \ / 35 J
Необходимый пусковой момент электродвигателя
м .....м ~ 1 2GD^-e -- кП-~
JVinyCK ~~ 1Vic t J -2
37з/Л З/й^т^
(51)
В этой формуле неизвестными величинами, кроме МПТ!ГК , являются махо-
вой момент ротора двигателя GD'^ , число оборотов электродвигателя п^,
передаточное число редуктора и к. п. д. механизма. Так как нами принят
в качестве передачи цилиндрический зубчатый редуктор типа В К, то к. п. д,
передачи при установке ходовых колес на подшипниках качения можно при-
нять равным т)0 = 0,9.
Определим мощность двигателя по статическому сопротивлению при
перемещении тележки с номинальным грузом
Лг
J v ст
WTPvm 2М.40 , л_ .
Ю2-60г]0 " 102.60-0,9 " ^47квт-
лО
885
В каталоге на крановые двигатели наименьшую мощность, равную 2,2 кет,
имеет двигатель МТ 11-6, имеющий 885 об/мин при ПВ = 25% . Маховой момент
ротора GD^e = 0,17 кГм2. Кратность максимального момента 2,3. Число
оборотов ходовых колес пх.к
। •* fl flfi
число редуктора =
| пх. к
I По нормали на редукторы выбираем редуктор типа ВК. Наиболее под-
t ходящим для установки на тележке является редуктор В К-400 (см. при-
[- ложение III) с передаточным числом i0 = 21. Этот редуктор, рассчитан-
ный на передачу мощности 4,4 кет при числе оборотов ведущего вала 750
в минуту, имеет три ступени цилиндрических передач.
4-тр. = 36,5 об/мин. Передаточное
ж I I
I
174
Примеры расчета грузоподъемных машин
Тогда фактическое число оборотов в минуту ходовых колес
п 42 об;мин.
х-к г0 21
Фактическая скорость передвижения тележки
vm itD.. кпг „ = л -0.35 -42 = 46 м!мин.
т л л. л* л *
Фактическая скорость отличается от заданной на 15%, что является допу-
стимым для крановых тележек.
Время пуска при максимально допустимом ускорении
= ДТГДжГ = 1 >57 сек
п Ь0-0,4У
та
Момент сопротивления при передвижении тележки без груза
=- °’566кГм-
Необходимый средний пусковой момент
Мпуск - 0,566 4- 1,2
0.17 • 885
375-1,57
4000.0,35s -885
375 1,57’213-0,9
=- 2,723 кГм.
Для двигателя МТ 11-6 кратность максимального момента равна 2,3.
Минимальный пусковой момент обычно принимается равным 1,1 от номиналь-
ного момента. Средний пусковой момент
дд ^inax пуск Г Мпйп пуск. _ 2,ЗЛ4нол( 1,! Мцом , удд
“ 2 2 1 ’ jv1hom.
Тогда двигатель должен иметь номинальный момент
= !’6 кГм-
Двигатель МТ 11-6 имеет в действительности номинальный момент
Мн^ = 975 = 975 = 2,42 кГм,
т. е. двигатель является чрезмерно мощным. Однако, вследствие отсутствия
крановых двигателей меньшей мощности, приходится ставить указанный
двигатель с применением специальной электросхемы, ограничивающей
максимальный пусковой момент двигателя.
Определение тормозного момента
Тормозной момент механизма передвижения определяется при обеспе-
чении надлежащего сцепления ходового колеса с рельсом, которое исклю-
чало бы возможность юза при торможении тележки, движущейся с номи-
нальной скоростью без груза.
Максимально допустимая величина замедления, при которой обеспечи-
вается заданный запас сцепления ходовых колес с рельсом, равный 1,2,
определяется по уравнению
Обозначения к уравнению указаны в аналогичном уравнении при выборе
двигателя
о,О15^И ф (2-0,04 0,015-9'i — 9,81 - 0,735 м'сек2.
.4 \ 1,2 Зэ / 1 \ ’ 11 } За J
<5 /. Расчет мпстпвого электрического крана
175
Время торможения
Уравнение моментов при торможении
МТ 4- Жо = М1Н -
где Л4Д — момент сопротивления передвижению тележки без груза при
торможении. В отличие от момента сопротивления при пуске, сопротивле-
ние при торможении определяется при коэффициенте трения реборд kr - 1,
так как трения реборд в процессе торможения может и не быть.
Сопротивление передвижению при торможении
Гтр. » = 4; (2/1 + fM = (2 • 0,04 + 0,015 • 9) = 24,5 кГ.
Момент сопротивления, приведенный к валу тормоза,
4 т ^г??р, п к 24,5 * 0,35 - 0,9 п 1 о л г*
Мтсо = --- По ' 2-21 = °’184 кГм'
Инерционный момент при торможении вращающихся и поступательно
движущихся масс
Л/Т 1 1 GTD~X Knd^_ . Q 0,17-885 ( 4000-0,35*-885-0,9 9
375^ "т 375/т-2 1)2 375-1,05 “И 375-1,05-2Р U /
Тогда тормозной момент
Мт = Мтин — Mh = 2,70 — 0,184 = 2,526 кГм.
Примем тормоз ТКТ-100, имеющий номинальный тормозной момент
2 кГм. При этом фактическое замедление будет меньше расчетного. При Мт~
= 2; Мин = 2,184; tT 1,27 сек и a^aKm = 0,6 м!сек\ Фактический запас
сцепления будет больше минимально допустимого, равного 1,2.
Редуктор и тормоз
В связи с тем, что выбор редуктора произведен по номинальной мощ-
ности с учетом режима работы, то нет необходимости в детальном расчете
его элементов. То же самое относится к тормозу, выбранному по номиналь-
ному тормозному моменту с учетом режима работы.
Расчет ходовых колес
Максимальная нагрузка на ходовое колесо тележки в предположении
равномерного распределения нагрузки по всем четырем колесам
Расчет ходовых колес производится на контактное смятие по формуле (36)
для линейного контакта (контакт цилиндрического обода колеса с плоской
поверхностью рельса)
0,418)/
176
Примеры расчета грузоподъемных машин
здесь у — коэффициент, учитывающий переменность нагрузки [формула
(35))
где Q -- вес номинального груза;
GT — собственный вес тележки;
Р - нормальная нагрузка при максимальном грузе;
kx.K — коэффициент, учитывающий режим работы, и для нашего случая
равный 1,2;
Е -- приведенный модуль упругости. При стальных ходовых колесах
и рельсах Е = 2,1 • 106 кГ/см2;
Ьк -- ширина контакта поверхности катания в см. Примем железно-
дорожный рельс Р15 по ГОСТу 6368-52 с шириной поверхности
катания 37 мм;
гк — радиус ходового
Тогда
колеса.
- 0,418
0,803-3500-1,2-2,1 - 10й ,
= 4380 кЕсм2.
3,7^
При этом напряжении (см. табл. 22) можно ходовое колесо изготовить
из стали 45, для которой допускаемое напряжение контактного смятия при
линейном контакте равно loJ £м — 4500 кГ/см? при твердости поверхности
катания более НВ 217,
Подшипники вала ходовых
колес
Вал ходовых колес установлен на радиальных сферических роликовых
подшипниках. Усилие на ходовое колесо тележки Р — 3,5 т. Эквивалентная
нагрузка с учетом действительного использования крана по грузоподъем-
ности (см. расчет подшипников в механизме подъема стр. 167)
Q = 0,552Ртах - 0,552-5250 - 2900 кГ.
За расчетную максимальную нагрузку при расчете подшипников меха-
низма передвижения тележки принимается нагрузка при работе с номиналь-
ным грузом, увеличенная в 1,5 раза, т. е.
Ртах = Ь5Р - 1,5-3,5 = 5,25 Т.
Коэффициент работоспособности
С = Q3KS kKkdkm (пх. к h)"-* = 2900 1 • 1,3 -1 (42 3500)л з = 134 000.
Для механизма передвижения тележки динамический коэффициент
krj 1,3; число оборотов колеса тележки пх. к 42 в минуту.
Принят роликоподшипник радиально-сферический 3518, имеющий факти-
ческий коэффициент работоспособности С = 182 000.
Вал ходовых колес
Вал ходовых колес работает на изгиб и кручение. Вал передает только
половину общего крутящего момента, так как зубчатая муфта, соединяющая
вал с редуктором, установлена на ступице одного ходового колеса
(фиг. 124, а, б и 125). Расчетная схема вала приведена на фиг. 125, б.
§ /. Расчет мостового электрического крана
177
Максимальный изгибающий момент
Мизе = Р-12,6 = 3500-12,6 = 44 000 кГсм.
Крутящий момент при работе с номинальным грузом
Мк„ = ~ \v„p^ = 1-214^ = 1870кГс.ч.
~ <С
Предварительный расчет на сложное сопротивление
УХ», + (Мкра)‘
° ” W
У 44 0002 + 18702
73
= 617< [<7]гп = 650 кГ/см2;
здесь W— момент сопротивления изгибу; U7 = 0, Id3 = 0,1-93 = 73 смэ,
где d = 9 см — диаметр цапфы вала в месте посадки подшипника;
а — коэффициент, учитывающий соотношение допускаемых напряжений
Фиг. 124. Установка ходового колеса тележки и редуктора ВК-400.
на изгиб при режиме изгибающих нагрузок и при режиме крутящих нагру-
зок. Для вала, в рассчитываемом сечении которого напряжения изгиба
и напряжения кручения меняются по симметричному циклу, а=1;
[а ]1П = 650 кГ/'см2 — допускаемое напряжение соответствующего режима
работы, принимаемое по табл. 31 для вала, изготовленного из углеродистой
стали с пределом прочности 7000 кПсм2 (сталь 45, термообработка — улуч-
шение).
3. Механизм передвижения крана
Принципиальная кинематическая схема механизма передвижения при-
ведена на фиг. 126, а, конструктивное исполнение — на фиг. 126, б. Меха-
низм имеет раздельный привод каждой концевой балки, осуществляемый
от кранового электродвигателя через двухступенчатый цилиндрический
горизонтальный редуктор на ходовое колесо.
Тормоз размещен на валу двигателя. В качестве тормозного шкива исполь-
зована одна из полумуфт, соединяющая двигатель с редуктором.
Металлоконструкция согласно заданию состоит из двухбалочного свар-
ного моста с пространственно жесткими балками.
12 Руденко и др.
178
Примеры расчета грузоподъемных машин
По аналогии с выполненными конструкциями мостовых кранов (фиг. 96)
определяем вес моста равным 15 т; вес кабины, троллеев, механизмов
и электрооборудования, расположенного на мосту, принят равным 5 т.
Общий вес моста GM = 20 tn.
б)
Фиг. 125. К расчету вала ходовых колес тележки:
д—конструктивное исполнение установки колес; б—расчетная схема.
Сопротивление передвижению
Сопротивление передвижению моста крана с номинальным грузом, при-
веденное к ободу ходового колеса,
W7», - Q + (2ft + /А)
где DXK— диаметр ходовых колес моста крана. По аналогии с выполнен-
ными конструкциями кранов данной грузоподъемности примем диаметр
ходового колеса DXK - 600 мм. Обод колеса цилиндрический;
dn —диаметр цапфы ходового колеса. Обычно dn -= (0,2 -а- 0,25) D хк.
Примем dn = 130 мм, что составит O,22DVK.
Ходовые колеса — стальные. Рельс — с плоской поверхностью катания.
Тогда по табл. 17 коэффициент трения качения /4 = 0,06. Коэффициент тре-
ния в подшипниках ходовых колес при роликовых подшипниках /3 = 0,015
(см. стр. 74).
Коэффициент трения реборд kp принимается в зависимости от отношения
пролета крана к базе, типа подшипников и типа обода колеса по табл. 16.
§ 1. Расчет мостового электрического крана
179
5)
Фиг. 126. Механизм передвижения крана:
а — кинематическая схема; о — конструктивное исполнение.
12*
ISO
Примеры расчета грузоподъемных машин
База В крана грузоподъемностью 10 Т принята равной 4,4 лл Тогда
= '4~4 = 4,55 и = 2,35.
Сопротивление передвижению при работе с номинальным грузом
Wncp = 1 ° 000 20 000 (2-0,06 -4- 0,015 • 13) 2,35 = 420 кГ.
60
Сопротивление передвижению при работе без груза
11='»™.<.~42О34ТЙ0 -296 КГ-
Выбор электродвигателя и редуктора
Как для крановой тележки, так и для моста крана выбор электродвига-
теля производится по максимально допустимому пусковому моменту двига-
теля, при котором обеспечивается надлежащий (равный 1,2) запас сцепле-
ния ходового колеса с рельсом, исключающий возможность буксования
м
Г5ОО 1—
д
Gk "
~ 10000
1000
L~20000
Фиг. 127. К определению нагрузок на концевые балки
моста крана.
в процессе разгона моста крана без груза. Максимально допустимое уско-
рение моста при пуске определяется по формуле (50)
а
п
max
5 4^- + °,015-4 - (2 • °’06 + 0,015 • 13) ^5
9,81 0,51 м/сек2.
Пусковой момент каждого электродвигателя определяется по формуле (51)
так же, как и для тележки при работе без груза, при наименьшем давлении
на ведущие ходовые колеса рассматриваемой стороны крана (т. е. при кра-
новой тележке, находящейся на противоположной стороне моста). В этом
случае в формулу (51) вместо общего веса крана подставляется наименьшая
нагрузка от веса крана без груза, приходящаяся на все ходовые колеса
концевой балки рассматриваемой стороны. Предполагая, что вес металло-
конструкции и электрооборудования расположен на кране симметрично,
за исключением кабины (вес которой GK с электрооборудованием управления
оценим в 2 Т), центр тяжести которой расположен на расстоянии I м
от опоры В (фиг. 127). Центр тяжести тележки расположен на расстоянии
1,5 м от той же опоры. Тогда давление на ходовые колеса (рассматриваемой
стороны крана)
л ~ G'^ + gT-l'5 + Ск-1 __ 18-1044-1,542-1 _ Q 47-
Давление на колеса опоры В при наличии груза
п GM^-\-GT(L - 1,5)4 QO-- 1,5) 4 Gk(L- I)
]8.J044-18.54 10-18,542-19 о -r
§ 1. Расчет мостового электрического крана
181
Определим суммарную мощность двигателей по статическому сопротив-
лению при работе с грузом
дг __ lope's _ 42П 75 _ц 79 к.вт
— 102-6011() 102-60-0,9 “ ’
Примем при зубчатом редукторе т|0 = 0,9.
Статическая мощность двигателя одной стороны, учитывая возможное
несимметричное расположение тележки с грузом, принимается равной
Л\ = (0,54-0,6) Мсум = 0,6-5,72 = 3,44 кет.
По каталогу на крановые двигатели переменного тока примем двигатель
МТ 12-6, имеющий мощность 3,5 кет при 910 об/мин. Маховой момент ротора
CD^S = 0,27 кГм1.
Передаточное число редуктора
Число оборотов ходового колеса при номинальной скорости
Пх к = = “ПТГ 39,8 об/мин.
х- к л£?к.х л-0,6 ’
Требуемое передаточное число
_ __ 910 _ «П Q
0 “ пх.к ~~ 39,8 -
В качестве редуктора выберем редуктор Р-400 (фиг. 128), примененный
в мостовых кранах завода «Подъемник», и имеющий передаточное число i0 =
= 23,34. Выходной вал редуктора выполнен в виде втулки, в которую
входит вал приводного ходового колеса (фиг. 129). Максимальная переда-
ваемая мощность — 3,3 кет при 1000 об/мин. При данном редукторе факти-
ческое число оборотов ходового колеса
ф __ 910
Пх-К ад!
= 39 об/мин.
Фактическая скорость крана
,.Пх /; = л-0,6-39 = 73,8 м/мин.
Отклонение от заданного значения скорости
До = Z'K~V* 100 75"73’8100 1,6%,
’а
что допустимо.
Время пуска и фактическое ускорение
Время пуска при максимальном допускаемом ускорении
t 73,8 ОЛ1
п ап ~ 60-0,51 2,41 СеК'
шах
Момент сопротивления передвижению крана со стороны, противополож-
ной расположению тележки, при работе без груза (опора А), приведенный
к валу двигателя,
Лк
L>
W'nep- Л&х. к _ . 1 1 0.6 _ . г-с кг..
’ 2-23,34-9,9 ~ 1,00 Л ’
где Wnef)tA— сопротивление передвижению на опоре А;
^„w. А = oh (2/‘ + (2’0-06 + °>015 • 13) 2>35 = 116 кГ-
182
Примеры расчета грузоподъемных машин
Фиг, 128. Редуктор Р-400.
Фиг. 129. Приводное колесо крана.
§ 1. Расчет мостового электрического крана
J83
Необходимый пусковой момент для опоры А
Д4 М -l 1 2 GD~dende
> М 375^
Л 7% кпдя 0,27-910
----^4^ - 1,66 % 1,2 ...............
3'Ч%*Ъ 37о-2,41
9400*0,63*910
375*2,41-23,343*0,9
= 8,91
кГм.
Кратность максимального момента для двигателя МТ 12-6 равна 2,5.
Средний пусковой момент
дх _ Мпуск- max Ч- ^пуск- min 2,5Л1НОЛ{ -J- 1,1 Л%лл( 1 Я Л/f
пуск-ср ~ 2 2 1
Тогда двигатель должен иметь номинальный момент
. - 8,91 „ г.
МНом " ТДГ ~ 4,9о кГм.
Фактический номинальный момент двигателя
Мнам = 975 — = 975™ = 3,75 кГм.
И0М п$в 91U ’
Превышение необходимого номинального момента над фактическим равно
М'-М 4,95 — 3,75
100% ----------100 — 24%.
Мном 4'95
Таким образом, при установленном двигателе, имеющем значительно
меньший номинальный момент (а, следовательно, и меньший пусковой
момент), разгон крана будет происходить с меньшими ускорениями, и, сле-
довательно, работа будет происходить с большим запасом сцепления. Факти-
ческое время пуска
п’ Ф МПуСК Л1С
375
375Ф1о -
^Ф~ 1,8-3,75—1,66
Г 1,2-0,27-910 , 9400-0,62-910 Ч
375 375-23,34-'*0,9 .
- - о,44
Фактическое среднее ускорение за период пуска
°* = Й = = °.358<а™ = °’51 Я''ССк!-
Расчет ходовых колес
Максимальная нагрузка на ходовое колесо
п _ ^гпах _ 23,8_1 1 О Т
Напряжение контактного смятия поверхности катания обода колеса
при рельсе с плоской головкой и шириной рабочей поверхности b = 60 мм
определяется по формуле (36) при коэффициенте переменности нагрузки,
вычисленном по формуле (35),
----- 0,88;
л ЛЮ 1/0,88-11 900*1,2*2.1 •10” ,1ПП г! ->
= 0,418 I/ -—-т™------------^оЮО кГ/см?.
см Г Ь*30
184
Примеры расчета грузоподъемных машин
При данном контактном напряжении следует ходовое колесо изготовить
из стали 50Г2 при поверхностной твердости больше или равной НВ 241.
В этом случае допускаемое напряжение смятия [а = 5500 кПсм2.
Определение тормозного момента
Определение тормозного момента механизма передвижения крана ана-
логично определению тормозного момента для механизма передвижения
тележки. При раздельном приводе расчет ведется для наименее нагружен-
ной концевой балки (опора Л) при работе без груза.
Максимально допустимая величина замедления [формула (52)]
(--0,01541-') + (2'0,06 -1-0,015-13)-4-1 9,81 . 0,645 м/сек1.
4 \ 1,4 OU / vU _
Время торможения
—
73Д
—=1,91 сек.
ат 60-0,Ь4э
шах
Сопротивление передвижению при торможении на опоре Л
л = Л- <2/* + М») - (2-0,06 4- 0,015-13) -= 50 кГ.
А* *
/Момент сопротивления при торможении
м; = = 2°’°з6з°’9 = 0,58 кГм.
Уравнение моментов при торможении
= Л^Н^
Л/г ш Мгс
375/т 375/ Л ’
.44 т - 0,58 = 1,2
0,27-910
375-1,91
, 94П0-О,62-91П-П,9
1 375-1,91-23,342 ’
Мт = 6,92 кГм.
По данному тормозному моменту устанавливаем тормоз ТКТ-200, имею-
щий номинальный момент 16 кГм и отрегулированный на фактический
момент 7 кГм. Надо отметить, что короткоходовые тормоза при их регули-
ровке на значительно меньший момент, по сравнению с номинальным, будут
работать с сильными ударами при включении магнита, что приводит к повы-
шенному износу сердечника магнита и уменьшению срока службы магнита.
Значительное уменьшение тормозного момента для тормозов ТКТ возможно
лишь для механизмов, работающих в ненапряженном режиме с малым чис-
лом торможений в час. При более интенсивном использовании механизма
следует отказаться от тормоза с короткоходовым электромагнитом и принять
тормоз с длинноходовым электромагнитом, имеющий номинальный момент
7 кГм.
Расчет буфера
Пружинное буферное устройство поглощает кинетическую энергию дви-
жущихся масс (накапливает ее в виде потенциальной энергии деформации
пружины) и тем самым предотвращает разрушение металлоконструкции
моста крана и здания. В рассчитываемой конструкции принят пружинный
буфер (фиг. 130), установленный на торце каждой концевой балки моста
крана. Шток буфера упирается в витую пружину, помещенную в цилиндри-
§ 1. Расчет мостового электрического крана
185
ческий кожух. Так как при наезде крана на упоры максимальные замедления
возникают при движении крана без груза, то этот случай и является расчет-
ным.
При нормальной работе конечных выключателей скорость крана в момент
наезда на упоры может быть значительно снижена работой тормозного устрой-
ства. Концевой выключатель механизма передвижения крана устанавли-
вается таким образом, чтобы выключение тока произошло на расстоянии
от упора, равном не менее половины пути торможения. Каждый буфер рас-
считывается на восприятие половины кинетической энергии моста и тележки
без груза. При расчете собственный вес пружины и штока не учитывается.
Путь, проходимый краном во время торможения,
с ______________________ i’k*1 г _ 73,8*1,91 _ . .Q
2 “' Ьи-2 ” ’° М'
Конечный выключатель выключает ток при расстоянии между буфером
крана и упором, равном 1 м. Принимая движение крана после включения
тормоза равнозамедленным, скорость крана после прохождения пути Z = 1 м
Уv»-2Zej,„» У 2.1-0,6-15 .-- 0,475 м/сек.
Максимально допустимое значение ускорения при столкновении с упо-
рами определяется либо исходя из условия, что кран буксует всеми коле-
сами по рельсам, либо исходя из максимально допустимых напряжений
в металлоконструкции при ударе.
В первом случае сила инерции равна силе сцепления, т. е.
бд-р ' бд.р ' Ппр
п & ^тах = ’ ^прф> атах ' ' ~
ё "К
где GKp — вес крана без груза;
пк — общее число ходовых колес;
п„р — число приводных колес;
(р — коэффициент сцепления ходовых колес с рельсом
д;пах = А.0,15*9,81 -0,735 м/сек2.
Во втором случае максимально допустимые ускорения определяются
из соотношения 1
Яшах “ ^-^тах.
1 Петухов П. 3. Буферные устройства. Машхиз, 1948. Стр. 51.
186
Примеры расчета грузоподъемных машин
где
0,9а г Свер/п
Л —=---------------------
О ин
здесь
а7 — предел текучести материала конструкции;
аберт —’ напряжения от вертикальных нагрузок;
— напряжения от сил инерции
_ 2-0,15 , нл7г
Р^верт ^черт 4 ®дерт '^espni'
Ilo Ч ин * [ф] » тогда
[а] р [а] *0.075 л п- г i
= у4“ = TTW =" °’0' И
и, окончательно,
0,9стг — 0,93 [а]
Л 0,07 [а]
При металлоконструкции, изготовленной из стали Ст. 3,
попл г/ 2 г 1 1РЛЛ rt » -1 0,9.2200 — 0,93.1600 ,
ог = 2200 кГ!см2‘, [о 1 = 1600 кГ/см~ X =------------------ П7 , ’ -------= 4,37.
Тогда «max ~ ^’«max — 4,37-0;735 = 3,22 м/сек2.
Следовательно, замедления, определенные исходя из прочности металло-
конструкции, можно принимать значительно выше замедлений, определен-
ных исходя из буксования ходовых колес.
Необходимая жесткость пружины при предварительной осадке пру-
жины (?! = 2 см*
2g \ v2 + 2kgC\ )
24 000 / 3,22-— 0,0123--9,812
2-9,81 ( О,47522.0,0123-9,81-0,02
<
= 54 800 кГ1м — 548 кГ/см\
здесь k — коэффициент сопротивления движению;
пер.о
б’кр
296
= 2TU00 = °.°123-
Полная осадка пружины
-У 2kgC}
S —_________L
%ах + kg
0.4752 -J- 2-0,0123-9.81.0,02
3,22 + 0,0123.9,81
— 0,069 м.
Максимальное усилие в пружине
Рт^ = 54 800 • 0,069 = 3800 кГ.
1Н4Л f
Напряжение в пружине
т = kQ
8Р тзуРср
[Т],
* Петухов П. 3. Буферные устройства. Машгиз, 1948.
§ 1. Расчет мостового электрического крана
187
где Dcp — средний диаметр пружины;
а — диаметр проволоки;
— поправочный коэффициент, принимаемый в зависимости от отно-
Dcp
шения Dcp к d. В нашем случае при -г = 4,65, /г0 = 1,3;
1т] — допускаемое касательное напряжение, принимаемое при пру-
жине, изготовленной из стали 60С2, равным 6500 кГ/слг;
I
. о 8-3800'14 г/ 2 . ,
т = 1,3 -—— = 6520 кГ/см2 т .
Учитывая, что полная осадка пружины вместе с предварительной осадкой
равна s -ф С1т находим число витков пружины
. _ Gd^s -J- Ct) _ 7.5-ЮМ4 (6,9+ 2) _ f r
1 ~ яр .рз ~ 8-3800-14* “и’й'
max
Прибавляя опорные витки, получаем общее количество витков f0 = 9.
Расстояние между витками (зазор)
А s ф Сх 6.9 + 2
= 1,0
см.
Высота ненагруженной пружины:
L — i9d -ф d + 6Z0 = 9-3 ф- 3 -ф I - 9 = 39 см.
Шаг витков пружины в ненагруженном состоянии
t -- d ф 6 = 3,0 -ф 1,0 = 4,0 см.
4. Механизм передвижения крана с центральным приводом
В качестве варианта расчета проведем расчет механизма передвижения
крана с центральным приводом: а) с тихоходным трансмиссионным валом
(фиг. 131); б) с быстроходным трансмиссионным валом (фиг. 132).
Фиг. 131. Кинематическая схема механизма передвижения крана с тихоходным трансиис
сионным валом.
Общие данные
При расчете механизма с центральным приводом принимается симметрич-
ное расположение тележки с грузом.
Мощность двигателя N = 5,72 кет (см. определение суммарной мощности
двигателя для механизма передвижения с раздельным приводом). По ката-
логу выбираем двигатель МТ 21-6, имеющий номинальную мощность 5 кет
при пда = 940 об/мин; GD^ -= 0,41 кГлг; Л1п1ах ~ 2,9
188
Примеры расчета грузоподъемных машин
Передаточное число редуктора
__________________________ пдв __ 940 _ gn о
’'х.к 39,8 ' 2t5’b-
Для механизма с тихоходным валом примем редуктор РМ-350 с переда-
точным числом iQ = 23,34 при максимально допустимой мощности 8,3 кет.
Для механизма с быстроходным валом примем установку около каждого
конца моста редуктора РМ-250 с передаточным числом i0 = 23,34 при мак-
симально допустимой мощности 3,1 кет.
Cl
§
CJ
t
Фиг. 132. Кинематическая схема механизма передвижения крана с быстроход-
ным трансмиссионным валом.
При выбранном передаточном числе редуктора фактическое число оборо-
тов ходовых колес
п?. к = = 40,3 об/мин.
Фактическая скорость движения моста крана
о* = к'Пх, к = л-0,6-40,3 = 76 м/мин.
Необходимая мощность
ш „Ф
Wriep^K
420-76
Мф 102 60т1о = 102.60-0,9 = 5,8 лет-
Перегрузка двигателя
ДМ = -5’8~ 5 ЮО - 16%,
О
что, учитывая переменность нагрузки, является допустимым (обычно пере-
грузка не должна превышать 10—15%).
Время пуска при максимально допустимом ускорении
76
= 60-0,510 = сек‘
umax
Момент сопротивления передвижению, приведенный к валу двигателя:
при работе с грузом
Л%
перб^х. к 420 0,6
2i0iq0 2-23,34-0,9
--= 6 кГм\
при работе без груза
М =
296-0,6
2'23,34-0,9
§ 1. Расчет мостового электрического крана
189
Необходимый пусковой момент при работе без груза
Мпуск — Мс + 1,2
GDdende
3.75^
(Ог+а.Ж.,Л.
375^Лт10
9о , 1 9 0,41-940 24 000-0,6^-940 99 ₽
। 375.2.|9 ~ 375.949.23,34--и,У К
Кратность максимального момента для двигателя МТ 21-6 равна 2,9.
Средний пусковой момент
, . ^писк mix “И Мпуск min 2,9Л/ЛЛИ -f~ 1,1 Мяли п .
М---------------------L---- — _________________ ~ 9 V
*глпуск “2 2 ***'* «олт
Тогда для нормального пуска двигатель должен иметь
а выбранный, нами двигатель МТ 21-G имеет
МЛО.Н = 975 = 5,2 кГл.
Таким образом, разгон будет происходить при меньших ускорениях.
Фактическое время пуска
' = 1 Г ] 2 + (°л. + °Т1Л7 А. 1 .
МПуСК — мс _ 375 375;^ i]0
, 1 /< о 0,41-940 , 24 000-0,62-940 \ ~ по
Z- Ф - 2-5,2-4,23 ’2 ~ < ’"3
Фактическое ускорение
4 = °* = гп ? - - о. 172 < а"„,. 0.510 м/сек*.
/си * / .ой
Fl. ф
Чтобы ускорить разгон крана, необходимо поставить двигатель увели-
ченной мощности. Примем двигатель МТ 22-6, имеющий N = 7,5 квт\
nde = 945 об1мин\ GDae - 0,57 кГм2 и кратность максимального момента 2,8-
При этом следует взять для привода с быстроходным валом редуктор РМ-350,
так как редуктор РМ-250 не удовлетворяет столь высокой мощности.
При этом двигателе Средний пусковой момент
_ ^nUCKт nijix.п^ск- тпsп — -р 1 __ J 55Д4
2 2 ’ *01"
Номинальный момент
А'ко.,, = 975 2g = 7,72 кГ.и.
Фактическое время пуска
tfl‘ Ф 1,95-7,72— 4,23
0,57-945
375
24 000 0,б--945 \
375-23,34--0.У I
3,9 сек.
Фактическое ускорение
70,2
— = —-----
*п.ф 6о‘3.у
=- 3,26 < = 0,510 м/сек2.
190
Примеры расчета грузоподъемных машин
Фактическая скорость
v# - к~ — л-0,6 ay<7~ 76,2 м/мин.
Z(i
Таким образом, двигатель МТ 22-6 обеспечивает нормальную работу
механизма с максимально возможными ускорениями, недопускающими воз-
никновения пробуксовки колес по рельсам. Этот двигатель и примем в окон-
чательном варианте.
Тормозной момент
Замедление в процессе торможения
Gmax = 0,645 м/сек2.
Время торможения
t? =
= 1,97 сек.
„ 76'2
атах 60'0-645
Момент сопротивления при торможении
МТС
WTnePDx. .Пр
2£о
128.0,6-0,9
2-23,34
= 1,48 к Гм,
где
(2/4 + fM =
их, JC
(2-0,06 1 0,015-13) = 128 кГ.
Тормозной момент определяется из уравнения
МТ + A4J
] 2 । (^м ~Т r )
’ 375/г ' 375/ I2
* 2* и
МТ = 1,2
0,57-945
3751,97
24 000-0,6—945-0,9
375-1,97-23,342
17,1 кГм.
Следует установить тормоз ТКТ-200, имеющий номинальный тормозной
момент 16 кГм и отрегулированный на момент 17 кГм. При этом перегрузка
магнита не превышает 6,5%, что вполне допустимо.
Расчет трансмиссионных валов
Для механизмов с тихоходным и быстроходным трансмиссионными валами
следует учитывать особенности их работы, оказывающие влияние на расчет.
В первом случае передача крутящего момента валом осуществляется при
относительно невысоких числах оборотов; во втором — при числе оборотов,
равном числу оборотов ротора двигателя.
Диаметральные размеры тихоходного вала определяются из условия
прочности его наиболее ослабленного сечения, с последующей проверкой
вала на угол закручивания (на жесткость). Диаметральные размеры быстро-
ходного вала определяются из расчета на вибростойкость для обеспечения
несовпадения собственных колебаний вала с критическим числом оборотов
(отсутствие резонанса).
Расчетный момент на валу двигателя с учетом действия сил инерции при
пуске равен пусковому моменту
М,!у£К = 1,95Л1Н1)Л1 = 1,95-7,72 = 15 кГм.
§ L Расчет мостового электрического крана
191
Расчетный пусковой момент для быстроходного вала, учитывая различ-
ную нагрузку на концевые балки,
м„. „ = Л4„„„ - 15 = 10,6 кГм,
где GHau6 ~ наибольшее давление ведущих ходовых колес крана со стороны
рассчитываемой опоры;
GoQ[ii — общее’ давление ведущих ходовых колес крана;
= <? + G„ + GT = 10 + 20 + 4 = 34 Т;
- Q + 4= -I- GT = 10 + 10 + 4 = 24 Т.
£
Расчетный пусковой момент для тихоходного вала
Мр,т = Мр.б10По 10,6-23,34-0,9 = 220 кГм.'
Быстроходный трансмиссионный вал
Предварительный расчет на прочность:
, , / Мр. б 4/ 1060 о с
d ~~ V 0,2 [т| “ V 0,2-330 “ 2,5 СМ>
где £т] = 0,6 [а ]— допускаемое напряжение на кручение;
tai — допускаемое напряжение на изгиб, принимаемое по табл. 31.
Для стали 45 при III режиме нагрузки [a I = 550 кГ/см2. Тогда [т] =
= 0,6-550 = 330 кГ/см2.
Проверка на критическое число оборотов. Критическое число оборотов
определяется по формуле
Пкр= 12Ю-£-;
где I — длина рассматриваемого участка вала в м (фиг. 132);
d — диаметр вала в см
пкр = 1210--^- = 525 об!мин.
Оказывается, что пкр < Пф^, что недопустимо. Следовательно, надо
менять размеры вала из-за недостаточной его жесткости, так как крити-
ческое число оборотов должно быть больше фактического числа оборотов
не менее чем на 20%. Кроме того, фактическое число оборотов вала должно
отличаться не менее чем на 20% от половины его критического числа обо-
ротов —
При фактическом числе оборотов пдв = 945 в минуту критическое число
оборотов должно быть не менее 1,2-945 = 1140 об/мин. При этом числе обо-
ротов и длине секции 2,4 м диаметр вала должен быть:
nKfJP I140-2.42
Таким образом, следует взять диаметр вала не менее 60 мм
Тогда
6 пко 1260
^=1210^= 1260; 1,33>1,2;
2
192
Примеры расчета грузоподъемных машин
Таким образом, оба условия соблюдены.
Наибольшее допустимое расстояние между опорами из условия стати-
ческого прогиба вала
3 Г ju
I = 200 V —
V
3/~ б4 1
= 2001/ — • ~—
Г 0,22 1U0U
f - 1
где —-----допустимым прогиб вала, принимаемым в пределах от до
q* — вес пог. см вала в кПсм\ при d = 6 см qs 0,22 кГ/см.
Проверка на угол закручивания. Полный угол закручивания
М„ й-1 1060-240
<₽ -- - «W245 .-0,14°;
1
1000 •
здесь G — модуль сдвига в кГ/см1’, для стали G = 8-105 кГ/с.и2;
JK = 0,1а'4 см4.
Угол закручивания на длине 1 м
ср, = 0,’?у" = 0,058 < [0,25] ерад/м.
Д4
Таким образом, для быстроходных валов определяющим является расчет
вала на критическое число оборотов (на вибростойкость). При расчете быстро-
ходного вала по сопротивлению усталости запас выносливости значительно
превышает рекомендуемые значения.
Тихоходный трансмиссионный вал
Для тихоходных валов основным расчетом является расчет на прочность.
При длинных валах наряду с кручением необходимо учесть изгиб вала от соб-
ственного веса.
Предварительный расчет на кручение по пусковому моменту Мр, т
-J/.'Wp. "'==т/ 22000
V 0,2 ]т| У 0,2-330
6,9 == 7 см.
Изгибающий момент от веса вала в середине пролета вала
... Г1 30,5-4- г
мияг - = 4г = —й— 61 кГлг>
илс о о
где
q — у/ = Л 7,85-10 = 30,5 кГ/м — погонный вес вала.
Расчетный номинальный крутящий момент тихоходного вала
Mv - Мны -'Г'6 1„п» = 7,72^23,34-0,9 =-- 122 кГм.
Расчет на сложное сопротивление
V Л42эг Д (a-/6100s + 12200s
0,1 tP — оТГ-7а
400 < [а] 550 кПсм\
где а — отношение допускаемого напряжения на изгиб, соответствующего
режиму изгибающих нагрузок, к допускаемому напряжению на изгиб,
соответствующему режиму крутящих нагрузок. В данном случае а = 1,
Кроме того, должна быть проведена проверка запаса прочности по запасу
выносливости при совместном действии изгибающих и крутящих моментов.
§ 1. Расчет мостового электрического крана
193
5. Металлоконструкция моста крана (фиг. 133, 134)
Мост крана состоит из двух пространственно жестких балок, соединенных
по концам пролета с концевыми балками, в которых установлены ходовые
колеса. Крановая тележка перемещается по рельсам, уложенным по верхним
поясам коробчатых балок. Принятая схема металлоконструкции моста при-
ведена на фиг. 135.
Основные данные: колея тележки 2 м; база колес тележки
Вт 1,4 м; база колес крана Вк — 4,4 лг.
Конструкция сварная, материал — сталь МСт. 3 по ГОСТу 380-57.
Выбор основных размеров
Высота балки назначается в
шению
зависимости от размера пролета по соотно-
Примем h0 = 1 м. Принятая высота опорного сечения балки
hon - (0,6 —0,7) hr> - 0,65/2,5 - 0,65-1 - 0,65 м.
Длина скоса берется в пределах: С -- (0,1 — 0,2) L\ примем С = 0,1-20 —
~ 2 м. Высоту вспомогательной фермы примем hcl! =•- 1 м.
Ширина площадок, как со стороны механизма передвижения, так и со сто-
роны троллеев, принята равной Впл — 1,6 м.
Вес элементов конструкции (по аналогии с весами выполненных конструк-
ций):
вес моста G,, 15 Г;
вес кабины с электрооборудованием С7Л. 2 7';
вес троллеев, расположенных на мосту, Gmp~ 17;
центр тяжести кабины расположен на расстоянии 1 м от опоры крана;
вес одной площадки с настилом G!I? —- 1,6 Т;
вес одной главной пролетной балки (без рельсов и других вспомогательных
элементов) Gfl =4 Т\
вес одной концевой балки GK_ б - 0,95 Т\
вес одного механизма передвижения (включая установку ходового колеса,
тормоз, редуктор, муфты, двигатель) Gwx --- 1 Т.
Определение расчетных нагрузок для
(пролетной) балки
главной
а) Постоянная распределенная нагрузка для главной балки со стороны
механизма передвижения
q U - o.31 Т/м.
б) Постоянная распределенная нагрузка для главной балки со стороны
троллеев
q' =; . и о,3б т/м-
Л™
здесь kn — поправочный коэффициент для определения постоянных нагру-
зок, принимаемый в зависимости от скорости передвижения крана. При ско-
рости более 60 м/мин kn --= 1,1.
13 Руденко и др. 1319
I
I
I
Примеры расчета грузоподъемных мамин
§ 1. Расчет мостового электрического крана
195
Вид А
Фиг. 134. Балка концевая.
13*
196 Примеры расчета грузоподъемных машин
в) Постоянные сосредоточенные нагрузки для балки со стороны меха-
низма передвижения:
от веса механизма передвижения
= kn GMCX = 1,1-1 = 1,1 Л
от веса кабины управления с электрооборудованием
Рк = knGx - 1,1-2 == 2,2 Т.
г) Подвижные нагрузки (нагрузка от ходового колеса тележки)
Л'. - ж, - 4 + Ь 4- - 4- : >-2 Т =4 т-
где kQ — поправочный коэффициент для определения расчетных подвижных
нагрузок, учитывающий влияние силы инерции, возникающей при опуска-
нии и подъеме груза, и принимаемый в зависимости от режима работы. Для
среднего режима работы kQ 1,2.
д) Распределенная горизонтальная инерционная нагрузка
qe 0,1 = 0,1 4 + 1’6 0,028 77л.
е) Сосредоточенная горизонтальная инерционная нагрузка от веса одного
механизма передвижения
Р,,,г - 0,1 -0,1-1 ~ 0,177
ж) Сосредоточенная горизонтальная инерционная нагрузка от веса
кабины управления
/Д.г =0,16к = 0,1-2-0,27. .
з) Поперечные подвижные горизонтальные инерционные нагрузки от ходо-
вых колес тележки
.V,. . Л^. о,1(Л'г :-лу -0,1 (4-+ 4) ’ О-1 (4- -i- 4г-) -0.35 т.
и) Продольные подвижные горизонтальные инерционные нагрузки от тор-
можения тележки (тормозными являются два колеса тележки из четырех)
к) Скручивающий момент от подвижной инерционной нагрузки
(фиг. 136, a). t
MW1 .=> (ЛТ + Л'-J =- (0,35 + 0,35) 0,227 Тм,
где hcn — высота сечения балки в опорном сечении.
л) Скручивающий момент от распределенной горизонтальной инерцион-
ной нагрузки (фиг. 136, б)
-0,0284Д4-------2т)= -°.049 Тм.
м) Скручивающие моменты от сосредоточенных инерционных нагрузок
мекр , (Рх„. е -) рх. г) (0,1 + 0,2) = 0,0975 Тм.
Расчетный скручивающий момент от всех горизонтальных нагрузок
Mwp. -i- , L Mcv з - 0,227 - 0,049 -4 0,0975 = 0,276 Тм.
§ 1. Расчет мостозого электрического крана
J97
На балку со стороны троллеев ,не будут действовать сосредоточенные
нагрузки от веса механизма передвижения и кабины управления, т. е. эта
а—схема конструкция; о —сучение но главной оилке в середин
Фиг. 135. Металлоконструкция моста крана:
пролета
балка нагружена меньше и, следовательно, расчетной должна быть балка
со стороны механизма передвижения. Расчетная схема этой балки приведена
на фиг. 137.
Определение расчетных нагрузок для концевой
балки
а) В вертикальной плоскости. Опорное давление главной балки со сто-
роны механизма передвижения (рассматривается при ближайшем возмож-
ном положении тележки с грузом к рассматриваемой концевой балке, рас-
положенной со стороны кабины, фиг. 138, а)
Д = — (1,1.19 + 2,2.18 + 1,1-1 ~ 4-20 -i 4-18,6 + 0,31-20-10) - 13,9 Т.
198
Примеры расчета грузоподъемных машин
а)
Фиг. 136. Схемы к определению скручивающих моментов:
а — ат подвижной инерционной нагрузки; б—от распределенной инерцн*
онной нагрузки.
L=20m
Фиг. 137. Расчетная схема главной пролетной балки:
I
।
1
I
।
t
а — вертикальные нагрузки; б — горизонтальные инерционные нагрузки; й^скручииакь
щне нагрузки.
§ /. Расчет мостового электрического крана
199
Опорное давление главной балки со стороны троллейной площадки
(фиг. 138, б)
ЛW <0’36 • 2° 10 h 4 20 -|- 4 • 18,6) - 11,35 Т.
Сиг. 138. К определению нагрузки на концевую балку, расположенную
со стороны механизмов.
6) В горизонтальной плоскости. Нагрузка от торможения тележки
Л'.п. г = 4- (N, 4 NQ) - = 4- (т + т) = °’5 Т-
Расчетная схема концевой балки приведена на фиг, 139.
Фиг, 139. Расчетная схема концевой балки:
а—нагрузки в вертикальной плоскости; б—нагрузки н горизои*
тальной плоскости.
Определение силовых факторов, действующих
на главную и концевую балки
Максимальный изгибающий момент Л4„дг, действующий в середине
пролета, и максимальную поперечную силу Р, действующую в опорном сече-
нии, определяем по линиям влияния (фиг. 140). Рассмотрим четыре сечения,
отстоящие друг от друга на расстоянии 2,5 м. Расчеты сведены в табл. 32.
200
Примеры расчета грузоподъемных машин
Рмех.
ЧР
/V
%
N
44
1м
Фиг. 140. Линии
влияния перере-
зывающих сил и
изгибающих мо-
ментов в сече-
ниях главной
балки.
се чс?*
сечс-
сече-
Линии влияния
перерезывающих
сил: а — в
иии О; б —в
нии /; я — в
кии 2\
Линии влияния
изгибающих мо-
ментов: г—в сече*
нни /; d—а сечении
2; е — в сечении
лс— н сечении <
§ 1. Расчет мостового электрического крана
201
Рассмотрение линий влияния
начнем с перерезывающих сил. Для
перерезывающих сил ограничимся
тремя сечениями: 0, 1 и 2.
Эпюра перерезывающих сил для
единичной силы Р=\ для сечения О
представляет собой треугольник с
ординатой, равной единице на опоре А
и нулю на опоре В. Для определе-
ния перерезывающей силы от под-
вижной нагрузки ставим тележку
одним колесом па опору А (макси-
мальное значение ординаты линии
влияния). Для сечений 1 и 2 ставим
колеса тележки так, чтобы получить
максимальную сумму ординат.
При определении перерезываю-
щей силы от равномерно распреде-
ленной нагрузки принимаем q • -
= 0,31 Т7л для главной балки со сто-
роны механизма передвижения.
При определении расчетных изги-
бающих моментов в горизон-
тальной плоскости рассмотрим
только среднее сечение 4 и исполь-
зуем линию влияния для изгибающих
моментов в этом сечении для верти-
кальных сил. При этом распределен-
ная горизонтальная инерционная
нагрузка у,. -- 0,028 ТУм.
На концевую балку, рас-
положенную со стороны кабины упра-
вления, действуют нагрузки в верти-
кальной fi горизонтальной плоскости
(фиг. 141). Опасным является сече-
ние под силой А.
Расчет главной балки
(см. фиг. 133)
Подбор сечения
-При подборе сечения главное
внимание должно быть обращено на
создание повышенной жесткости ме-
таллоконструкции, так как краны
с раздельным приводом хорошо рабо-
тают лишь при жестких конструк-
циях.
Высота сечения главной балки
принята h6 ---= 1 м.
Примем толщину вертикального
листа \ = 6 мм. Ширина горизон-
тального листа из условий обеспе-
чения горизонтальной жесткости при-
ю.шца 32 Г5 О. г Суммар- ная | величина фпктора 1 12.14 8,96 7,49 Е LC —- 1П сч г- о о ос? о сП ГО | ~ 96'I7
личила силового факте [ От по- ! стоянкой От но- сосредого- даижной ценной нагрузки нагрузки LЛ' ф 2 Ml i сч сч 1 - г- i C со trj СЧ сч сП сч см о । 1,55 19,7 2,09 26,6 2,75 35,4 3,3 37.2 0,3 3,26 : 1
СУ СП | От по- i стоя и ной распреде- ленной нагрузки Ч X F См 1П — О 1Л 7* СТ « 9,0 10,1 14,5 15.5 । 1 1 *гГ ! — ь
перерезывающих си, Н НА - —1 ~г — . — . и_ г - - ишяния л ‘ДГО 1 ‘0 У(Т(! Го Уй'О (‘G СЧ Ln Г - *-" СТ СП 1-Tj ; •—? с -Э о 1* ш С J иО г-- о с о о — 9'0 0'1 > 1
ибающих моментов и ты инНИН t *4 со Q: X) О X о ООО 04 t-П Г-- С С4 С О СМ СП *Г 1 0'S 1 1
nJ т X Ci а г) 0.95 0,875 0,75 ГТ т ГЯ 6 <7 3
четные значения изг ОСО л » ъ. о 1 LO L£j Ь- IQ CM ОС о ою о о о о lO F
Lit ВЛИЯНИЯ! — — ... । >1 i 10 6.494 4,995 1П 00 о тт о о 74 со тр tn а
V & X г Г С * Наименование силового Иомец фактора сече- и ння р а 1 1 Перерезывающие си- ^7 65 0 156 ЛЫ 2 5,62 । 0,625 1 1 Изгибающие момен- { i 13 ты в вертикальной - 42.5 0 плоскости 4 46.8 0 i 4 50 ; 0 Изгибающие момен- ты в горизонталь- 4 59 0 ной плоскости |
202
Примеры расчета грузоподъемных машин
нимается в пределах В = (v
на горизонтального листа должна быть не менее В ч- X) L = 400-
=-500 лги. Ввиду отсутствия специальных вспомогательных ферм примем
В ~ 550 мм.
Толщину горизонтальных листов примем 6, - 8 мм.
Расстояние между стенками в свету примем В! = 500 мм.
Таким образом, сечение примет вид, изображенный на фиг. 142.
Площадь сечения верх-
него и нижнего пояса
2-55-0,8 ==88 см2.
Площадь сечения верти-
кальных стенок
/\т=2-98,4-0,6= 118 слА
330 н-500 лш. В то же время шири-
Фиг. 141. Схема нагрузок на концевую балку:
fl —изгибающие моменты в вертикальной плоскости; б —изги-
бающие моменты в горизонтальной плоскости; в — перере-
зывающие силы от вертикальной нагрузки.
Общая площадь сечения F = 206 см2.
Моменты инерции относительно оси X—X:
поясов
Фиг. 142. Сечение главной балки
в середине пролета.
Г 55.0.83
12
9^.?_W] - 216 000 см*;
стенок
cm, X
0,6-98/1» п- ллл ,
— = 95 400 см*.
Момент инерции всего сечения ,/х •-= 311 400 см*.
Момент сопротивления сечения относительно оси X—X:
Wx-^ = - 6228 см».
л Ай I00
Моменты инерции относительно оси У—Y;
поясов
л. У
22 000 см*\
Ji
§ 1. Расчет. .«остового электрического крана
203
стенок
. JC„.Y = 2 Г-^Ц^3- + 98,4-0,6 (-^4^)’] = 75300 СлЛ
Момент инерции всего сечения
JY = 97 300 см1.
Момент сопротивления сечения относительно оси V—Y
\]7У 2' 9_7 390 3900 см3.
1 В о5
Опорное сечение (фиг. 143). Высота
Площадь опорного сечения:
поясов 2-55'0,8 = 88 слг;
стенок 2-63,4-0,6 = 76 см2.
Общая площадь сечения 164 см2.
Моменты инерции относительно оси
Х-Х:
поясов
55 • 0,83
12
= 90 300 сж4;
стенок
2 26- 63’.4а = 25 300 слА
<1
Момент инерции всего сечения фиг. 143. Опорное сечение главной балки.
х = 115 600 см4.
0*1» Л
Статический момент полусечения относительно оси Л—Л:
стенок
2 ^-0,6^ = 603 см3;
пояса
55-0,8 (-^-]-0,4) = 1420 см3.
Статический момент всего полусечения 5Л = 2023 см3.
Площадь сечения, ограниченная осями, проходящими через середину
стенок и поясов опорного сечения, F = (50 4 0,6) (63,4 + 0,8) =
= 3250 см2.
Проверка прочности главной балки
Расчетные формулы и результаты расчета сведены в табл. 33. При
вычислениях использованы значения силовых факторов, приведенных
в табл. 32. Обозначения в расчетных формулах таблицы следующие:
— суммарный расчетный изгибающий момент от действия
вертикальных расчетных нагрузок (постоянных и под-
вижных), определенный с учетом поправочных коэф-
фициентов kn;-
АР — суммарный статический изгибающий момент от дей-
ствия статических нагрузок, определенный без учета
поправочных коэффициентов;
204
Примеры расчета грузоподъемных машин
P~act( ~ суммарная расчетная поперечная сила (реакция)
от действия вертикальных расчетных нагрузок, опре-
деленная с учетом поправочных коэффициентов;
Л'!^, . — суммарный расчетный крутящий момент в опорном
сечении от действия вертикальных расчетных нагру-
зок (постоянных и подвижных), определенный с уче-
том поправочных коэффициентов;
АР — суммарный расчетный крутящий момент в опорном
кр. расч ’ ’
сечении от действия вертикальных (определенных
с учетом поправочных коэффициентов) и горизонталь-
ных нагрузок;
Л 11 №’д- ” момент инерции и момент сопротивления сечения балки
в середине пролета относительно горизонтальной
оси X-—X;
Jon_ Л. 1V,,„. Л- - то же, для опорного сечения:
- статический момент полусечения:
— момент сопротивления сечения балки относительно
вертикальной оси F—У;
6, - толщина стенки балки;
F — площадь прямоугольника, ограниченная осями, про-
ходящими через середины толщины стенок и поясных
листов на опоре;
о., и т.; — нормальные и касательные напряжения при действии
верти кальных нагрузок;
а - нормальные напряжения при действии горизонтальных
нагрузок;
т„.р касательные напряжения от кручения;
[ст]л и 1 т I ,--допускаемые нормальные и касательные напряжения
при действии основных нагрузок;
[о }Л и I т ф, — допускаемые нормальные и касательные напряжения
при действии основных н дополнительных нагрузок;
с — коэффициент, принимаемый в зависимости от числа
тормозных ходовых колес тележек. Когда половина
всех ходовых колес является тормозными а = 0,1;
когда четверть всех колес является тормозными
а -- 0,05. Изгибающий момент, приведенный в табл. 33,
определен с учетом коэффициента а.
Проверка жесткости
Допустимый прогиб балки в середине пролета от действия только ста-
тически приложенной подвижной нагрузки (с учетом веса тележки) не должен
превышать величины
. 1 Т 2000 о Q[-
- 700 700 - см-
По линии влияния, построенной для середины пролета (сечение 4},
определим величину наибольшего изгибающего момента в середине пролета
от тележки с грузом
Мс.па.п тН Л'у) (Ф‘2 X Фз) - (“Г Ty)' (4’3 ’ 32,6 ТМ-
Фактический прогиб
f _ _ 3 260 000-200СН
' ~ 10-iVx .. 10-2,1 • 10s-311 400
й Ж ® Ж - . 03 дз " 33 33 Рч *«11
Таблица 33 Расчетные напряжения в главной балке (в кПсм2}
Комбинация нагрузок Нормальные напряжения (а середине пролета) Касательные напряжения (на опоре) 8 /. Расчет яктпвого
От вертикальных нагрузок От горизонтальных нагрузок Суммарные । От вертикальных нагрузок От кручения Суммарные ...
i А i _ 5 600 000 6228 - 900 < [а]л = — 1600 «Г/слг2 — V =~ — 900<[сг|д — - 1600 кПсм* р- 1 рисч А Г<Г “ 26Лп. X - 12 140‘2023 '2-0,6-115 600 - 180 < [т]л— = 1000 кГ'см' расч Хкр~ 26/' — 0 rs Тд 1- Хкр Ь —180-|-0 — !80< < [г]л = 1000 кПсм1 1
Б °" “ ГЛ. " ’ ^СРШГП аг ~ Гу 496 000 || £ 1 —' т + о ;l S м || о и е Т" “ 26/Wi.X ’ ' рисч Х*Р ~ 26ЙЛ “ Ti; = А- -4 =1804-7,1 = 3 г: а я в д: fO
5 600 000 _ 3900 = 140 < [а|£ == = 1800 кПслР _ 27 600 _
6228 = 900 <№ = .-- |800 к! 7.м2 = 1040 < [о]д = = 1800 кГ/см1 Та = 180 2-0.6 *3250 = 7Д кПсм* -- 187,1 <{т]д = —. 1100 кГ/см' 1 1 1 1 г-О О
206
Примеры расчета грузоподъемных машин
Размещение диафрагм жесткости и проверка местной устойчивости
стенки
Отношение высоты вертикальной стенки в середине пролета к толщине
листа равно
4^ - - 164 > 160.
дй b
При таком соотношении стенки должны быть укреплены против потери
местной устойчивости вертикальными и горизонтальными ребрами жест-
кости. Схема размещения диафрагм жесткости представлена на фиг. 144.
Опорный отсек (отсек /, фиг. 144 и фиг. 145). Здесь имеются только
вертикальные диафрагмы. Перерезывающая сила в середине сечения отсека
примерно равна Рп = 12,14 Т (табл. 32).
Среднее касательное напряжение
Г о
^^ст-оп^в
J2't°K------= 135 кГ/см2.
Критическое касательное напряжение
|/,Г|Г,г' , 760\ / V 1Q4 _
с* ) \ b
= (1020 -ф (#У 104 - 890 кГ/см\
\ 1,UU" / \ Ои /
здесь с — отношение длины b отсека к его высоте;
с=44 = i,oo.
оо
Коэффициент запаса устойчивости >
k = = Т55 =’6,6> [*] = 1,3.
Отсек в середине прблета (отсек 3, фиг. 144 и фиг. 146), Здесь имеются
и вертикальные и горизонтальные диафрагмы. Изгибающий момент в сере-
дине сечения отсека 3 (в середине пролета) равен Л14 = 56 Тм (см. табл. 32).
Момент инерции балки Jx ^= 311 400 см4.
Момент инерции стенок Jcm,x 95 400 см4.
Момент, передаваемый стенками,
Ч». - 56 ^44 = 17-2 Тя-
J X Oil '1UU
Момент сопротивления стенок
= 1940 см3,
“с/п
Нормальные напряжения в крайнем волокне стенки
1720 000 ,
° - ТР\7,Г = ~194ii • := 88э 1СМ'-
Критическое нормальное напряжение для верхней пластины
/ср
_ ™_(юо А V
1 _ ЬУ V /
- —f 100 * У - 4600 > or . 2400 кГ/см\
1 ~“9§Г
Фиг. 144. Расположение диафрагм жесткости в
Л 2, 3 — расчетные отсеки балки.
Фиг. 145. Схема опорного
отсека главной балки.
главной балке:
Фиг. 146. Схема отсека в середине пролета главной балки.
§ /. Расчет мостового электрического крана
208 Примеры расчета грузоподъемных машин
Так как получившееся критическое напряжение оказалось больше пре-
дела текучести, то следует значение критического напряжения определить
по формуле
о' - А - В \/
к» ? окр ’
где А и В — коэффициенты. Для стали Ст. 3 А = 2890. В
стали 15ХСНД А - 4100, В 42,4;
ок/, — критическое значение нормального напряжения,
по ранее приведенной формуле;
£ — модуль упругости материала.
% 2890 - 26,5 ]/ 2333 кГ.'см*.
~ 26,5; для
полученное
Коэффициент запаса устойчивости
г 2333 леях ги 1 □
* - -S- «85 — 2’b4>r*I ‘=- 1Д
Отсек в четверти пролета (отсек 2, фиг. 144 и фиг, 147). В этом отсеке
действует изгибающий момент М2 38,79 Тм (табл. 32).
Момент, передаваемый стенками,
м„„ . Мг {sff. = 38.79 2^1 .11,8 Тя.
Нормальные напряжения в крайнем волокне стенки
Мст ] 180 000 п
° = ~1940- 610 КГ!СЛГ-
Перерезывающая сила в среднем сечении отсека (табл. 32) Р2 — 8,96 Т.
Среднее касательное напряжение
Р2 8900 „ „ „, ,
Т" 2АС„Л “ 2-98,4*0,6 “ /6 кГ'СМ~-
Критическое нормальное напряжение имеет то же значение, что и напря-
жение в середине пролета, т. е.
о' - 2333 кГ/см2.
«р
Критическое касательное напряжение
т,р .... (1020-1 760 Ф)(фф Ю* =
= (1020 -{- (ДрТ’ 10' = 4420 кГсм1',
§ 1. Расчет мостового электрического коана
209
с — отношение большей стороны отсека к меньшей. Здесь
вается верхняя часть отсека, отделенная диафрагмой;
рассматри-
тогда
2400
С 290 '
Так как 0,6от = 0,6-2400 = 1440 кПсм\ то это свидетельствует,
что полученные напряжения нереальны, и что следует произвести подсчет
критического касательного напряжения по формуле
т' = 0,6 (/I — В т/—) = 0,6 (2890 —26,5 ]/ ) - 1515 кПсм2,
Кр ’ \ F ткр / ’ \ г 4420 /
где
по
А и В — коэффициенты, значение которых указано на стр. 208;
т* — критическое касательное напряжение, определенное по ранее
приведенной формуле.
Коэффициент запаса устойчивости верхней пластинки определяется
формуле
k =
6Ю
2333
76
1515
Проверка прочности рельса
Под тележку установлен железнодорожный рельс типа Р15 по ГОСТу
6368-52. Ширина поверхности катания 37 мм. Момент сопротивления изгибу
относительно горизонтальной оси X—X = 46,6 см3. Материал рельса
сталь Ст. 5; [а J = 1700 кГ/см*.
Наибольшее расстояние между соседними диафрагмами /тах = 0,63 м.
Расчетное давление ходового колеса тележки A/j 4 Т.
Наибольшее нормальное напряжение, возникающее в рельсе при дей-
ствии колеса грузовой тележки, без учета разгрузки поясным листом
U ~ 61FX
900 <- [О1 = 1700 кГ/см
Условие прочности рельса соблюдено.
Расчет сварных швов
и
Приварка поясов обычно производится сплошным швом.
Принятая толщина катета 5 мм.
Скалывающее усилие, приходящееся на единицу длины шва,
PSn. х
1Пon. X
12 140-1420
1 115 600
150 «Г;
здесь
Р — перерезывающая сила, действующая в рассматриваемом сечении.
Так как перерезывающая сила имеет максимальное значение
в опорном сечении, то это сечение и является расчетным.
= 12,14 Т (см. табл. 32);
Sn- х — статический момент пояса относительно горизонтальной оси
X—X. Значение 5Л, v было подсчитано ранее и равно 1420 слР:
г — момент инерции всего сечения относительно оси X Х\
JW'X = 115 600 CAI3;
/i — длина шва, принимаемая равной единице длины.
14 Руденко и др. 1319
210
Примеры расчета грузоподъемных машин
Усилие R воспринимается двумя поясными швами, напряжение в кото-
рых
Т о пй; 9 n 75n г; I = 214 кПсм\
2-0,7£6 2-0.7-0.5-1
Определим значение допускаемых напряжений при сварке электродом
типа Э-42 с толстым покрытием. Допускаемые напряжения в сварном шве
при неизменной нагрузке:
1т 1 - 0,6 [о] - 0,6-1600 - 960 кГ/см2.
В нашем случае перерезы-
вающая сила изменяется от мак-
симального значения, при рас-
положении тележки с грузом
над рассчитываемой опорой, до
минимального значения, при
тележке без груза, расположен-
ной над противоположной опо-
рой. Поэтому допускаемые нап-
ряжения будут
1т]' = у [т],
где у— коэффициент снижения допускаемых напряжений;
Y “П 1 Pmin 4 Т 47“ = °’83;
з 3 /Jmax 3 3 ‘ 12,14
= 12,14 Т.
Минимальное значение перерезывающей силы определяется по линии
влияния Р в сечении О (фиг. 140) при расположении тележки у противо-
положной опоры:
^min = g-/7 4- Р мех (ф2 4- to + ЛЛт + (фв 4- ф.) -
0,31-10 + 1,1 (0,95 4- 0,05) + 2,2-0,1 + 4 (0,07 ф 0) = 4,7 Т.
Тогда [т' ] = 0,83-960 800 кПсм1. Следовательно, шов достаточно
прочен.
Сварные швы в стыках вертикальных листов главных балок располо-
жены на расстояниях: 1-й— 1,5 м от опоры; 2-й — 7,5 м от опоры.
Таким образом, второй стык получается в сечении 3. В этом сечении
действует изгибающий момент Л1:, = 52,65 Тм.
Изгибающий момент, приходящийся на вертикальные стенки,
мти - = 52,65 фЦф = 16,2 Тм.
Нормальные напряжения в крайнем волокне стенки (фиг. 148)
__ Мешении
162 000-6
2-0,6-98,4^
84 <7 рост
[<Дв. раач -- 0,8[о] - 0,8-1600 - 1280 кГ/см\
Так как нормальные напряжения невелики, то усиления шва накладками
не требуется.
Сварные швы узла сопряжения главной и концевой балки рассчиты-
ваются на восприятие перерезывающей силы Рс 1,2Р = 1,2-12,14 —
• •= 14,6 Т.
§ 1. Расчет мостового электрического крана
211
Эта сила передается двумя швами (фиг. 149), имеющими катет k = 5 лыс.
Напряжение среза в швах
“ 2• Q,7klca 3-0,7-0.5-65,6 — 31 / [т ] —800 кГ>СМ~.
Расчет концевой балки (сечение концевой балки см. фиг. 150).
Момент инерции сечения относительно оси X—X
jx 2 ( °-^3 + -34-3’- ф 0,8 - 34 - 32,4-} = 83 200 смА.
\ 1 £ 1 /
Момент сопротивления относительно оси Х—Х
h
2 83 200
IP
= 2540 см'\
Фиг. 149. Узел сопряжения главном и концевом
балок.
Фиг. 150. Сечение концевой балки.
Момент инерции сечён ня относительно оси Y—У
т о ( О,8-З43 . 0,63-64 л. no оЛ он оно 4
JY = 2 I —--------------1- —----------Ь 64-0,8- 1о,3- = 29 200 см4.
\ 1 £л 1 -М /
Момент сопротивления относительно оси Y—У
1Г/ 2Jy 2-29 200
IP У -ц- 34—
= 1720 слг.
Статический момент полусечения относительно оси Х—Х
Sx = 2-32-0,6-16 -h 34-0,8-32,4 = 1495 см3.
Проведем проверку прочности концевой балки в сечении стыка с глав-
ной балкой (сечение Б— Б на фиг. 133), где действуют:
изгибающий момент в вертикальной плоскости Ма = 15,85 Тм;
изгибающий момент в горизонтальной плоскости Md = 0,6 Тм;
перерезывающая сила Р = 13,2 Т.
Нормальное напряжение в сечении от изгибающего момента в верти-
кальной плоскости
Л-1в _ I 585 000
й/ф 2540
= 625 кГ/саг.
14*
212
Примеры расчета грузоподъемных машин
Нормальные напряжения в сечении от изгибающего момента в горизон-
тальной плос кости
Мг 60 000 ок Г. 2
~~ Wy “ 1720 ~ 35 К-Г/см .
Суммарные нормальные напряжения в сечении Б —Б
о„,„ 4- = 625 т 35 660 кГ/см~.
С </*Н О w
Касательные напряжения
хЬ ст
13 200-И95 ,OQ _r/ 2
2-83 200-0.6
При одновременном действии нормальных напряжений изгиба сте(/Л(
и касательных напряжений т проверка приведенных напряжений произво-
дится по формуле
о' = ] х Зт2 < [ст]; ст' = /6602 + 3-1982 = 745 < [ст] = 1600 кПсм\
6. Расчет металлоконструкции моста с решетчатыми фермами
Как вариант расчета металлоконструкции приведем расчет моста с решет-
чатыми фермами по тем же данным, что и для моста с коробчатыми балками.
Схема конструкции дана на фиг. 151.
Фиг. 151. Схема металлоконструкции моста с решетчатыми
фермами.
Выбор основных размеров и
веса элементов
металлоконстру к ц и и
Высота главной фермы в середине пролета назначается из условий
создания необходимой жесткости в пределах
А* = (к- 4) L = (тГ ~ тк) 20 = |’67 -- Ь25 м-
Примем Иф = 1,5 м. Высоту главной фермы у опоры примем =
= 0,75 лл Длину скоса примем в пределах: С = (0,1н-0,2) L = 2 ч-4 м.
§ 1, Расчет постового электрического крана
Примем С = 2,5 я. Ширину горизонтальной вспомогательной фермы примем
he ~ 1,35 м. Вес элементов металлоконструкции определим по приближен-
ным формулам П. Б. Гольмана. Вес главной фермы 0г.,_ == 10Q (L — 5) 4-
-г 700 = 10-10 (20 — 5) 4 700 = 2200 кГ\ вес вертикальной вспомогатель-
ной фермы
_ G,,у, _ 220(1
в, ф 2 2
1100 кГ,
вес горизонтальной вспомогательной фермы
_ 6г,. ф _ 2200
г- Ф з з
== 750 к Г.
Принятые веса других элементов конструкции:
вес одной площадки с настилом Gni = 1600 кГ;
вес троллеев G„p = 1000 кГ;
вес кабины с электрооборудованием GK 2000 кГ (центр тяжести кабины
располагается на расстоянии 2,5 м от опоры крана);
вес одной концевой балки GKfi 950 кГ;
вес одного механизма передвижения G..FC = 1000 к Г (центр тяжести
механизма располагается на расстоянии 1 м от опоры);
вес тележки GT — 4 Т.
Определение расчетных нагрузок
для главной фермы
Расчет ведем по наиболее нагруженной ферме со стороны механизмов
передвижения.
а) Постоянная распределенная нагрузка
бг,. Ф 4 - 2 2,2 4 v v 0.75
q = kn--------j-------— = 1,1------4-----= 0,205 77.н.
б) Постоянная сосредоточенная нагрузка со стороны механизма пере-
движения:
от веса механизма передвижения
т-,
от веса кабины
в) Подвижные нагрузки (нагрузка от ходового колеса11
г) Распределенная горизонтальная инерционная нагрузка
0,1^ - 0,1-0,205 = 0,0205 Т/м.
д) Сосредоточенная горизонтальная инерционная нагрузка:
от веса одного механизма передвижения
= 0,lP1(fA. = 0,1-0,55 = 0,055 Г;
от веса кабины управления
рке = 0,1Р, = 0,1-1,1 = 0,11 т.
214
Примеры расчета грузоподъемных машин
е) Поперечные подвижные горизонтальные инерционные нагрузки
от ходовых колес тележки
= Л\, - 0,1 -1- 4-) 0,1 (4 + -£) = о,35 Т.
У'’ 4 / \ 4 4 /
Расчетная схема главной фермы представлена на фиг. 152. Для удоб-
ства размещения схема разделена на две части: правая часть (в, г) является
продолжением левой (а, б).
а)
Фиг. 152. Расчетная схема главной фермы и построение линий влияния.'
я — в элементах верхнего пояса; б — в элементах нижнего пояса; в — в раскосах; г — в стойках*
Определение расчетных нагрузок
для вертикальной вспомогательной
(расчетная схема на фиг. 153)
фермы
Расчет нагрузок производится для более нагруженной фермы, распо-
ложенной со стороны механизма передвижения.
а) Постоянная распределенная нагрузка
5
1 1 1 * 1 д- 0, ^ 5 0,8 л 1 j г f-р}
^1,1--------------------= 0,145 Т/м.
§ 1. Расчет мостоеаго электрического крана
215
б) Постоянная сосредоточенная нагрузка:
от веса механизма передвижения
Л.« = k„-~- = 1,1 -у1- = 0,55 Г;
от веса кабины управления
*4=’-1 Т-
в) Горизонтальная распределенная нагрузка от собственного веса
конструкции
Яг.е.ф. = = 0,1-0.145 = 0,0145 Т/м.
Фиг. 153. Расчетная схема вертикальной вспомогательной фермы.
г) Сосредоточенная горизонтальная инерционная нагрузка:
от веса одного механизма передвижения
Рмех.г = 0,lP,(W - 0,1 -0,55 = 0,055Г;
от веса кабины
Рк.г. = ОАРК - 0,1-1,1 = 0,ИЛ
Ввиду того, что методика расчета концевой балки остается такой же.
что и в мосте балочного типа, здесь расчет концевой балки не приводится.
Статический расчет главной фермы
Определение усилий в элементах фермы от основных нагрузок (комби-
нация нагрузок Л) производится по линиям влияния. Ввиду симметрии
главной фермы относительно вертикальной оси, линии влияния строятся
для стержней той половины фермы, где расположена кабина управления.
Подсчет усилий сведен в табл. 34.
Так как в крайнем верхнем узле фермы сходятся два стержня и к узлу
нагрузка не приложена, то усилие Ог в верхнем поясе равно нулю.
Для построения линии влияния для верхних поясов под правой опорой
откладываем ординату, равную где х — расстояние от точки Риттера
для рассматриваемого стержня до опоры, a h. — высота главной фермы.
Максимальное значение ординаты будет иметь место под точкой Риттера.
Так же строятся линии влияния и для нижних поясов. Только при нахожде-
нии линии влияния Ulf надо взять за h не высоту фермы, а плечо усилия
до точки Риттера.
Таблица 34
го
1—4
Усилия в элементах главной фермы от вертикальных нагрузок
1 Площ.1, тн .ал!гни злияннч ; Ординаты линии илиапи я Усилия н Т
Группа элементоя 1 Обозначенаи 4 F —F X/7 il'. ’Г г. Or по- стоянной распреде- ленной нагрузки 1 От по- стоя иной нагрузки От по- движной нагрузки 2.У(.ф£. Суммарное
Верхний пояс ;• О, 0 14,6 *-14.6 -0,083 -1,34 — 1,46 - - 1.46 —0,585 -3.0 -1.98 -11,2 — 16,18
0, и 0. 0 26,6 -26.6 -0,183 —2,4 -2.66 -1,21 -0,485 —5,45 — 1,7 —20,5 —27,65
0,} и 07 0 1 -42 —32 -0,278 —2,8 -3,2 -0,94 —0,376 —6,55 -1,39 —24 —31,94
Нижний пояс <Л 9,5 0 9.5 0,05 0,88 0t95 0,875 0,95 1,95 1,51 7,4 10,86
21,4 0 21,4 0,134 1,95 2,14 1,34 0,535 4,4 1.85 16,3 22,55
30, ! 0 30,4 0,233 2,7 3,04 1.09 0,435 6,23 1,57 23 30,8
33,3 0 33,3 0,333 2,87 3.31 0,83 0,333 6.83 1,28 24,8 32,91
Раскосы 5, ,> 11,3 — 11,3 — - 1,13 — 1,05 1.1 —1,13 —2,32 — 1,81 -8,73 — 12,86
S, •8,1 0,34 7,76 l>,05 0,805 0,875 0,875 —0,45 1.6 0,74 6,72 9,06
^3 0,264 9.6 -8,336 - 0,97 -1,03 — 1,13 ОД 76 0,07 — 1,71 0,19 — 8Т65 — 10,17
5, 7,9 0.63 7.27 0,07 0,92 1,02 —0( 176 0,07 1,5 - 0,19 7,8 9,11
\ 1.17 0,45 —5,28 -0,07 —0,82 — 0,92 0,176 0.07 — 1,09 0,19 -6,96 —7,86
S, 5.05 1,85 3.2 0.07 0,71 0,80 -0,176 —0,07 0,66 —0,19 6,05 6,52
s7 2,7 3.9 — 1,2 -0,07 —0.605 - 0,705 0,176 0,07 —0,25 0,19 —5,24 —5,3
Стойки 0 0,50 -0,5 0 ь -1 0 0 0 -0.1 0 —4 —4,1
£» 0 1.5 - 1,5 0 —1 0 —1 0 —0,31 — 1.1 —4 —8.2
Т3 и Z?4 0 1.5 -1,5 0 -1 0 0 0 —0,31 0 — 1 —4.31
Примеры расчета грузоподъемных машин
§ /. Расчет мостового электрического кран
217
Усилие от постоянной нагрузки
?мех (Ф1 + ФЛ Д ФГ
Усилие от подвижной нагрузки
(Фг + Фз)-
Линии влияния для раскосов и стоек приведены на фиг. 152. Усилия
в раскосах обозначены буквами S,, усилия в стойках,— буквами Е^
При построении линии влияния раскосов St и S.2, у которых точка
Риттера находится вне пролета, откладывают под опорой В ординату
а под опорой А ординату ——д где а — расстояние от опоры до точки
Риттера; А — плечо усилия относительно точки Риттера и L — расстояние
между опорами. Линии влияния в раскосах при параллельных поясах фермы
строятся умножением линии влияния поперечных сил для балки на коэф-
фициент где р — угол наклона раскоса к вертикали. Следовательно,
под опорами откладываются ординаты, равные^-^ . В нашем случае угол
₽ = 45а и cos р - 0,707.
Статический расчет вертикальной
вспомогательной фермы (расчетная схема на фиг. 153)
Так как геометрическая схема главной и вспомогательной ферм одина-
кова, то и линии влияния будут иметь тот же характер (см. фиг. 152). Верхний
пояс вертикальной вспомогательной фермы, кроме усилий от вертикальных
нагрузок, воспринимает еще усилия от горизонтальных нагрузок. Величины
усилий приведены в табл. 35.
Статический расчет верхней горизонтальной
вспомогательной фермы
Расчетная схема представлена на фиг. 154. Для удобства размещения
схема разделена на две части: правая часть (в, г) является продолжением
левой (а, б).
Расчет ведется также по линиям влияния (фиг. 154). Подсчет усилий
сведен в табл. 36 и 37. Ввиду симметрии фермы линии влияния строятся
только для одной половины фермы — со стороны кабины управления.
Усилие в поясе Ох равно нулю. Ординаты линии влияния в местах
действия горизонтальных сил инерции механизмов обозначены фд и ф-;
в местах действия подвижной нагрузки обозначены ф3 и ф3 (причем ордината
Фз — максимальная) и в месте действия силы инерции от кабины—ф4.
При построении линии влияния в раскосах горизонтальных ферм угол
Р — 48° и cos р = 0,669, а в крайних секциях — Pi = 36э и cos р2 = 0,804.
При расчете горизонтальной вспомогательной фермы, на которую
действуют нагрузки от главной фермы и от вспомогательной фермы, рассмат-
ривается перемещение единичной силы Р --= 1 по верхнему (тогда учитываются
силы, действующие сверху, фиг. 154) и нижнему поясам (тогда учитываются
силы, действующие по нижнему поясу).
218 Примеры расчета грузоподъемных машин
саг#? ' J сдгД;
t)
i Фиг. 154. Расчетная схема верхней горизонтальной вспомогательной фермы и построение
линий влияния:
а — в элементах верхнего пояса; б — в элементах нижнего пояса; е — в раскосах; г — в стойках,
Фиг. 155. Сечения элементов
моста:
а — верхнего пояса; б — ниж-
него пояса; а — раскосов; г —
элементов вспомогательной фер-
мы.
§ /. Расчет мостового электрического крана
219
Таблица 35
Усилия в элементах вертикальной вспомогательной фермы
___________________... . ______ _ _______.___
Группа э.таментов Обозначения элементов Площадь линии влияния Ординаты линии вл ияния Усилие в Т
4-^ Е F 4’1 4* 4а от распределен- ной нагрузки от сосредоточен- ной нагрузки 2 Р, 4» от горизонталь- ных сил (см. табл. 37) суммарное
б»! 0 0 0 0 0 0 0 0 —0,906 —0.906
О» 0 14,6 — 14,6 —0,083 — 1,46 -0.585 —2,12 — 1,97 —0,906 -2,876
Верхний пояс оя 0 14.6 — 14,6 —0,083 — 1,46 -0,585 —2,12 -1,97 —2,792 -4,762
о, 0 26,6 —26,6 —0,183 -1,21 -0,485 -3,86 — 1.7 —2,792 -4,492
0 26,6 —26,6 —0,183 -1,21 —0,485 —3,86 -1.7 —3,737 -5,437
Оа 0 32 —32 —0,278 —0,94 - 0,376 —4,64 — 1.4 —3,737 -5,137
О. 0 32 —32 —0,278 —0,94 —0,376 —4.61 -1,4 —3.96 -5,36
Нижний 9,5 0 9,5 0,05 0,875 0,95 1,38 1,515 2,895
Ui 21,4 0 21,4 0,134 1,34 0,п35 3,1 1,83 4,93
ПОЯС U3 30,4 0 30,4 0,233 1,09 0,435 О 1.57 -— 5,97
33,3 0 33,3 0,333 0,83 0,333 4,84 1,27 — 6.11
S1 0 11,3 -11,3 —0,06 — 1,04 — 1,13 — 1,64 -1,78 — -3,42
* 8, 8,1 0,34 7,76 0,05 0,875 -0,45 1,12 0.96 2,08
8, 0,264 9,6 —8,336 —0,07 0,176 0,07 -1,12 0,193 —— 1,017
Раскосы 34 7,9 0,63 7,27 0,07 —0,176 -0,07 1,05 —0.193 " 0,857
35 U7 6,45 —5,28 —0,07 0.176 0,07 —0,77 0,193 — -0,577
Зя 5,05 1,85 3,2 0,07 —0,176 -0,07 0.465 —0,193 -— 0,272
ST 2.7 3,9 — 1,2 —0,07 0,176 0,07 —0,174 0,193 — 0,019
/? ] 0 0,5 —0,5 0 0 0 —0,072 0 —- -0,072
Стойки Р-2 £а 0 } 0 1.5 —1,5 0 — 1 0 —0,218 — 1.1 -—- — 1,318
£> 1,5 — 1,5 0 0 0 —0,218 0 —— —0,218
Конструктивный расчет главной фермы
Подбор сечения верхнего пояса
Сечение пояса подбираем по усилию в наиболее нагруженном стержне 0а
и 07, равному — 31,94 Т. При расчете учитываем две комбинации нагрузок.
При комбинации А учитывается осевое усилие от вертикальных нагру-
зок О7 = —31,94 Т и изгибающий момент, действующий в панели в верти-
кальной плоскости. Этот момент равен
AV = = 1 Тм ,
где /0 — длина панели О0, равная 1,5 м.
При комбинации Б учитываются, кроме вышеуказанных нагрузок, еще
дополнительно:
а) осевое усилие от горизонтальных инерционных нагрузок (табл. 36,
37) О7* = —3,285 Т;
б/панельный изгибающий момент в горизонтальной плоскости
0,35-1,5 n nQsj т1
Миуг —7— =-----л— 0,088 Тм.
б ь
Примем для верхнего пояса тавровое сечение (фиг. 155, а). Площадь гори-
зонтального листа 15-1 — 15 см2. Площадь вертикального листа 18-1 = 18 см2.
Общая площадь сечения (без учета влияния рельса) F = 33 см2.
Таблица 36
Усилия в элементах горизонтальной вспомогательной фермы при перемещении единичной силы по верхнему поясу
Г рулпа элементов Наимено- вания элементов Площадь линии илиин ня Ординаты липни влияния Усилия в Т
—а X /* 4') 4;г 4* 'К от распре- деленной на; рузки |’Т сосре- доточен - нон наг- рузки от под- вижной наг резки 2 сум- марное
Верхний пояс Ог и 0, 0 16.2 —16.2 — 0.693 — 1.49 — 1,62 -1,62 —0.65 —0.33 —0.22 — 1.085 — 1,635
0t н 0 29,4 —29.4 —0.203 —2.65 —2,94 -1,34 — 0,535 -0.6 -0.19 — 1,95 —2,74
Ofl и ()7 0 36,3 —36,3 —0.315 -3,16 -3,63 -1,07 —0.427 —(\7-15 —0.16 —2,38 —3,285
Нижний пояс и. 7,0 0 7.0 0,037 0,65 0,7 0,647 0,70 0,114 0,11 0,47 0,724
23,6 0 23.6 0,147 2,12 2,36 1,48 0,59 0,485 0,203 1,57 2,258
33,8 0 33,8 0,26 3,02 3,38 1,20 0,483 0,674 0,17 2,24 3,084
1 37,0 0 37 0,37 3,18 3,7 0,925 0,37 0,76 0,143 2,41 3.29
Раскосы 0 11.9 -U.9 —0.062 — 1,1 — 1,19 — 1.09 — 1,19 —0,244 — 0.19 —0.80 — 1,234
11,6 0.04 1 1,56 0,071 1.15 1,25 1,25 —0,071 0.238 0.137 0,84 1,215
s? о.з 9.7 —9,4 — 0.071 — 1,04 — 1,14 0,18 0,071 -0,193 0,197 —0,76 -0,756
8,05 0,65 7.4 0,071 0,935 1,04 —0,18 —0,071 0,152 —0,197 0,69 0,645
Si» 1,17 6.52 -5.35 —0,071 — 0,83 —0,93 0,18 0,071 -0,11 0,197 —0,615 —0,528
Sfi 5,14 1.87 3,27 0,071 0.72 0,82 —0,18 —0,071 0,067 —0,197 0,54 0,41
5Т 2,74 3,94 — 1,2 —0,07] —0,615 —0,715 0,18 0,071 —0,025 0,197 —0t 465 —0,293
Стойки 0 0,5 — 0.5 0 0 -1 0 0 —0.01 0 —0,35 —0,36
0 1,5 — 1.5 0 0 — 1 1 0 — 0,03 —0,11 —0.35 —0,49
£3 и Е к 0 1,5 — 1,5 и 0 — 1 —0 0 —0,03 0 —0,35 —0.38
220 Примеры расчета грузоподъемных машин
§ 1. Расчет мостового электрического крана
221
Таблица 37
Усилия в элементах горизонтальной вспомогательной фермы при перемещении
единичной силы по нижнему поясу
05 О Площадь влия ЛИНИИ {НЯ Ордината линии влияния Усилие ii T
н -
. Че О tq = [СЧ От 1 и
О £ Ч-в •-М * Ч .* 2- Г Г- -
н 1 я 5 >ь
|Т| Гн Ч, • ч. Л ь Г
3 у ZE Е- . J - W*
*** -J-? V F 4'. -Ч
сп Cj _ г-г --
еч я 1— **• с ~ и £ тти Пи
5 с О и >> п О. и и ж не- обоим
а ОТ 1 на г; 1т*« му поя- су поясам
Верхний О» и О» 0 16,2 — 16,2 0,093 — 1,62 -0,65 —0.235 —0,22 - 0,455 — 1,54'
04 и О, 0 29,4 —29.4 —0,203 -1,34 -0.535 -0,427 —0,19 —0,617 —3,357
ПОЯС Ов и О7 0 36.3 —36.3 —0,315 — 1,07 —0,427 6,527 -0,16 -0,687 —3,972
171 6t5 0 6,5 0,037 0,65 0,26 0,094 0,088 1 0,182 0,906
Нижний и. 22,7 0 22,7 0,147 1,48 0.5'4 0,33 0,204 U. 534 2,792
пояс 33,1 0 33,1 0 26 1,2 0,483 0,48 0,173 0,053 3,737
36,3 0 36,3 0,37 0,925 0,37 0.527 0,143 0.67 3,96
85 0 10,9 -10.9 —0,062 — 1,09 -0,435 —0,158 -0.394 —0,552 — 1 786
S2 12,5 0 12,5 1 0,071 1,25 0,5 0,182 0,44 0,622 -1.837
S3 0,315 8,55 -8,235 ; —0,071 0,18 0,071 —0,119 0,02 —0,09? -1,249
Раскосы S.I 8,6 0,315 8,285 I 0,071 —0,18 —0,071 0,12 —0.J2 0,1 1,14
^5 1,28 5,54 —4,26 ’ —0,071 0.18 0,071 -0,062 0,02 0,042 0,964
5,54 1,28 4.26 I 0.07 i -0,18 - 0,071 0.062 -0,02 0.042 0,842
ST 3,05 3,05 -0,071 ’ 0.18 0.071 0 0.02 0,02 —0,667
Стойки 0 0.5 —0,5 0 0 0 1 —0,007 0 —0,07 -0,367
Ki 0 1,5 - 1,5 0 — 1 0 —0,021 —0,11 -0,1318 —0,622
F3 и £’j 0 1,5 — 1,5 0 0 0 —9,021 0 -0,0218; -0.40
Статический момент относительно оси Хх—Хх: горизонтального листа
15*1-0,5 = 7,5 см3; вертикального листа 18-1-11 = 198 см3; всего сечения
5^ = 205,5 см3.
Расстояние от оси Хх—Л\ до центра тяжести сечения с — — 6,2 см.
Момент инерции относительно оси X—X:
горизонтального листа
4- 15-1-5,7- - 487 см4;
вертикального листа
1.18я
4- 18-1-3,82 - 745 см4;
всего сечения Jx = 1232 cat4.
Моменты сопротивления относительно оси X—X:
для верхней кромки сечения
U7
С
123^
= 200 см3;
6,2
для нижней кромки сечения
с'
1232 or . *
™ -пгт "= УЬ
1^,0
222
Примеры расчета грузоподъемных машин
Радиус инерции относительно оси Х—Х
1232 г 1t-
-^5- = 6,15 СМ.
Гибкость стержня относительно оси X—X
^7- ’(ГрЬ24Л
Коэффициент уменьшения допускаемых напряжений срх 0,96 (см.
табл. 26).
Моменты инерции относительно оси Y—Y:
1-153 оо. л
горизонтального листа —ру— — 281 сиг;
18-13 1 с 4
вертикального листа —-- 1,5 см ,
1 -d*»
всего сечения Jy = 282 см\
Момент сопротивления относительно оси Y—Y
2Jу 2‘282 г- о
~ж- = 37,5 см3.
IV
Гу -
Радиус инерции относительно оси Y—Y
1 /~ 1 /282 n п
трг = 2,9 см.
До
Гибкость стержня относительно оси Y—Y
150 __ ГЛ
2,9 ~
о
О -г
33
Коэффициент уменьшения допускаемых напряжений ср = 0,89
Проверка на прочность. Комбинация нагрузок А,
Максимальное напряжение сжатия в середине панели
+ 2P0°Q£ _ 965 4- 500 - 1465 < [и]4 =
и х Jij zUU '
= 1600 кПсм*.
Напряжение на нижней кромке сечения в середине панели
' 312Д ,р --.Р-Р000- — 965 4- 1040 = -/75 кПсм*.
оо Vo
о
*
Комбинация нагрузок Б.
Максимальное напряжение в середине панели
° = 7+n^+^+w=965 + 500+
1800 = (oJs.
Проверка на устойчивость. Комбинация нагрузок А.
Относительно оси X—X
о? I мизг. _ 31 940
Фу-/’’ 1 ’ IV'x ~ 0,96-33
Л
100 000
200
= 1010 + 500 -
— 1510 </[о]л = 1600 кПсм2.
Относительно оси Y—Y
= = 1080 < [о]„ = 1600 КГ/СМ\
Ту-* U,OS’ иО
§ Р Расчет мостового электрического крана
223
Комбинация нагрузок Б.
Относительно оси X—X
О7 , Мг13г °7г 31 910 100 000 t 3285
°х Ъ7’ ' х с₽хЛ °-9С)’33 + 200 ’ 0,90-33
- 1620 < [о |й ----- 1800 к Г/см2;
Относительно оси Y—Y
О, , °7г , М'изг _ 31 940 , 3285 , 8800
1 Фу? ‘ ““ 0,89-33 “Г’ 0,89-33 г 37,5
= 1430 < [о]£ = 1800 кГ/смХ
Подбор сечения нижнего пояса
Сечение нижнего пояса выбираем по наиболее нагруженной панели
i/4 — 32,91 Т. Примем сечение из двух угольников 75 к 75 X 8 мм
(фиг. 155, б).
Площадь сечения F = 2FX = 2-11,5 = 23 см2.
Минимальный радиус инерции относительно оси X—X гх = 2,28 см
(см. ГОСТ 8509-57).
Расчетная длина стержня / = 3 м.
Гибкость X = -1- — ~ — 132 < 150.
г 2,2й
Нормальное напряжение о = = 32 910 — 1430 = 1600 кГ/слг.
Подбор сечений сжатых раскосов
В наиболее тяжелых условиях находится раскос S3, усилие в котором
равно — 10,177". Геометрическая длина раскоса в плоскости фермы
(см. фиг. 152)
/ — ^'5 „010 и
1геом 0,707 ж-
Расчетная длина раскоса в плоскости фермы
U, = °>8 ил=--0>8-2,12 = 1,7 м.
Для подбора сечений задаемся гибкостью = 100, при которой
Ф = 0,6.
Требуемая площадь сечения из расчета устойчивости
S3 10170
тр ~ Ф ~ 0,6-юоо
-10,6 см2.
Требуемый радиус инерции
_ /9 170 .
Гтр ~ Ъпр ~ 100 “ 11
Этим условиям удовлетворяет сечение из двух угольников 60 х 60 X 6 мм
(фиг. 155, г), у которого площадь сечения = 6,91 см2 и радиус инерции
гх 1,84 см.
Общая площадь сечения F = 2FX ~ 13,82 см2.
Действительная гибкость стержня относительно оси X—X
Z3 = J70
'х *-84
Л
92,5.
224
Примеры расчета грузоподъемных мамин
Коэффициент уменьшения допускаемых напряжений == 0,7.
Проверка прочности
10 1/0 Г Г* t *>
" - Г - Ж " кГ/см~-
Проверка устойчивости относительно оси Х—Х
' X. 10 170 i/trn f i
ах 0,7-13,82” ' а fGU‘
Расчетная длина стержня из плоскости фермы равна геометрической
длине /У.Л№( - 1„ом = 2,12 м.
Момент инерции сечения относительно оси Y— Y
JY = 2 (Jy, % Л?2) = 2 (23,3 + 6,91-2,2а) - 113 см4.
Радиус инерции относительно оси Y—Y
гу = ]/ -р- = У p|-g7i — 2,86 см.
Гибкость стержня относительно оси Y—Y
/ 919
*1 _ 7Л.
Л>' - ~лГ £86
при этом (fy = 0,78.
Проверим устойчивость стержня относительно оси Y—Y’.
S3 _ 10 170
Ф3Л ~ 0,78-13,82
- 940<[а]л.
Все остальные раскосы с целью уменьшения сортамента стали конструи-
руем из того же угольника. Так как усилия в них меньше, то и напряжения
будут соответственно меньше.
Подбор сечений стоек
Расчет ведем по наибольшему сжимающему усилию Е2 = —8,2Т.
Примем то же сечение, что и у сжатого раскоса, т. е. стойку также кон-
струируем из двух угольников 60 X 60 х 6 мм. Ввиду того, что длина стойки
и усилие в ней меньше, чем в раскосах, производить расчет не требуется.
Расчет вертикальной вспомогательной фермы
Все стержни вертикальной вспомогательной фермы работают только
на осевые усилия, значения которых приведены в табл. 35. Конструируем
все сечения из одного угольника (фиг. 155, а). При этом допускаемые напря-
жения вследствие несимметричности сечения понижаются на 25%, тогда
[о' 1л - 0,75-1600 = 1200 кГ/см2.
Верхний пояс. Максимальное усилие О-, = 5,437 Т.
Применим угольник 75 ;< 75 X 8 мм, который был использован для
нижнего пояса главной фермы: Гг = 11,5 см2.
Минимальный момент инерции Jy0 = 25,3 см4.
Минимальный радиус инерции rmin = 1,48 см.
Расчетная длина I = 1,5 м.
Гибкость X = —— = = 101. При этом <рУп — 0,6.
г min 1.48 r тги
§ 1. Расчет мостового электрического крана
225
= 3 м.
стержней.
Проверка устойчивости
<т,-,, = -%. „ 5437, = 790 < (о)', •-= 1200.
Нижний пояс. Максимальное растягивающее усилие £/4 =6,11 Т. Примем
тот же угольник, что и для верхнего пояса. Расчетная длина 1р
Гибкость X = 202^1X1 = 200 для растянутых
Проверка на прочность
а = -^--^---53О<|0'|Л-1200.
Раскосы. Максимальное сжимающее усилие = 3,42 Т при
S4 = 0,857 Т при /4 = 2,12 м. Примем для раскосов угольник 60 X 60
у которого F\ = 6,91 см2;
Гибкость
= 1,02 м;
6 мм,
у о - 9,76
см'х; f\i} 1,19 см.
И
у о
А,
г о
Проверка на устойчивость
Oj \ г
Ф.Л
Xi
102
1719
212
1,19
- 86;
И 78; ср4 = 0,24.
3420 СПЛ г
072 .-6Ж - 690 < 1(
0,24-6,91 “ 51&щД(
Стойки. Максимальное сжимающее усилие Е2
Расчетная длина Л.1,5 м.
и имеем:
гибкость
1.4-
= — 1,318 Т.
Примем тот же угольник 60x60x6 льи,
напряжение
1Р
Г}0
150
-1,26; ф- 0,43;
1318
0,43-6,91
= 440
-- 1200.
X
X =
Е
н т а л ь н о й вспомогательной
х н е й
Расчет вер
о р и 3 о
фермы
Для горизонтальной фермы осталось подобрать только сечения раскосов
и стоек, так как пояса вертикальной и главной фермы являются одновременно
поясами горизонтальной фермы.
Раскосы. Максимальное сжимающее усилие S2 = —1,837 Т. При расчете
горизонтальной фермы следует иметь в виду, что горизонтальные инерцион-
ные нагрузки могут иметь направление, обратное показанному на фиг. 154.
Поэтому, определив максимальное усилие в стержне при одном направлении
действия сил, все стержни рассчитываются на сжатие.
Расчетная длина 1р = 2,02 м.
Примем тот же угольник 60 X 60 X 6 мм (фиг. 155, в).
Гибкость X = 170; ф 0,26.
Проверка на устойчивость
= Sl =
°. ETq 6,91-0,26
Стойки. Максимальное сжимающее усилие Е2 = —0,622 Т; расчетная
длина I — 1,35 м. Для стойки возьмем угольник 40 х 40 X 5 мм, у которого
/ц = 3,79 см2; гУа ~ 0,78 см.
1837 1020 < [СТ']..,.
1о Руденко и др.
226
Примеры расчета грузоподъемных машин
Г ибкость
Напряжение
*~ = й1~173; ’“°-2S-
° •660 < |В'Ь
Таким образом, при конструировании металлоконструкции моста крана
использован следующий сортамент стали прокатной угловой равнобокой:
40 X 40 X 5 мм; 60 X 60 X 6 мм; 75 X 75 X 8 мм.
—мо—
256^
*—680
£
I
L
LT 2000 -
-----WO
и |’ I Ч 1 4
JflrA уедукМра
dt м -м i =r±.u’5
S
i
!
I
•н
D J
Й £
b ГЪ
T *=
i tn
J §
Ci
Qj
*
<5J
n
У
>k.
। JJ.
I'
l!
i!
Прогиб
пролета
г _ Мизг12
' “ 8EJcp
жесткости
онструкции
главной фермы в середине
3 020 000 2000* _ 9 9o
8-2,1 • 108-315 000 — 2,Z° CM>
где L — пролет моста, равный 20 м;
Е — модуль упругости при растяже-
нии, равный 2,1 106 кГ1см?\
J ср — момент инерции фермы в сере-
дине пролета;
аз 1
Лр = (Л + X) 4- = (33 + 23) -4- «
1;
I
о
§
ь
Гъ
В
11
С5
Фиг. 156. Рама тележки.
= 315 000 ел?;
здесь Fs и FH — соответственно площади верхнего и нижнего поясов в сере-
дине пролета;
h — расстояние между центрами тяжести поясов в середине
пролета;
Л4изг — наибольший изгибающий момент от статически действующей
подвижной нагрузки. При тележке, расположенной в центре
пролета, максимальный изгибающий момент равен
- В0"- = (20 - 1 Л'"7 30'2 Тя-
Допускаемый прогиб
... 1 f 2000 о ос г
700^ “ 700 — 2’86 CM^>ft
т. е. требуемая жесткость конструкции моста соблюдена.
Нафиг. 156 дана рама тележки в сборе, а нафиг. 157 — общий вид крана.
Л) ®» <P т т т О> 1______________________________в- гг ftj |
Фиг. 157. Общий вид мостового крала.
§ /. Расчет мостового электрического крана
to
го
228
Примеры расчета грузоподъемных машин
§ 2. Расчет стационарного поворотного крана
229
§ 2. РАСЧЕТ СТАЦИОНАРНОГО ПОВОРОТНОГО КРАНА
Разработать проект полноповоротпого свободностоящего крана
на колонне грузоподъемностью 2 Т (фиг. 158); схема крана — на фиг. 159.
Вылет крана 3 м. Высота подъема 3 м. Скорости подъема 8 м/мин, передви-
жения тележки 12 м/мин, поворота 3 об/мин. Режим работы — ПВ 25%.
Угол поворота за 1 цикл 90°. Механизм подъема — таль электрическая ТВ-2.
Изменение вылета осуществляется при помощи канатной тяги. Ток — пере-
1300
\-*500
-3000
И
Зпов
Фиг. 159. Схема поворотного крана.
то
И
трубе 1
менный, напряжение 380 в. Управле-
ние кнопочное с пола. Количество
циклов в час 25.
Кран состоит из следующих
основных частей (фиг. 158): стацио-
нарной колонны Д поворотной колон-
ный, рамы фундамента 3, механизма
поворота 4t механизма передвиже-
ния 5, механизма подъема (электри-
ческой тали ТВ-2) 6.
Стационарная колонна (фиг. 160)
представляет собой трубу Д на верх-
нюю часть которой через сфериче-
ский радиальный и упорный подшип-
ники опирается траверса 2. Натравер-
се закрепляется токосъемник 3 (щет-
кодержатели расположены на поворотной колонне). Своей нижней частью
колонна устанавливается в раму фундамента (в верхнем поясе на
ской, в нижнем — на цилиндрической поверхности) и крепится к
помощи фланца 4 и болтов. Поворотная. колонна закрепляется на
нарной при помощи опор 5 и 6, надетых на цапфы траверсы.
Конструкция поворотной колонны изображена на фиг. 161. К
приварены швеллеры 2, используемые в качестве стрелы. С противополож-
ной стороны на колонне располагается площадка 3, на которой установ-
лен механизм передвижения. Механизм поворота располагается на пло-
щадке 4.
Фундаментная рама сваривается из восьми крестообразно расположен-
ных швеллеров № 30 и усиливается верхним горизонтальным листом и диа-
фрагмами.
Механизм поворота (фиг. 162) располагается на поворотной части крана
и состоит из червячного редуктора Д соединенного с электродвигателем 2
втулочно-пальцевой муфтой 3, и колодочного электромагнитного тормоза 4.
На выходном валу редуктора закреплена шестерня 5, входящая в зацепле-
ние с зубчатым венцом, жестко скрепленным с фундаментной рамой.
кониче-
ней при
стацио-
230
Примеры расчета грузоподъемных машин
Фиг. 160. Стационарная колонна
§ 2. Расчет стационарного поворотного крана
231
В редукторе (фиг. 1G3) крутящий момент от электродвигателя через
червяк 1 передается на червячное колесо 2, которое свободно вращается
на вертикальном валу 3. К колесу на шлицах крепятся ведущие диски фрик-
ционной предохранительной муфты, а ее ведомые диски при помощи шлицев
Фиг. 161. Поворотная колонна.
соединяются с втулкой 4. Эта втулка также на шлицах сидит на валу 3.
Прижатие дисков осуществляется пружинами 5, усилие которых может
регулироваться при помощи гаек 6.
Механизм передвижения состоит из барабана, установленного на выход-
ном валу червячного редуктора типа РЧ, электродвигателя и колодочного
электромагнитного тормоза. Редуктор соединен с двигателем втулочно-
пальцевой муфтой.
Энергоснабжение крана производится от сети переменного тока напря-
жением в 380 в. В связи с тем, что все электрооборудование расположено
на вращающейся части крана, для подачи к нему питания установлен коль-
цевой токосъемник с тремя кольцами.
232
Примеры расчета грузоподъемных машин
Фиг. 162. Механизм поворота.
Фиг. 163. Червячный редуктор.
§ 2. Расчет стационарного поворотного крана
233
Для привода всех механизмов применяются короткозамкнутые двига-
тели, кнопочное управление которыми осуществляется с помощью реверсив-
ных магнитных пускателей.
1. Механизм подъема груза
Так как в качестве механизма подъема, согласно задания, используется
электрическая таль ТВ-2 грузоподъемностью 2 т, обеспечивающая ско-
рость подъема груза 8 м/мин и высоту подъема груза до 6 м, то расчет этого
механизма не производится.
2. Механизм изменения вылета (фиг. 164)
Вылет в данной конструкции крана изменяется передвижением тали
по стреле при помощи канатной тяги. При грузоподъемности электротали
Q = 2000 кГ ее собственный вес Go равен 550 кГ.
Фиг, 164, Схема механизма передвижения тали:
/“барабан; 2 — канат;’ ,2 —тэ лъ; 4 — блок; 5--редуктор;
6'-—тормоз; 7—электродвигатель.
Общее сопротивление передвижению тележки электрической тали
- W'tP Ч-
где WTP— сопротивление передвижению тележки тали от трения качения
и трения в опорах катков;
kp — коэффициент трения реборд ходовых колес;
U7 б — сопротивление от центробежной силы, действующей на таль
при повороте крана.
Сопротивление передвижению тележки
WTP - (Q Н G„) .
где = 0.02 — коэффициент трения в подшипниках катков (см. стр. 74);
d ~ 40 мм — диаметр оси катка;
D = 120 мм — диаметр катка;
/4 = 0,04 — коэффициент трения качения (см. табл. 17);
wTff . (2000 -i 550) Р’02'4-;2:^04- зб, 1 кГ.
№
Коэффициент трения реборд k с учетом сопротивления поперечного
скольжения примем равным 1,9 (по опытным данным).
Сопротивление от центробежной силы
ту/ Q б о , / ЛЩр
’ g 30 / ’
где L ~ 3 м — максимальный вылет крюка;
пкр — 3 об/мин — число оборотов крана.
W - --
W ЦО
2000-,- 550 3,14-3 V
У,81 '6 \ 30 )
= 76,6 ,чТ.
234
Примеры расчета грузоподъемных машин
Следовательно,
Wnep = 1,9-36,1 + 76,6 - 146,2 кГ.
Мощность двигателя при неподвижной стреле
ьг kpWTPv
дб ’ 1О2-6От]о *
где v = 12 м/мин — скорость передвижения электрической тали;
т|0 — 0,7 — к. п. д. механизма передвижения при червячной передаче.
1,9.36,1-12 п 1Q
N дв ]02-60*0 7 0,19 КвШ.
Принят электродвигатель АО 31-6 со следующими данными:
“ о,6 кет; пд. = 930 об/лшн; = 1,3; = 4 ;
= 1,8; GD*e = 0,015 к Гм1;
Мк„ - 975 975 = 0,629 кГм.
Натяжение каната механизма передвижения
тали (фиг. 165)
Максимальное сопротивление передвижению тележки тали при трога-
нии ее с места (влияние веса каната, вследствие его небольшой длины,
не учитывается):
Фиг. 165. К расчету механизма передвижения тали.
где
а 0,47 м/сек2;
60fn Ь0-0,425 ’ ’
tn 0,425 сек—принятое время пуска (см. ниже).
we о 2000 -J- 550 п псо . _
max 146,2 -р-----— 0,47 — 268,4 кГ,
Максимальное натяжение в рабочей ветви каната
S,. - № т„ + S, + А. КГ,
Чбл
где S2 — минимальное натяжение в холостой ветви каната;
Т]й, 0,98 — к. п. д. обводного блока.
Отношение
А = _ е0,13 7.3,14 = 18?
^2
§ 2. Расчет стационарного поворотного крана
235
где е — основание натуральных логарифмов;
/ — 0,13 — коэффициент трения каната по барабану;
а — 7л — угол обхвата барабана канатом.
Отсюда
S, = —"г = g = 15,8 кГ; S, = 268,4 + .-• 284,5 «Г.
. 1 1 U, JO WjkJO
18 -—'—-
'Пбл
Выбор каната
Необходимое минимальное значение разрывного усилия
Pmin - = 5-284,5 с 1420 кГ.
По ГОСТу на канаты (см. приложение III, табл. 56) принимаем канат
6,2-160-1-Л-0 ГОСТ 3070-55, имеющий суммарное разрывное усилие Рк =
== 1940 кГ. При этом действительный запас прочности
< Рк 1940 е о г) 1 Г
' .sC ад Ь'8 >1 5’
что соответствует рекомендациям Госгортехнадзора (см. табл. 12).
Диаметр барабана De, -= 180 мм.
— ~ --29>20,
dK 6,2
что удовлетворяет требованиям Госгортехнадзора (см. табл. 13).
Передаточное число редуктора
. л(рб -I dK)nde _ 3,14 (0,18 ад 0.0062) 930
— - — - •
По нормалям на редукторы принят червячный редуктор типа РЧН-80А
с передаточным числом 10 -= 41 и расчетной мощностью при 12-часовой
работе = 1 кет.
Действительная скорость передвижения тали
3,14 (0,180,0062) 930 ,
Vd --- -——------------ = 13,2 м/мин.
Время разгона
Момент двигателя
движения тележки с поворотом крана
м _ W,leP(D6^ dK)
iVlno&
механизма передвижения тали при совмещении
146,2 (0,18-1- 0.0062)
2-41-0,7
0,454 кГм,
а момент двигателя
при неподвижной консоли
1.9-36,1(0.18+ 0,0062) п
UjZtj/ /С/ Af*
2-41-0,7
Время пуска тележки при неподвижной консоли
. r'Ddna« 0,092-930
375Мизб 375-0,762” ~ L ССК'
236
Примеры расчета, грузоподъемных машин
Избыточный момент
М,,* М'„. писк -Мт . -'8 411,0,629 - 0,22 0,762 кГм.
Общий маховой момент
GD'i .= 1,2GD;l6 Ч- <^)а =
'б Но
=. 1,2-0,015 .(2.оо° + 550)(0 18-0.0062)2 _ 0f092 кГм*
'll 4 * и, /
Избыточный момент разгона тележки при повороте крана
м„.,в Мг„. П„ - М„„, - ЫЫ2 0,629 - 0,454 = 0,538 кГм.
Время разгона тележки при повороте крана
р. пои
0,092-930
375-0,538
0,425 сек.
Допустимое число включений в час 19]:
Л ___ 36-(1ОТ-^-ПВ„)
При невращающейся стреле
_ Мнеп 0.22
р Мном 0,629
36(100 - 0,352-25)
Л =-------1W--------
При повороте крана
t, М ; If 1/5
р ЖД
. 36(100 — 0,722- 25)
1 16-0,425
0,35; kn = = 4;
725 включений в час.
0,454
0,629
0,72;
455 включений в час.
В ы б о р
тормоза
торможения тележки электрической тали
Путь
принимаем s — 0,1
Время торможения
. 2s-60 2-0,1-60 п
Ч = “5Г = - 13.2 " °-91 №к-
при вращении крана
Тормозной момент
1,2 (GZ)^ { )/т^я (Q ;- Go) (U7TP—W-^D
3~&т 37Ы i“ 2'-оПо
7 0
1.12(0,015-; 0,023)930 . (2000 4- 550)-0,122-0,7
375-0,91 ’* 375-0,91-41
(36,1 — 76.6)-0,12
~ 2Ubo,7
0,42,3 кГм -- 42,3 45 кЛслг,
где GD\.,.„ 0.023 кГм- — маховой момент муфты;
D ~ 120 мм—диаметр ходового катка тали.
Принят тормоз ТКТ-100 с максимальным тормозным моментом 200 кГсм.
Он должен быть отрегулирован на тормозной момент Л!т — 45 кГсм.
§. 2 Расчет стационарного поворотного крана
231
3. Механизм поворота (фиг. 162)
Усилия в опорах
Вес вращающихся частей крана: стрелы G( = 270 кГ: механизма
передвижения Git = 95 кГ; механизма поворота ----- 200 кГ\ поворотной
колонны крана GK0J) 715 кГ.
Вертикальная нагрузка на опорный подпятник (упорный шариковый
подшипник) (см. фиг. 159)
v - Q 4 G. 4 G< 4- GM 4- GIUM ч GKOJI -
- 2000 4- 550 F 270 4- 95 4 200 + 715 -- 3830 кГ.
Горизонтальные усилия на опорах
„ (Q -у Go) 300 ; G..J80- GM- 50 - 6^-42
° ’ 200
(2000 + 550) • 300 4- 270 180 - 95 50 — 200 42
200
4000 кГ.
Сопротивление при вращении крана
Момент сил трения в опорах
м„ - Hf 4 -1- Hh + Vf, 4.
где f — 0,1 — коэффициент трения стали по бронзе в подшипнике сколь-
жения нижней опоры;
Д = 0,03 — приведенный коэффициент трения в подшипниках каче-
ния (см. табл. 20);
d ----- 270 мм — диаметр подшипника скольжения;
д', = 120 леи — приведенный диаметр сферического шарикоподшипника;
d2 *-- 65 мм — приведенный диаметр упорного шарикоподшипника.
Мтр - 4000-0,1 ~ + 4000-0,03 4- 3830-0,03 - 65,1 кГм.
** fcH м
Маховой момент крана, приведенный к оси вращения,
Gtf, ~ 41(0 -Г Go) З2 + Ge.l,82+ G*-0,52+ G„m-0,422 + G«„-0,182 ,
О
где 0,18 м — средний радиус поперечного сечения трубы.
GD^p --- сЯйТ [(2000 4- 550)-З2 4- 270-1,8= 4 95-0,5г 4-
V| U I
4-200-0,422 4- 715-0,182] - 95 800 кГм2.
Выбор электродвигателя
Ориентировочно принимается электродвигатель серии АО с числом
оборотов пдл = 930 об/мин.
При этом общее передаточное число механизма поворота будет
i' , зю.
0 3
Передаточное число открытой пары принимается равным 4 = 6, а пере-
даточное число редуктора ip — 52.
238
Примеры расчета грузоподъемных машин
Тогда общее действительное передаточное число будет
г'о = hip : 6-52 = 312.
Момент от сил трения, приведенный к валу двигателя,
/и — Мтр - -- 65,1 О 99 кГ и
дв-тР 3)2.о,72 “ U,Zy Ki М’
где т]0 — 0,72 — к. п. д. механизма поворота.
Окончательно принимаем электродвигатель АО 42-6 со следующей
характеристикой:
Л^в. ном - 1,7 кет', пдв = 930 об!мин\ —4,5;
|/
13; £==•= 1.8; б/Л. 0,067 кГм*.
НОМ -и НОЛ
Номинальный момент двигателя
Л»«м = 975 = 975 - 1,78 кГм > Мв„ „ = 0,29 кГм.
Время разгона и допустимое число включений
Средний пусковой момент двигателя
-'4 t 1,8 мт„ = 1,6-1,78 = 2,85 кГм.
Избыточный момент двигателя
Миэб = Мпуск — Мдв. ТР = 2-85 — °-29 = 2,^6 кГм.
Маховой момент крана, приведенный к валу двигателя,
/ Q \
GD~IP -1,15 GDI + GD2Ml^mbl + -
\ ' СПо /
- 1,15(0,007 + 0,023) +ЧХ°79 - ]-479 кГм*>
где GD„t/$mf>t — 0,023 кГм2 — маховой момент муфты.
Время пуска
<5D" 1 47Q-QV)
/ - nA. г)*. = 1’4ZJ J+ = ] 43 сек
375 Мизб 375-2,56 ’
Допустимое число включений в час
36 (100-^ -пв)
katn
где
к ____________________________ ^rie. тр _ 0,29 _0 9-
AL++ 1.78
К =- = 4,5;
и
, 36(100 —0,23-25) . 1л
h =-------гъ-г~."ио ~ НО включении в час.
4,52-1,43
§ 2. Расчет стационарного поворотного крана
239
Определение эквивалентных нагрузок
и моментов для расчета зубчатой передачи
механизма поворота
Для расчета открытой зубчатой передачи на усталостную прочность
поверхностей зубьев определяются эквивалентные нагрузки — моменты,
действующие на зубчатое колесо и шестерню.
Момент, действующий на колесо в период пуска,
Мкол.п = == 2,85-312-0,72 - 640 кГм.
Момент, действующий на колесо в период установившегося движения,
^кол, уст Мтр--- 65,1 1\Гм,
Угол поворота крана за время одного
цикла равен, согласно заданию, 90°.
Угол поворота крана за время пуска
пкР-360о/п 3-360-1,43
а" ~ 2-60 ' ' 2-60
Допустимый путь торможения (угол
торможения) для кранов, с продолжитель-
ностью включения ПВ —25% .грузоподъем-
ность которых не зависит от вылета, не
должен превышать аТ < 20° — -£.
Время торможения в этом случае
Фиг, 166. График загрузки механизма
поворота.
составляет
60сст
60—
—4 - 2,2 сен.
л-3
Угол поворота крана за время установившегося движения
= 90° - (аЛ + аг) 90° - (13° + 20°) = 57°.
Время поворота крана при установившемся движении
j ____________________ _ 57 -60 о п
IJCltl пКр-ЗЫ) ~ 3-360° ’
Полное время цикла
Т = + tT = 1,43 + 3,2 + 2,2 = 6,8 сек.
Доли работы открытой передачи во время полного цикла
4 = 4--^ = 0.21; 4 * * * * * *
4 = 4 = Гв = 0-47;
4 = 4 = й = 0.32.
Эквивалентный момент на зубчатом колесе при постоянном числе обо-
ротов (это допущение идет в счет увеличения запаса прочности) определяется
по графику загрузки (фиг. 166)
т Л2М“3,,„„ -i- XaAi’iT Т =
= 3’ yr0,21-6403-33 0,47-65,13'33 -j- 0.32 - 4 423”33 - 452 кГм.
210
Примеры, расчета грt./зпподъемных' машин
Эквивалентный момент на шестерне
м“ (Л - ’
где it = 6 — передаточное отношение открытой зубчатой передачи;
Hi — к. п. д. передачи.
Расчет открытой зубчатой передачи произведен по методике
ЦНИИТМАШа5 При принятых числах зубьев (гш 15 и гкел = 105)
условиям прочности удовлетворяет модуль щ 7.
Проверочный расчет червячного редуктора
(фиг. 163).
А 150 мм — межцентровое расстояние; ip 52 — передаточное
число редуктора; т 5 — модуль; а 20° — угол зацепления; z4 = 1 —
число заходов червяка; cL --- 48 мм — диаметр начальной окружности
червяка; 50 мм — диаметр делительной окружности червяка;
X 5е42'38" — угол подъема витка червяка по делительному цилиндру;
гк 52 — число зубьев червячного колеса; DK ~ 260 мм — диаметр
начальной окружности червячного колеса; г/10 - число модулей в диа-
метре червяка.
Материалы: червяк — сталь 45 нормализованная; обод червячного
венца — бронза Бр. АЖ 9-4.
Коэффициент корригирования
g - А-0,5 (гк„л 4 ?) = — 0.5 (52 + 10) = - >
Момент сил инерции на валу червяка
О D" 1 то
Air - = 2,56 2,37 кГм.
GD^p 1,479
CjDlp 95 800 tqq ,r
где GDK — , - 312а‘О72 ’ ’38 м-
'(j4(i
Суммарный момент на валу червяка
Мч - ЛД* - Мдв. ТГ. 2,38 0,29 - 2,67 кГм.
Расчетный момент на валу червячного колеса
ЛД, M4in )]р - - 2,67-52-0,75 -- 104 кГм,
где 1% 0,75 — к. п. д. редуктора.
Дальнейший расчет червячной передачи производится по методике,
изложенной в книге «Детали машин» Решетова Д. Н. Машгиз, 1961.
Кроме того, прочность передачи относительно предела текучести про-
веряется по моменту, передаваемому фрикционной муфтой предельного
момента с коэффициентом перегрузки 1,2:
Мф, 1,2ЛД,ДЛ --= 1,2-1,78-52-0,75 = 83 кГм.
При этом момент сил инерции на валу двигателя
Мин Мфр - Мдв. тр = 83 - 0,29 82,71 кГм.
Момент сил инерции, приведенный к рассчитываемому валу,
, - . б/А 1.38
AU - VU •.. • •• 82,71 ---------- - 76,8 кГм.
«О2КР 1.479
1 Кистьян Я-Г. /Методика расчета зубчатых зацеплений на прочность. Машгиз, 1954.
§ 2. Расчет стационарного поворотного крана
241
Момент на валу при наибольшем моменте двигателя
Мфр = Мин 4- ^дв. тр = 76,8 0,29 — 77,1 кГм.
Средняя пусковая мощность на валу редуктора
• , Л1 2,67 - 930 п ко пл
Л пуск ~ Q75 ~ у75 ~ 2,52 кет ~ 3,4 л. с.
Время работы передачи при пусковом и тормозном режиме в течение часа
7\ = 2,27 мин,
им DU
где гвк — 80 — принятое число включений с учетом числа включений,
необходимых для точной установки груза;
/лк s= 0,6/„ = 0,6-1,43 = 0,85 сек — время включения.
Время работы передачи при установившемся режиме
_, 2' tycm'au 2-3,2-25
ТуСт — эд = go ' “ 2,68 мин,
где ац = 25 — количество рабочих циклов кранов в час (см. задание).
Количество тепла, выделяемое при работе редуктора в течение часа,
QT = 632 (1 - Пр) ~ -Ь Nyc,n (1 - П.) =
V *
= 632 [3,4 (1 — 0,75) ~~ 4- 0,38 (1 — 0,75) = 18 ккал/ч,
где
*' уст ” д75
0.29'930
= 0... - - 0,28
кет = 0,38
л. с.
Необходимая площадь поверхности охлаждения редуктора
f - XZF “ 1^0 = °'045 J‘2 < - °'3 Л‘'
где kT = 10 ккалкг ч -град — коэффициент теплоотдачи;
Д/° — 40^ — наибольшая возможная разность температур редуктора
и окружающей среды;
F = 0,3 л*3 — фактическая площадь поверхности редуктора.
Муфта предельного момента
Муфта предельного крутящего момента рассчитывается по передавае-
мому моменту Мфр — 83 кГм.
Средний радиус поверхности трения дисков
п 9.5 4-6.5 я
- ---а см,
СР
где /?н = 9,5 см — наружный радиус диска;
7?s 6,5 см — внутренний радиус диска.
Осевое усилие сжатия, необходимое для передачи момента Мфр,
8300
Q ^ = т = ШОкГ-
Где f = 0,1 — коэффициент трения стали по стали;
2 = 6 — число пар поверхностей трения.
16' Руденко и др.
242
Примеры расчета грузоподъемных машин
Давление на поверхностях трения
Q 1730
----, г 11,6 кГ/см2 <[р]*.
3,14 (9,52 — 6,52)
Рабочая нагрузка на
пружину
Q _ 1730
раб г “ ц
где ? = 6 — число пружин.
Допустимая предельная нагрузка на пружину
ds [т] 83.90
пР£д = 2,55Dcpk “ 2,55-32-1,45
---- 390 кГ>289 кГ,
где d = 8 мм — диаметр проволоки;
Dcp — 32 мм — средний диаметр пружины;
[ т ] = 90 кГ/см2 — допустимое напряжение кручения для стали 60С2;
k = 1,45 — коэффициент, учитывающий отношение
Прогиб пружины при предельной нагрузке
8-32я
$пред ~ РпР£д' ^ра$ 8000-81 ' ^0'3 9,4 ММ,
где G = 8000 кПмм2 — модуль сдвига;
Праб = 3 — число рабочих витков пружины.
Прогиб пружины при рабочей нагрузке
„ Рраб'$прсд 289-9,4
°раб = Рп^д = 390“ = Ь,У ММ‘
Напряжение смятия в шлицевом соединении
4Мфр 4-83 000
° = 0,75z (DH + De) FCMn = 0,75-3(11,2 + 10,2) -1,36-10
- 392 кПсм2 <C [о] — 700 кГ 1см2,
где 0,75 — коэффициент, учитывающий количество одновременно работаю-
щих шлицев;
z — число дисков;
DH = 11,2 см — наружный диаметр шлицевой втулки;
De = 10,2 см — внутренний диаметр шлицевой втулки;
FCM = 1,36 см2 — рабочая поверхность одного зуба;
п = 10 — количество шлицев.
Выбор тормоза
Момент сил инерции при торможении
GD2 пдв 1,479-930
М — — р — — — 1 R7 х-Гм
i,H ~~ 375 tT ~~ 375-2,2 — Л|>
где время торможения tT = 2,2 сек, (см. выше).
Необходимый тормозной момент
— Мд^тр = 1,67 — 0,29 = 1,48 кГм 1,5 кГм.
* Иванов Е. А. Муфты приводов. Машгиз, 1959.
§ 2. Расчет стационарного поворотного крана
243
На механизме поворота установлен тормоз ТКТ-100 с максимальным
тормозным моментом Mrmax = 200 кГсм. Он должен быть отрегулирован
на тормозной момент Л1г = 150 к,Псм.
4. Металлоконструкция
Поворотная колонна
Изгибающий момент в консоли крана (сечение а- -п, см. фиг. 159)
= (Q + Go) С™ - 21) + Gc (180 - 21) -
= (2000 + 550) 179 + 270-159 = 752 600 кГсм.
Момент сопротивления сечения консоли
W = 2№шв = 2-387 = 774 см\
где = 387 см3 — момент сопротивления швеллера № 30, по ГОСТу
8240-56.
Материал швеллеров — сталь Ст. 3.
Напряжение изгиба
rt- ^«3
a = “iT"
752 600 г ,
-- 7-74 - -- 975 < [О],
где [о 1 ~ 1400 кПсм2 — допускаемое 'напряжение изгиба для расчетного
случая нагрузок А (см. табл. 23).
Изгибающий момент, действующий на вращающуюся колонну (сече-
ние в—в фиг. 159),
Мизг,! = (Q 4- Go) 300 + 6С-180 - G„-50 =
= (2000 + 550) 300 + 270-180 — 95-50 = 80S 850 кГсм.
Момент сопротивления изгибу
3,14 (42,64 —39,8*) .„оп -
--------------- = 1780 см?.
“з 32D
Напряжение изгиба
WU3
808 850 л г. . г, „
—;'7о7Г" = 4о4 КГ/СМ\
1 /oU
Усилие, сжимающее колонну, V — 3830 кГ.
Площадь сечения колонны
г л (О3 —
F =----4----=
3,14 (42,63
4
= 179 смХ
Напряжение сжатия
= 20 кГ/см2,
где коэффициент продольного изгиба ср = 1, так как гибкость % < 10 вслед-
ствие малой длины колонны и большого момента инерции.
Крутящий момент, действующий в период пуска,
Мкол.п = 640 кГм.
Момент сопротивления кручению
= .3,|4(42.6Д-39.8Ч 3560 см1
16-42,6
^из ~
_ V _ 3830
“ j 79. ]
16-
244
Примеры. расчета грузоподъемных машин
Напряжение кручения
Мкол- п
W кр
64 000 , о Г, „
35«Г “ 18 КГ СМ~-
Суммарное напряжение
о -= ] (o„w Н- веж)2 + 4т-
F X J С-ьЛ-/ 1
J (454 + 20р + 4-18- - 476 кЛсм2.
Неподвижная колонна
Горизонтальная сила в опоре неподвижной колонны (фиг. 167)
rr HL 4000-200 „
' "40,2 " 20 000 КГ
Фиг. 167. Расчетная схема неподвиж-
ной колонны.
Изгибающий момент в сечении а—а
М = hi = 20 000-35,6 = 712 000 кГсм.
О & А
Момент сопротивления изгибу
л (D4 - </*)
32D
ЗД4С244 - 20,5*1
32-24
=- 640 слЛ
Напряжение изгиба
„ 44
О{азс (а—а) ~ "тр
w' а-а
712 000
640
= 1110 AT..W<[(T](
где Го 1 = 1600 кПам2 — допускаемое напряжение для первого случая
нагрузки (основные нагрузки).
Материал колонны — сталь 35.
§ 2. Расчет стационарного поворотного крана
245
Напряжение смятия на поверхности верхнего гнезда от горизонтальной
силы
з HL
П г - --------- • ---------
3-4000-200
2-28-222 I Н-
18
22* J .
=•- 197 кГ/'см-.
То же от вертикальной силы
_ (УО кол, н) cos а
sina-cdtf
(3630^- 4I0J-0.999
0,05-4-28
-719 кГ/см-,
где СД.(, н = 410 кг— вес неподвижной колонны:
sin a = 0,05 (конусность 1 : 10); cosa — 0,999.
Суммарное напряжение смятия
Ссм ~ G см, г atM. a = 197 + 719 = 916 кГ/см- < lai.
В связи с малым числом оборотов (пкр = 3 об/мин} проверка подшипников
качения производится только по допустимой статической нагрузке.
Упорный шарикоподшипник 18213. Допускаемая статическая нагрузка
Qcmam ~ 9800 кГ. Действительная нагрузка V7 = 3830 кГ.
Радиальный шарикоподшипник 1224. Допускаемая статическая нагрузка
Qcmam — 7500 кГ. Действительная нагрузка Н — 4000 кГ.
Следовательно, оба подшипника удовлетворяют требованиям.
Удельное давление в подшипнике скольжения
Н 4000 1П г > _- о г г' ”
°см ' ' ~D1 0 КГ/СМ" С 20 Ki /СМ~,
где D ~ 270 мм ~ диаметр подшипника;
I = 150 мм — длина подшипника.
Определение прогибов
а) Прогиб консоли от веса груза, электрической тали и собственного
веса (фиг. 168)
. (Q — Go) /, , 6С/Я (2000 -Р 550) 2783 ,
01 — 3EJ 8EJ ~ 3-2,15-106-1 ] 620
270-2783 _ n
' 8-2,15.10«-11 620 — и’°62 СМ'
где £ = 2,15-106 кГ/см2 — модуль упругости;
J = 2JUit = 2-5810 = 11 620 см — момент инерции сечения консоли.
tg a, - = °.0°299; «1 = 10'-
б) Прогиб вращающейся колонны:
На участке /а
712000-160^
Q 2 _ r\ 1 1 9 - -у
2 2£V ' “ 2-2,15-106-37 800 ~ '
ГДе
у = = ^.14(42.6^39,8Д = 37
64 64
‘8 °. = V » -W- “ °’0007:
сы-О^З'.
15
246
Примеры, расчета грузоподъемных машин
На участке /3
Hl} 4000-2003
Й2 = 3£Г = 3-2,15- 10«-37 800 131 см''
tg = -2^- = 0,0007; а2 = 0’2'.
в) Прогиб неподвижной колонны
Hl} 4000-2003
= ЗЁГН 3-2,15-10®-7630 = 0,634 см;
где момент инерции сечения неподвижной колонны
л (& — (#) 3,14 (244 — 20.54)
—- = — ------- -- 76 300 слА
н 64 64
~1600
Суммарный угол прогиба
Фиг. 168. Схема нагружения
металлоконструкции крана.
tga3 = А = = 0,0033; а3 = 0’1 Г;
(3 iUU
а - ctj 3- а? 4- а; -{• а3 = 10' + 3' 2' + 11' = 0"26'.
Суммарный прогиб конца консоли
д = 278 tga = 278-0,00729 - 2,02 см.
Расчет креплений неподвижной колонны
(фиг. 169 и 170)
Изгибающий момент у основания колонны
Ми = (Q + Go) 300 + Gf-180 - G -50 - Gno, -42
= (2000 -f- 550) 300 + 270-180 - 95.50 - 200-42 = 800350 кГсм.
§ 2. Расчет стационарного поворотного крана
247
Напряжение смятия в опорной раме крана от момента (фиг. 169)
м Ми 800 350 л С ,Г
°сл‘ — де- — 176 300 4,6 к^см“’
где U7 = -^2 (2052_ 10Q2) + ?2L~ L°_0(45>62„ 18i42) = 176 300 смэ
— момент сопротивления сечения основания рамы (фиг. 170).
Напряжение смятия от веса крана
fit
&см
5400
5700
— 0,95 кГ!см\
где (7 = 5400 кг— вес крана.
Опорная площадь фундаментной
плиты
/^ = (205—100) 13,6-4=5700 см2.
Ось
Напряжение смятия от момента
(наименьшее)
«' м 46,8 __ д с _
°см = иСм 102 Ь - %о 102 5
Фиг. 169. К расчету крепления неподвижной
колонны.
Фиг, 170. Фундамент.
Центр действия сил
2,1 • 55,8 4 (4,6 - 2,1)
л = -----------------—— •- -- 31,6 см.
2,1-55,84(4,6-2,1)-^
Ьа
Сила, действующая на балку рамы:
0?' -Н 0'" „ „ 2,1 + 4,6
Т = . ™ 13,6.55,8 = -Ц-— 13,6-55,8 = 2520 кГ.
Сила, действующая на балку рамы от веса крана:
Tt = 0^13,6-55,8 = 0,95-13,6-55,8 = 720 кГ.
Изгибающий момент балки
М = Т (24 4 31,6) 4 Л (24 4 27,9) = 2520-55,6 4 720-51,9 =
= 177 300 кГсм.
248
Примеры расчета грузоподъемных машин
Момент сопротивления балки Ц7 = 875 см3.
Напряжение изгиба
м
Ц7 —’
177 300
875
= 202 кГ/см-.
5. Фундамент (фиг. 170)
6*^ = 17 560 кГ— вес фундамента (при объемном весе бетона 1,7 т/м3).
Максимальное напряжение смятия фундамента
Л4 ,
СТ<-И П7 1
CTpZ
где d6 = 2,01 см — внутренний диаметр резьбы болта;
z = 16 — число болтов;
= 5700 слг — опорная площадь фундаментной плиты;
а = 200 кПсм* — напряжение в сечении болта от предварительной
затяжки;
[0 ]сж = 15 кПсм2— допускаемое напряжение смятия для бетона;
800 350
176 300
3 14 - 2 01J
5400 4- ’ /---200-16
4
5700
— 7,3 кГ/см2 < [а]еж.
Площадь основания фундамента
Р 3,14 (240=- 140")
= —4---- = ----4----
= 29 800 см2.
Напряжение смятия грунта
М G + G& 800 350 5400 +17 5!'0
± — Н = + 12. пу" 29800 i 0,667 л- 0,771;
= 1,438 лГ/сл*; а”,пг, = 0,104 кГ/см*,
где
* 4)
32Оф
2404 - 1404
32-240
12.105 см3
—момент сопротивления сечения фундамента.
Устойчивость фундамента определяется при подъеме краном груза
весом на 25% выше номинального с учетом коэффициента запаса устойчи-
вости k = 1,4. При этом должно быть соблюдено неравенство
Л1 + 0,25 QL < Ф (G + GJ пф Ц-,
где L = 300 см — вылет крюка крана;
Оф ~ 240 см — диаметр фундамента.
800 350 %- 0,25 - 2000.300 < -i- (5400 - 17 560) 240;
b 1,4
950 350 << 977 000, следовательно, устойчивость фундамента обеспечивается.
§ 3. Расчет электротали
249
§ 3. РАСЧЕТ ЭЛЕКТРОТАЛИ
Тали электрические грузоподъемностью от 0,1 до 10 Т (фиг. 171 и 172)
представляют собой нормальный ряд новых электроталей и имеют исполне-
ния с продольным (фиг. 172) и поперечным (фиг. 171) расположением бара-
бана. Они могут быть стационарными и передвижными, иметь жесткие или
шарнирные тележки с электрическим и ручным приводом, или вообще
не иметь привода (в зависимости от грузоподъемности).
Электротали имеют односкоростное и двухскоростное исполнение
подъема: основная скорость — 8 м/мин, вспомогательная — в три или четыре
раза меньше основной. Две скорости подъема получаются за счет применения
двухскоростных электродвигателей, встроенных в барабан. Электротали
имеют скорости передвижения 20 м/мин при работе с пола или 60 м/мин
при работе из кабины.
Разбираемая в примере расчета электроталь грузоподъемностью 1 Т
является опытной конструкцией, имеющей следующие особенности (фиг. 173):
1. Односкоростной электродвигатель встроен внутрь барабана и статор
двигателя вращается вместе с барабаном. Ротор и статор взяты из электро-
двигателя единой серии АО41-4. Питание статора производится через коль-
цевой токосъем.
2. Редуктор механизма подъема двухпарный с прямозубыми шестернями.
На первом валу редуктора установлен колодочный электромагнитный тор-
моз. На втором валу установлен тормоз, замыкаемый весом транспортируе-
мого' груза. Входной вал редуктора и ротор двигателя имеют шлицевое
соединение. Выходная шестерня редуктора соединена с барабаном зубчатой
муфтой.
3. Электроталь снабжена ограничителями подъема и опускания крюка,
расположенными в шкафу электроаппаратуры. В этом же шкафу помещены
магнитные пускатели и кольцевой токосборник. Все электроаппараты
скомпонованы в одном торце тали и их контакты легкодоступны.
4. Механизм передвижения имеет приводную и холостую шарнирные
тележки, позволяющие тали передвигаться по монорельсу с радиусом
закругления не менее 1 м при скорости 20 м!мин.
5. Подъемный механизм соединен с механизмом передвижения через
траверсу и расположен параллельно или перпендикулярно направлению
монорельсового пути.
6. Благодаря принятому новому конструктивному решению таль имеет
новые, более высокие технико-экономические показатели по сравнению
с ранее выпускавшимися талями.
1Указатели
Новая таль
ТЭ^1
Старая ты ль
ТВ-1
Размеры в льм:
длина ..............................................
ширина ..................................... .
высота при поднятом крюке.....................
Наименьший радиус закругления пути в .и ....
Вес в к Г.........................................
Высота подъема груза в .и ........................
693
320
835* *
1.0
195
6.0
1125
750
1100
1,5
440
6,0
Технические данные тали:
Грузоподъемность Q - 1 Т; высота подъема h = 6 м; скорость подъема
ип 8 м/мин; скорость передвижения ит = 20 м/мин; режим работы —
средний, ПВ25%.
* При поперечном исполнении высота при поднятом крюке составит 430 льн.
ю
Ui
о
Примеры расчета грузоподъемных машин
§ 3. Расчет электротали
252
Примеры расчета грузоподъемных машин
1. Механизм подъема (фиг. 173, схема —на фиг. 174)
Потребная мощность электродвигателя
кг Q'^n 1000*8 «
N = 60-102-110 60-120-0,88 * 1,48 КвПГ*
i]0 = 0,88 — к, п. д. электротали при цилиндрических зубчатых пере-
дачах и подшипниках качения.
2.-92, т-2
Z^f25, m=ft5
ВВавиеааамииаяииая
ZS
N=1,7x8m
ДО,
Фиг* 174. Кинематическая схема механизма
подъема:
1 — колодочный тормоз; 2 — грузсупорный тор-
моз; 3— зубчатая муфта; 4 — электродвигатель;
5 — кольцевой токоподвод.
Принят электродвигатель типа АО41-4 (специальный):
пдв = 1420 об/мин; N — 1,7 кет; = 2,0;
Мном
М„™ - 975 = 975-= 1,17 кГм;
Мт!а = 2,0-1,17 = 2,34 кГм.
Для поперечного расположения барабана (таль ТЭ-1) примем сдвоенный
двухкратный полиспаст. Тогда максимальное натяжение каната
о ____ Q 1 — И _ 1000 1 0,98 _ псп „г
^max — Ufj * J _ “ 2 ’ 1 ~ 0,98 й ’ *
Примем канат 5,2—180—1 ГОСТ 3071-55, имеющий разрывное усилие
Рк = 1470 кГ. Фактический запас прочности
ь — .Рк — 1470 — 5 6 7> [/г 1 50
~ 260 ~ ° ° L J --D, U.
Диаметр барабана по центру каната принят конструктивно по условию
размещения двигателя £>б — 210 мм.
Фактическое значение коэффициента
е - -Г = 53 = 41 > “Т
§ 3. Расчет, электротали
253
Число оборотов барабана
я Do
"о
2-8
л-0,21
24,2 об/мин.
Передаточное
число
редуктора
_ Н20
24,2
Передаточное
число
первой ступени
125
zt 15
Передаточное
число
второй
I, -
ступени
г. 92
7,07.
i0 ~-
Л -
Фактическое общее
передаточное число
< 8,33-7,07 - 55
Фактическая скорость подъема
Г
а
и ип~ 8 - /,9з м!мин.
4 03,9
Такое отклонение является допустимым.
Номинальные крутящие моменты:
на
валу барабана
тах^с?
о
2-260-21
”0,98 • 2
на
промежуточном
на
валу
„ Мб
быстроходном валу
Л1ср
мер
5550
7,07 • 0,965
— 810 к Гслг,
810
8,33*0,965
= 101 кГсм.
Максимальные крутящие моменты, создаваемые максимальным моментом
двигателя:
на
быстроходном валу
Л1Дах = 97500 *
- 97 500 -т~-2,0 - 234 кГсм;
на
на
промежуточном валу
= 234-8,33-0,965 - 1880 кГсм;
барабане
Мбгаах - - 1880-0,965-7.07 - 12800 кГсм.
Общее машинное время работы электротали за срок службы t = 5 лет
Тл --- 1-365-К,.24-Кс-~ =5.365.0,5-24-0,67-^- = 3700 ч,
где Кг = 0,5 — коэффициент использования в течение года;
Кс — 0,67 — коэффициент использования в течение суток.
254
Примеры расчета грузоподъемных машин
Таблица 38
Проверка зубчатых зацеплений редуктора механизма подъема 1
Определяемые величины Обозначе- ния вели- чин Зубчатые лары
I пара И пара
гя 1 **
Число зубьев г 15 125 13 । №
Модуль нормальный п лом т 1.5 2
Передаточное отношение i 8.33 7.07
Межцентровое расстояние в А 1и5 1 05
Коэффициент коррекции 6 +0,09 —0.09 +0.24 —0,24
Ширина зуба в мм ь 29 16 45 38
Марка стали -* 1 12ХНЗА 45 12ХНЗА 45
Предел прочности в кГ/см~ 8500 8250 85(Ю 8250
Предел текучести в кГ/см- ° у 7000 6600 7000 6600
Твердость поверхности HRC 50—56 7/5 235—280 Н^С 50—56 Н В 235—280
Рабочий крутящий момент в кГсм .... ™кр 101 8Ю 810 5550
Максимальный крутящий момент в к Г см м р гпах 234 1880 1880 12 800
Число оборотов в минуту л 1420 170 170 24
i Коэффициент, характеризующий работу « = М 1.2 1,2 и i Д
1
Динамический коэффициент Ь2 1,2 ПО 1,0
। Коэффициент концентрации напряжений , *КОНЦ 1,0 ПО 1J 1Д
i Геометрический коэффициент X 1 14. 11 1 лэ 55 ! до 0 4
Коэффициент» влияющий на сг_Л 1 , v<b
х рнаг 1 1 1
Коэффициент качества поверхности . . . • 1 1 1 1
Коэффициент нагрузки 1Д4 1,63 Г 62 2,4
Коэффициент формы зуба р 0,37 0,51 fi 0г40 см 0,485
Геометрический коэффициент *1 и,
Коэффициент нагрузки 1 1Д2 [ J2 1.5
Коэффициент концентрации напряжений Ло +2 М 1,3 м
Коэффициент безопасности я 2.2
1 К и с тья н Я- Г- Методика расчета зубчатых зацеплений на прочность. Машгиз. 1954,
Таблица 39
Напряжения в зубчатых колесах редуктора
Вид расчета Напряжения Зубчатые пары
I пара I! пара
Zi *1 *4
Расчет на прочность поверхно- стей зубьев На усталостное выкрашивание Истинные , . Допускаемые 85 13 700 60 9 500 13 19 500 200 14 100
На предотвраще- ние пластинча- той деформации Истинные Допускаемые 13 -40 000 100 20 500 20 -40 000 200 20 500
Расчет на прочность зубьев по изгибу На усталостное раз- рушение Истинные . , Допускаемые 687 2 000 900 2 030 1 960 2 090 1 900 2 710
На предотвраще- ние хрупкого разрушения Истинные . , Допускаемые 1 600 5 600 2 080 5 300 4 550 5 600 4 400 5 300
§ 3. Расчет электротали
255
Расчет вала редуктора (фиг. 175)
Для примера ограничимся
редуктора (фиг. 176).
расчетом одного промежуточного вала
Фиг. 175. Редуктор механизма подъема.
Момент на валу номинальный Мср = 810 кГсм.
Момент на валу максимальный М™рях = 1880 кГсм.
Фиг. 176. Промежуточный вал редуктора.
Усилие в зацеплении:
на колесе 2МСР 2-810 „ Pi = 71 пои = 96 1 £\cosu 18,7э-0,94
на шестерне 2МСР 2-810 Р, -г. = п Q, = 660 кГ. 2 cos u 2,Ь*0,94
256
Примеры расчета грузоподъемных машин
Реакции в опорах вала
D Ра-3,1-Рд-6,2 _ 660-3,1 -96-6,2 _]17 г.
Ks 12,3 ” . 12,3 ' К ’
ЯА = рз — рх — - 660 - 96 — 117 = 447 кГ.
Изгибающие моменты в опасных сечениях а - а и в—в;
Ма = 3,1-Яд = 447-3,1 = 1400 кГсм;
Мв = Яв(6,2 — 1,0) = 117-5,1 = 600 кГсль
Для вала принята сталь 12ХНЗА со следующими характеристиками;
твердость сердцевины по Бринелю 255: a_i = 3400 кГ/см2, т_1-1870 кПсм*.
Расчет на прочность по
сопротивлению усталости
Сечение а—а
№ = 0, Ы3 - 0,1 - 2,63 = 1,76 см3; \V2d3 = 3,52 с.и3,
ео = 0,77; ет = 0,77; Д=1; -У^., Ка = 1;
I; п - 2,7;
о = Ма 1400 -=795 кГ/см2;
U7 1,76
т = ^ср 810 3,52 = 230 кГ/см2;
3450-0,77 = 3,3;
1 795
«т Т-1Е* 2350-0,77 = 7,8.
1-230
_ вдПх _____ 3,3-7,8
Т~ у + 7.8*
Сечение в—в
U7 — 0,1 d3 — dl-- о, 1 - З3 — 12’°’4 " °’4)8 = 1,58 см3;
и о
WK = 0,2 d3 — d'h{dt - 4,24 см3;
ea = 0,75; b'v O,75; Ko 1,92; KT = 1,9; n = 2,7;
/VI 600 лол p r f?.
о = — = 380 кГ!см\
»Y 1 ,0O
AJhD 810
т =--- -jttt- — s' - 190 кГ/см2;
U'x 4,24
О-^ст 3450-0,75 q r-
П° ” ~K^ ~ 1,92-380 “ 3,5;
t„,Et 2350-0,75 . n
T " Лт-т 1,9-190 ’ ’
_ 2 9
) П2а + V 3,52-Р 4,92
Расчет вала на прогиб и угол закручивания, ввиду большой жесткости
вала, не приводится.
§ 3. Расчет электротали
257
Расчет стопорного колодочного тормоза (фиг. 177)
М„ом = 101 ^см.
Расчетный тормозной момент
МТ = 1,2 Мном = 1,2-101 = 121 кГсм;
/ — 0,4 — коэффициент трения стали по
Нормальное усилие на колодках
~ Df ~ 10-0,4 ' ’
Усилие замыкания
р — Рт'с 30‘_ ]о кг
г гам -- d ... е 15
Усилие размыкания
р Рт’С Ь 30-6,5-1 _ .J р
с \d ' сщ ' 13,3-15,5-0,85 1,1 Л '
Вес рычага, соединяющего ротор
вальцованной ленте.
электромагнита с размыкающим кулач-
ком, Р„ = 0,2 кГ. Требуемое усилие фиг- 177- Схема стопорного колодочного
электромагнита *
/\=₽ + ^= 1,1 10,11,2 кГ.
Требуемый ход электромагнита при отходе колодок е = 0,1 мм и допу-
скаемом износе обкладок между регулировками 6 — 0,5 мм.
h = (в + д)А±£ “ = (0,1 +0,5)Щ-= 19.0
L U 0,0 1
Принят электромагнит, который имеет Рм 1,5 пГ; h = 20 мм. Наи-
большее давление на обкладках
р == = ЁйГТб 2,1 < 1Р1 “ 6 кГ/см*,
где I = 55 мм — длина обкладки и В = 26 мм — ширина обкладки.
Расчет грузоупорного тормоза (фиг. 178)
Исходные данные:
Мср — 810 кГсм — крутящий момент на валу, где установлен тормоз;
/ = 0,12 —коэффициент трения вальцованной ленты по стали в масле;
/0 = 0,1 — коэффициент трения стали по стали в масле; угол трения
р = 5°40'.
Резьба винта тормоза прямоугольная двухзаходная:
dH = 40 мм — наружный диаметр резьбы;
de = 30 мм — внутренний диаметр резьбы;
t = 24 мм — шаг резьбы.
Угол наклона нитки резьбы
«₽ = 4Г-ТП135=О’218; 3=12’50'.
Условие работоспособности тормоза
№ер > rcp tg (₽ + е); 0,12-5,5 > 1,75 tg (12°50' 5°40');
0,66 >» 0,585 — условие выполнено;
17 Руденко и др.
258
Примеры расчета грузоподъемных машин
здесь средний радиус дисков трения
р DH-\-De _ 140 + 80 _ „
К ср '—~~4----- —------4-"" ' ’ ОО ММ
Определение осевого усилия в тормозе:
Фиг. 178. Грузоупорный тормоз.
Мср „ 810
^ptg(0 + Q) + f/iep ~~ 0,585 + 0,66
= 645 кГ.
Линейная скорость на диске тормоза,
отнесенная к среднему диаметру дисков тре-
ния,
jtDC[,n 3,14-0,110-170
vT = =---------гл-------— 1 м/сек.
7 60 60
Давление на диске
N _ 4W _ 4-645
Р ~ f п(14*-8*)
= 6,2 кГ/см2 -< fp],
где [pj = 10 кПсм2 при работе в масле.
2. Расчет приводной тележки
Схема нагрузок на тележку тали приве-
дена на фиг. 179; конструктивное исполне-
ние тележки — на фиг. 180.
На схеме:
Q = 1000 кГ — вес груза;
Gi = 40 кГ — вес приводной тележки;
G., - 115 кГ — вес подъемного механизма;
G;i = 10 кГ — вес холостой (неприводной) тележки;
G4 - 25 к Г — вес остальных элементов тали, приведенный к оси крюко-
вой подвески.
Суммарное усилие, воспринимаемое катками,
[ Qo -= Q + Gx I- G2 + G3 + G4 = Q -r Go = 1000 + 190 - 1190 кГ.
Определение давления на катки:
1) Электроталь с грузом:
А GtH
(<? + (fr + c) -Г G.C
1025-28,4 + 115-11,2
44
= 733 кГ;
- — Л 1190 - 733 = 457 кГ.
2) Электроталь без груза:
„ О.№ + <> + ^ = 40 + 25-28,4 +115-ИД =
1 1 а + b -J- с 1 44
В' = Go — А' = 190-85 105 кГ.
Сопротивление передвижению тали принято равным 0,03 от суммарного
веса электротали. При движении тали с грузом Q = 1 Т.
W = 0,03 (Q + Go) = 0,03 (1000 + 190) - 35,7 кГ.
§ 3. Расчет электротали
259
Потребная мощность электродвигателя
1201% -60
35,7-20
102-0,9-60
— 0,13 кет,
где vT — 20 м/мин —- скорость передвижения;
т|в = 0,9 — к. п. д. механизма передвижения.
Фиг. 179. Схема нагрузок в электротали поперечного
исполнения.
Принят электродвигатель АОЛ 12-4, имеющий N =0,18 кет:
пдв = 1400 об/мин-, ^пуск- — 1,4.
Число оборотов ходовых колес при диаметре колеса = 120 мм
п = — 53 об/мин.
nDx. к л-0,12
Передаточное число редуктора
Разбивка передаточного числа показана на схеме привода на фиг. 181.
Произведем проверку запаса сцепления ходовых колес с двутавровым
рельсом в процессе пуска при работе без груза.
Время разгона
12GDdende , G0Dx. кпде
375 ' 375 -<qT|0
Номинальный момент двигателя
= 975 4- = -975|4000''8 - °.125 «Гм.
Пусковой момент двигателя
Мпуск = 1,4Л1^ = 1,4-0,125 = 0,175 кГм.
1
МПуск ~~
17*
260
Примеры расчета грузоподъемных машин
Маховой момент двигателя
GDt = 0,007 кГм.
Усилие сопротивления при работе без груза
= 0,03 Go = 0,03-190 = 5,7 кГ.
—- 90
320
Фиг. 180. Приводная тележка.
Момент сопротивления при ра-
боте без груза
ДЛ W}DX. к
М.
2-26,4-0,9 -=0’°13 кГм'
I 7 1,2-0,007-1400
1;1~ 0,175-0,013 375
190-0,12-1400 \
375-26,42-0,9 )
= 1,05
сек.
Среднее ускорение при пуске
а -= = (L|21.’ - = 0,314 м/сек2.
1п Ь0-1,05
Фактический запас сцепления [формула (31)]
G(Jcp
190-0,12
57 190 f°-314 4~2оп3 2
о,7 , 190 9 gl 4 , 3
2>1М 1Л
Фиг. 181, Кинематическая схема привода
тележки.
It
Фиг. 182. К расчету траверсы электротали поперечного
исполнения.
§ 3. Расчет электротали
КЗ
CD
а*
262
Примеры расчета грузоподъемных машин
Таким образом, буксование исключено. При расчете запаса сцепления,
учитывая возможность попадания воды на
сцепления ходового колеса с рельсом принят
монорельс, коэффициент <р
равным 0,12,
чет траверс эле к трот а
исполнения (фиг. 182)
n Q 4- 64 1000 44 25 = 512,5
тр
2
ли поперечного
512,5-165 115
- 790 кГ;
Р тр'165
Н5 1 2 ~ 115
-P3 — Pmp—G2 = 790 — 512,5—115 = 160 кГ;
О fflfJ Л 1 Т
2
Р тр'^7,5
А = 44 _
я л = Ppp ' Р3 /34 - - 512,5 + 790 — 160 — 730 = 415 кГ;
Л1С = /?л-6,5 = 730-6,5 = 4700 кГсм',
MD = RA'27,0 — Pr-20,5 = 730-27 — 512,5-20,5 = 9000 кГсм;
= Л?в-5,5 = 415-5,5 = 230 кГсм\
Мк = 7?л-2,5 = 730-2,5 = 1830 кГсм.
512,5-37,5 4- 790-17 - 160-5,5
= 730 кГ-
Сечение к—к:
к ь
Сечение с—с:
U7c
Опасные сечения
Мк — 1830 кГсм.
3*6’2,52 о ~ * 1830 С1п г/ г
=-----г----= 3>6 см3; = 510 кГ/см\
6 ’ х 3,6
Мс = 4700 кГсм.
V
_МНЯ-Л’)_ 3^6 (3 63 _ i |5зр= 7 д CAi3.
6/7
ст _ 670 кПсм*.
с 4tl
Сечение d—d:
Md = 9000 кГсм\ 3,6д3,6~ --- 7,8 сл<5;
° ** о о
Р
в
9000
“ 7„з
1150 кПсм\
Для траверсы, изготовленной
из
а с ч е Tj траверсы крюк
стали Ст. 5, напряжения допустимы,
о й п
о д в е с к и (фиг. 183 и 184).
Изгибающие
сечении а—а
моменты:
.. Р1 1000-6,8
= -л—
1700 кГсм;
о в
в сечении в—в
Мв = ТД.О.в = 400 кГсм.
§ 3. Расчет электротали
263
Фиг. 183. Крюковая подвеска.
Г— Ф36---ч
Фиг. 184. Траверса крюка.
264
Примеры расчета грузоподъемных машин
Напряжение в сечении в—в
j Л4 л л 400 «г'л г41 л
(Ув л? 2,4 g 13.3 да — 150 кГ/см*,
где k = 2,4 — коэффициент, учитывающий концентрацию напряжений.
Напряжение в сечении а—а
, М , f. 1700 ппп „
ou k •=- = 1,6- „„ - = 930 кПсм\
где
W = Ь4 = Е.°-ЗД-3.5‘. 219 см?.
о б
здесь k = 1,6.
Материал траверсы — сталь 45,
ПРИЛОЖЕНИЯ
ПРИЛОЖЕНИЕ I
КРАНЫ ПОВОРОТНЫЕ, КОНСОЛЬНЫЕ И КОЗЛОВЫЕ
X ар о к гп вр и ст и л о
На имена- Вонне -ь S £ Й ? & ? <3 чэ Мощность электроде в квт =5» 11 S о ? S §S & Чй > h/л спектра двигав теля с» В >: g V о 1 & * § 5* § flff 8
^Подъем груза - 57 -&35 15 13,5 960 1000 КТ 110/1004 КП 1)0/734 м ?5% л РОмР М01 5
Передвижение тележки -12,0 -11,3 4 5 ЭЧО 990 КТ 33/100?
f еле**# 509 5
Повар eta кра на ов/нин 1J2 105 4 яро
Кран поворотный грузоподъемностью 6 т
Характеристика
Нянчено ванне Скорость в к/мин Мощность зяектрсдА в Л с Число аваротов в минуту Тип злектри- дВи&о теля высота подъема । ипжЗи вес в кг
Падъеп гроза Л2 12,3 940 КТ 75/1004 3.5 м 0815% Крана 5615
Передвижение текакки 12 З.б 880 КТ 22/1002 тележки 480
Поворот кра- но ов/ffUH 1 3,6 8вв КТ22/Ш12 Общий вес 6095
266
При ломание /
Крон консольный
* —RJJ/J ‘ —
L.--------—--------gif is-------—К—:700—-I
Характеристика
Г) £ * '< =» £ &£ Л * й 3?^ *s 5 * S 1 '< Б ? ^§i? -2г Г> *- Tttjo ?^екл?дл- dtfaza- tTJ&Pft И =ё ? t g h 8 яг
9291
гсдежки 22?C
Падьег еруза 74J 12 Ю20 ХОД 7$1Ю(Н 6 м П8?№
ёес П51!
ыгредвнже мт млеят ?? 6 П20 KM22MW2 ПВ1$%
ДфВле^ис Je/jjTJii'*' ffxr Hff *47J?71?X 8255 758ll_
'е&едвит 82 20 8 70 КПД ?№'№ П8Ц&
Крон консольный поворотный ко тупой
грузоподъемностью 7,5 т
Характеристика
^4£/m₽A/?- E -L r £ £ — ih IF I'n/jnf) 7un jneK'Tippt dBUn r7 • k- r &? t. * * £ a e нг '
~i:>5 <’Л/Дс7 7/7,5 20 810 A 0 229/815 ng mi PI £7F? (J ЯХ и ч ft A(? ti конструкции 94 7?
1^.7 ?ч J WOO KO 22/100? w H8-J52 Mi’/GffUjATtfiJ 8938
'ере^о^р .‘г/? 8 980 KU №№% Общий дес крана 18410
Краны поворотные, консольные и козловые
267
Кран козловый с магнитом
грузоподъемностью 5 т
Характеристика
Наименование Скорость в н/нын Мощность nr Чисм оборотов S минуту Тип злектро- дбига- теля высота подъема Режим работы Вес 8 кг
моста 12120
Подъем йрцзя и 22,5 870 КЛ-150/1М
тележки 3140
Передвижение тележки 37 4,1 1000 КО-22/Ю02 Им ПВ25%
Общий вес 15260
К71-30/Ю02
нереиоижение мости 30 6,1 1000 Давление на каток 7000
Кран полукозловыи с выдвижным монорельсом
грузоподъемностью 1т
$480
Характеристика
Наименование Скорость в м/мин Мощность змктроЗв в квт О d t Ч е М й сх <r У; Тип злектро- двига- теля Высота подъема Режим работы Вес 6 кг
Подъем груза 10,7 3 910 кгк-зо/ш 3,3 м П8 25 7о крана г балластам 73490
Передвижение тележки 25,2 2,2 990 KTK-22/1QO2 ПВ25%
бамсссти 1550
Передвижение стрелы 20.8 ?,2 900 КТК-22/Ю02 ПВ^5^
Давление на каток 4700
Передвижение крона 42,5 9.0 710 КТ-110/755 лвт
ПРИЛОЖЕНИЕ II
КРАНЫ ПОВОРОТНЫЕ И КОНСОЛЬНЫЕ
Кран консольный
кату чип поворотный
грузоподъемностью 5т
шз
ООО
Выпет 1970
1600
2300
3360
Характеристика
Наимено- вание t 1 ё t: Й *> Мощность электро дбигагпеля в кв/п Число об/мин &1/ЭШ OUuiXBifC UPf Высота подъема Режим работы
Подъем груза 7 2,25 880 КТ 22/1002 У,2 м ПВ 157 Общий вес крана 2710 кг
ПовврОГП крана Ручной угол поборота 12П*
Давление на каток 3100 кГ
Передвиже ние крана 46 2,85 9Q0 КТ 22/1002 ПВ257.
Кран консольный поворотный грузоподъемностью 5 т
Характера стика
Наимено- вание Скорость й м/мин Р7РШН зленпую -ОбРгит. вквт Число об/мин Тип зле к три -08ига^ теля Высота подъема Режим работы Вес в кг
мет алл и осекай конструкции 6488
Подъем 10 п 9SO КТНО/ЮОЧ 5,5 п ПВ25°А
Передвиже ние крана 60 11 960 KT1W/1QU4 механнзмпК 5172
Вес крана без пративовсса ' 11550
Наворот храни 2Л иб/жн/ 2,2 900 КТ 220032
Давление на каток Верток 15300
г- . * Ток 3 х фазный 500 8 Гприз. 1600
Краны поворотные и консольные
269
Кран поворотный свободностоящий грузоподъемностью 3 т
а I
Иатен& ванне It fi Тил злектро -двига- теля высата подъема Рейсам рсгдаты
Надъем груза 6 Z5 935 КТ 7SHQ04 5п пет Вес кдара'С^гро- злектриабосу- да8а/шем тюк
fi&e&ffaxe- ниекрма 12 2,65 84Q КТ 22HOQ2 пвк%
Поворот крана 2 3.0 920 КТ 3Q11QD2 НВ 25% Давление м Фундамент 25000кГ
Кран консольный грузоподъемностью 3 т
270
Приложение П
Кран ручной свободностоящий поворотный
Кран ручной поворотный
грузоподъемностью 1,5 т
5500
Краны поворотные и консольные
271
Мостовой кран с поворотной стрелой
Потолочный кран
Горизонщальные фермы консольных кранов
272
Приложение III
Консольно -мостовые краны
КРАНОВЫЕ
ПРИЛОЖЕНИЕ Ш
УЗЛЫ И ДЕТАЛИ
1. Редукторы цилиндрические, двухступенчатые типа РМ
Исполнение редукторов Таблица 40
Исполнение
I 11 III IV V VI VII VIII
4 Число зубьевх: б ZIU zT > » .—— zT U4 Передаточное число 1 kz? — чясло зубь< U4 Л F 88 и 85 14 48,57 ;в шестер( 86 13 85 14 40,17 ;н и коле 85 14 83 16 31,50 с быстрох 81 18 83 '16 23,34 одной ст} 79 20 83 16 20,49 Шенн; 2? 77 22 81 18 15,75 Я z£—ти 73 26 81 18 12,64 хоходной 69 30 81 18 10,35 сту пен 1U
Таблица 41
IS РудеHKU
Размеры и вес редукторов
&ид А
Типоразмер редуктора Ра 3 51С fl Ы в ММ Фундаментные болты Подшипники Вес наи- больший । Н кГ {
Меищситроные расстпяИ ИЯ По концам валон -4, в D, Я, с с. И н. L М Л" Я Коли- чество 5 В ЛКН d в мм
л i в2 н,
РМ 250 250 100 150 200 238,5 174,5 10! 230 — 190 60 28 324 160 540 345 20 4 235 17 406; 412; 417 102
РМ 350 350 150 200 260 268,5 214 132 290 250 100 40 400 200 1 ' 730 470 “— ,25 4 310 17 408; 412; 217 172
РМ 400 400 150 250 270 325,5 234 133 310 270 по 80 495 250 826 490 - 25 4 370 17 408; 412; 317; 220 250
РМ 500 500 200 300 330 345,5 270 148 350 310 130 80 592 300 —— 986 620 — 25 6 240 17 410; 317; 220 345
РМ 650 650 250 400 430 452 342 163 470 318 410 160 85 ‘697 320 95 1278 830 495 35 8 215 25 412; 7318; 7526 810
РМ 750 750 300 450 450 472 362 207 510 362 450 165 95 745 320 130 1448 1025 620 35 8 275 25 412; 7318; 7526 ИЗО
РМ 650 850 350 500" 510 552,5 403 236 580 418 520 155 75 ;875 400 105 1632 1100 610 40 8 300 32 7318; 7528; 7530 1462
Крановые узлы а детали
го
Размеры концов валов редукторов в лсм
Таблица 42
К)
Ё Быстроходный San Тихоходный дал с концом 8
Приложение III
Быстроходный в ал Тихоходный в;ы
Типоразмер пелvkтопа d а В, с цилиндрическим конном с концом н виде зубчатой муфты
41 не менее h 1$ ь G <*4 вг т. Z D Vi Da о3 Е в» в. В,
РМ 250 30 55 120 60 8 16,5 200 55 65 18 63 135 85 238,5 3 40 126 72 35 95 174,5 154,5 20 35 50
РМ 350 40 75 150 85 12 21,5 260 55 65 18 63 165 85 268,5 3 48 150 90 40 110 16 214 189,5 25 45 60
РМ 400 40 75 160 85 12 21,5 270 80 90 28 93 180 125 325,5 3 56 174 90 40 135 16 234 207,5 25 45 60
РМ 500 50 85 220 85 16 28 330 80 90 28 93 200 125 345,5 4 56 232 120 40 170 16 270 238,5 35 50 75
РМ 650 60 ПО 290 108 18 32,5 430 ПО 130 36 127 265 165 452 6 56 348 170 45 260 16 342 310 40 68 95
РМ 750 60 110 310 108 18 32,5 450 ПО 130 36 127 285 165 472 6 56 348 170 45 260 16 362 330 40 68 95
РМ 850 90 150 340 135 24 49 510 130 150 36 147 325 200 552,5 8 54 448 190 105 260 22 403 363 50 78 100
. .'^1 -
Таблица 43
Характеристики редукторов
Типоразмер редуктора РМ 250 РМ 350
Исполнение I 11 111 IV V VI VII VIII I II III IV V VI VII МП
Передаточное число 48,57 40,17 3130 23,34 20,49 15,75 12,64 10,35 4837 40,17 31 30 23.34 20.49 15,75 12.64 1035
Число яб/мин Режим работы Мощность, подводимая к редуктору, и кет
600 ПВ= 15% ПВ =25% П В = 40% ПВ = 100% 1.2 1-0 0,85 0,35 1,4 1,2 13 0,4 13 13 L4 0,55 23 2.2 13 0,75 2,9 23 2J 0,85 со — со го со с-4 —” 4,3 3.7 3,1 13 4.8 4.2 зз I 3 23 2.4 2.1 0,85 3.4 2,9 23 0.95 4,7 4,1 3,4 1,2 6,2 5,4 43 1 .6 6.9 6.0 5J 1 3 9,3 8.1 6Т9 2,7 11.2 9.7 8,3 3.4 13.0 11 3 9,6 43
750 ПВ = 15% П В = 25% ПВ =40% ПВ= 100% 1,5 1 гЗ 1 л 0,40 17 13 U3 0.5 2,2 13 13 0.70 3J 2,7 23 03 33 3.1 23 13 4.0 33 33 1,4 4.6 4.0 3.4 13 5,5 43 4,0 2.2 3,5 3.0 23 0,95 4,1 33 3.1 1.1 53 5,0 4,3 13 7,5 6,5 5,5 2,0 83 7.1 6.1 2.3 11,2 9,7 83 3,4 13,1 Н.4 9.7 4,3 153 133 11,2 5,6
1000 i । 1 izxrx • со ото оз ' 0 II INI — »U t<i — О о сп сл V. OS ‘C ••« - 1.8 1.6 13 0,55 2,4 2.1 13 0.65 2.6 2,3 2,0 0,9 3.6 3,1 2,6 1 3 43 33 33 1-4 4,6 4,0 3,4 2,0 5.5 43 4J 2,4 6.2 5,4 4,6 3,0 4,6 4,0 3,5 1,25 5,5 43 4,0 13 73 63 5,5 2.0 9.6 8,3 7,1 2.7 10,5 9,2 7,8 ЗЛ 13,9 12,1 103 43 16,1 14,0 11.9 5,7 18,1 15т7 13.3 7,0
1500 . ± . Э.-.Фе =" о* O'-О ifl Ю © О — г>| — И II II со со со сс ЕХСХ 2.4 2.1 13 0,8 2.9 23 2.1 0.95 3.1 2.7 2.3 1,35 43 3,7 3.1 13 5.1 4,4 3,7 23 53 43 4,1 3.0 6,9 5,5 4,7 3,8 7,0 6.1 5.2 4,5 63 53 4,9 1.9 73 63 53 2.3 10,7 9,3 7,9 3.0 I3/J ИЗ 93 4,1 143 12.9 11,0 43 18,1 15,7 13,4 6,9 21.0 18.2 15.5 8,5 26.0 21,0 17,8 9,5
Типоразмер редуктора РМ 400 РМ 500
600 е- • - •. Ф % а ф • С • С ''С?' • " V5 ю * •.-? — см тг — 1? II 1! II со со сора ЕСЕХ 4.5 3,9 3,3 1,6 S3 5,0 4,3 J .9 6,3 53 4,7 23 юз 8,1 6,9 3,4 10,1 9.3 7,9 33 11,9 10,4 83 5,3 14,2 12,4 10,5 6,7 16,2 14,1 12,0 8,2 93 8,1 6,9 23 И ,1 9.7 83 3.2 14,8 12.9 10.9 4,3 21,0 17,5 15,0 5,8 22,5 193 163 6,6 28.0 24,5 203 9,3 rg сл -гл о с; • 37.5 33,0 27.5 14,1
750 ОТ ОТ S3 со II II И <1 — 4i. fO “ С- С С’| сл о- ф- =-.с сечс =► о - 5.2 43 33 1.9 6.6 5,7 43 2.2 73 63 53 3.1 10,4 9,1 7,7 4.2 12,0 10,4 83 43 13,2 11,5 9.8 6,7 15,6 133 ИЗ 8,-1 17,9 15,6 13,3 10,2 И ,6 10,1 8,6 3,3 133 12,0 10,2 3.8 17,4 15.1 123 5.4 213 21,0 18,1 7,3 273 24,0 20,4 8,3 31,0 27,0 23,0 ИЗ 37,0 32,0 27,0 14,4 43.0 37,0 31.5 17.6
1000 А ОТ ОТОТОТ II II II II “ Лк к — — О1 СП .. ф .ф' ~ . с Ф -ф С а - 53 о,0 4,3 2,5 8.0 7,0 5.9 3,0 9.1 7.9 6,7 4,1 12,2 103 9,0 53 13.5 11,7 93 6,4 15.4 13,4 11,4 33 183 16,2 133 И.1 21,0 18,3 153 133 14.6 12,7 103 43 18.1 15,7 13,4 5,2 24.0 18,1 15.4 7,2 bi r< 1-L 0 0-7- -q Сл СЛ । 1 31.5 273 23,0 ] ИЗ 35.5 31.0 26.0 15,4 43,0 37,5 32,0 19,2 48,5 42,0 35,5 23,5
J 1500 ПВ^ 15% ПВ=и=25% ПВ а 40% П В = 1(М)% 8,0 7,0 5.9 27 93 83 73 4,5 Ю,7 9,4 8,0 6,2 14,9 13,0 11,0 8.5 16.3 147 123 9,7 183 16,4 13,9 12,7 213 183 15.8 16,1 233 20,5 17.4 18,7 183 163 13.9 6.4 23.0 20,0 17,0 73 26,0 223 19,2 10.8 37,0 32.0 27,0 14.6 40.0 343 29.0 16,6 43,5 38,0 32,0 23,0 50,0 43,5 37,0 26.0 55,0 47,5 40.5 32,U
Крановые узлы и детали 275
Продолжение табл. 43
Типоразмер редуктора РМ 650 РМ 750
Исполнение I И III IV V VI VII VIII I И Ш IV V VI VII VIII
Передаточное число 48,57 40,17 31.50 23.34 20,49 15.75 12,64 10.33 48,57 40,17 31,50 23.34 20,49 15,75 12,61 10,35
РМ 850
I и Ш IV V VI V11 \ 111
48t57 40,17 31,50 23,34 20,49 15,75 12.(П 1С.З
I
I
।
i
♦Мощность, подводимая к редуктору» в Ш1
; боо i Г1В = 15% 20,5 17,0 15,2 6,7 26.0 22,5 19.2 7,7 29.5 25,5 21,5 10,3 42,0 36.5 31,0 13,8 48,5 42.0 35,5 15,8 55,0 47,5 40.0 22,0 65,0 57,0 48,0 27,5 75,0 65,0 55,0 33,3 32 28 23,5 9,5 38,5 33.5 28Ф5 11,0 51 44,0 37,5 14,5 70 61,0 52 19.5 78 68.0 58 22,5 96,0 84.0 71 31,5 115 100 85 39,0 129 112 95 47,5 — Сл’ С2 4^ СЛ ГчУ ОС. и- СП Сл 53 46 39 14,7 73 63 54 20 94 82 69 27.5 108 94 80 31 114 125 106 43 172 !50 127 53,5 1 202 176 140 66
ПВ = ПВ ПВ - 25% W%
ИВ [5% 23,5 30,0 33,0 47,5 55,0 60,0 71,0 84,0 40 47,5 60 81 95 107 127 147 55 66 88 116 131 174 200 235
ИВ = 25% ГУ Сл 26.0 29.0 41,0 47,5 53,0 62,0 73,0 34,5 41 52 73 83 93 ПО 128 47.5 57 77 101 111 151 174 2и5
75(J ИВ --= 10% 17,4 22,0 21,5 35 т0 40.5 44.5 СП Ql 62,0 29.5 35 44,5 62 70 79 94 109 40,5 48.5 65 86 97 120 Е -18 174
ПВ - !(J(j% 7,7 9,2 12,8 17,4 19.5 27.5 35.0 12,0 Н Л1 13,1 18,2 24,5 28 39,0 И 48,5 60 15,2 17,9 23 33,5 38,5 51 67 75
ПВ - I 5е' ij 28,5 36,0 40,5 55.0 64. U 69,0 83,0 95,0 51 62 72 97 108 122 159 168 73 86 115 148 162 19j 236 1 1
ПВ = 25% 25,0 31,5 35,5 48,0 56.0 60.0 73,0 83,0 44 54 63 85 94 106 130 146 63 /0 100 129 141 168 205
Нл.Ю ПВ - ‘Ю% 21,0 26,5 30,0 4 if, 5 47.0 51.0 62.5 70.0 37 46 53 72 80 90 по 124 54 64 85 ПО 120 143 i 74 г
ПВ - н.ю% 10.1 12,3 17,0 2j ,(j 26,5 37,0 46,0 50,5 14,5 17.5 23,8 35 hj i . . 52 59 72 21,3 24 33 45 51 72 . X— i
ПВ - 15% 36.5 44,5 48,5 1 69,0 80.5 85,0 65 79 86 120 135 150 103 122 137 186
ПВ - 9*10 . и 32.0 38,5 42,0 60,0 70Д1 74,0 56 69 75 104 118 130 90 106 119 162
1509 л в = 40% 27.0 33,0 36,0 51,0 60,0 63.0 48 59 63 89 100 111 76 90 101 138
ПВ - 100% 15,2 18,4 25,5 34,5 39.5 50.0 21,5 26,5 36,5 48 56 71 29.6 35,5 50 68
Приложение III
Таблица 44
2. Редукторы вертикальные крановые типа ВК
Размеры и вес редукторов
Конец быстроходном §ала
Конец тихоходном 8аяа
Типоразмер редук- тора i Размеры в мм Отверстия под крепежные болты Размеры концов валов в лм£ Подшипники Вес наибольший зкГ
Межцентровые расстоян ия Основные размеры С i Л Г Количество Расстояния в лкк Тихоходный вал
М в, вг Быстроходный вал
Л Д1 ,4. И 3 В И L Вг В* W с. С. 4 /1 f я 1 и 7:t
<6 Ч
ВК350 350 130 130 901225 320 575 180 197,5 125 280 220 50 13J 150 235 4 185 185 17 117,5 60 20 30 16,5 8 55 125 55 35 38,5 10 206; 208 117
В К 400 400 165 130 105 245 395 665 230 207,5 160 107 240 50 151 190 245 6 155 * 205 17 127.5 60 20 30 16,5 8 55 145 85 55 60 16 206;208; 212 149
В К 475 475 210 160 105 255 450 790 255 242,5 200 482 250 50 165 220 325 8 180 200 215 17 132,5 85 25 40 21,5 12 75 150 105 65 /0,5 18 208; 214 205
В К 550 550 220 190 140 285 480 880 285 257,5 215 t>57 280 50 195 235 340 8 70 320 245 17 147,5 85 25 40 21.5 12 75 170 115 80 87 24 208; 212; 217 272
BKG00 600 240 220 140 285 528 950 285 257,5 235 607 280 50 195 255 355 8 70 375 245 17 147,5185 25 40 21,5 12 75 170 115 80 87 24 208;212;217 296
В к800 800 300 280220 460 671 1240 400 390 290 710 450 70 324 325 460 8 120 330 400 25 280 85 25 50 28 16 85 275 125 95 103 28 320; 410;412 845 1
Таблица 45
го
м
сю
Характеристики редукторов
Типоразмер редуктора ВК 350 в к 4U0 В К 475 вк 550 ВК 600 В К 800
Исполнение I 11 III IV I 11 111 IV I 11 III IV I II 111 IV I II III IV I III
Передаточное число 49,49 30,56 14,67 10,69 85,39 4L23 21,0 15,95 109.61 52,92 29.06’ 19,68 126J8 бй.28 32,9 17,72 126,29 68,1.12 32,93 17,74 1 I5M17 ЗЦ6
Число об/мин Режим работы Мощность, подводимая к редуктору, в кет
ПВ = 15% 0,80 1,3 2,6 3,4 1,1 2,2 4,1 5,4 1,4 2,8 6,0 7,0 1,7 3,2 6,4 11,5 1,7 3,2 6,4 11,5 8,2 18,2
600 ПВ - 25% 0,70 1,1 2,2 3,0 0,90 1,9 3,6 4,7 1,2 2,4 5,2 6,1 1,5 2,8 5,6 10,0 1,5 2,8 5,6 10,0 7,1 15,8
ПВ = 40% 0,60 1,0 1,9 2,5 0,80 1,6 3,0 4,0 1,0 2,0 4,4 5,2 1,3 2,3 4,7 8,5 1,3 2,3 4,7 8,5 6,0 13,4
ПВ = 15% 1,0 1,6 3,2 3,9 13,4 2,7 5,1 6,6 1,8 3,4 7,4 8,2 2,1 4,0 7,6 14,2 2,1 4,0 7,6 14,2 9,3 25,0
750 ПВ - 25% 0,90 1,4 2,8 3,4 1,2 2,4 4,4 5,7 1,5 3,0 6,5 7,1 1,9 3,4 6,6 12,3 1,9 3,4 6,6 12,3 8,1 21,7
ПВ = 40% 0,75 1,2 2,3 2,9 1,0 2,0 3,8 4,9 1,3 2,5 5,5 6,0 1,6 2,9 5,6 10,5 1,6 2,9 5,6 10,5 6,9 18,4
ПВ- 15% 1,3 2,1 4,0 4,7 1,8 3,6 6,7 8,4 2,3 4,4 9,2 9,6 2,8 5,2 9,4 18,4 2,8 5,2 9,4 18,4 11,0 28,0
1000 ПВ- 25% 1,2 1,8 3,5 4,0 1,5 3,1 5,8 7,3 2,0 3,8 8,1 8,3 2,5 4,5 8,2 16,0 2,5 4.5 8,2 16,0 9,6 24,4
ПВ - 40% 1,0 1,6 3,0 3,4 1,3 2,8 4,9 6,2 1,7 3,2 6,9 7,1 2,1 3,9 6,9 13,6 2,1 3,9 6,9 13,6 8,1 21,0
Приложение ///
Таблица 46
3. Редукторы типа КЦ1 и КЦ2
Размеры и вес редукторов
Типо- размер редуктора Размеры в мм Отверстия для фундаментных болтов в Подшипники Вес нан- польшпн в
Основные Но концам валов Л1 Bl въ я. С L, К fl OL'aiipj S Si sa в. d
А At В в, Я Я» L Яз Bs
КЦ 1-200 200 — - - 300 300 435 900 460 255 1 3101240 225 180 110 480 20 4 85 375 - 250 17 413; 410; 218; 46310; 3610 190.
КЦ1-250 250 — 375 375 515 ' * 1170 625 317,5 360 305 — 265 240 160 600 “ 25 4 120 480 — 325 21 317; 220; 3616; 66412 400
КЦ 1-300 300 — 450 410 607 1274 625 383 405 310 — 315 240 170 680 25 6 120 280 265 — 350 21 7618; 7612; 3616; 46412; 7723 490
КЦ1-400 400 526 526 705 95 1703 848 458 460 420 334 320 320 272 930 530 35 8 212 235 140 335 450 25 7526; 7522; 7618; 3622; 46116 1010
КЦ 1-500 500 — — 630 630 877 100 2085 1030 550 565 430 450 400 340 340 1160 620 40 8 250 390 210 390 550 32 7530; 7526; 7620; 3622 1170
КЦ2-500 200 300 350 350 601 —.— 1300 460 325 400 250 1 315 180 120 830 25 6 90 395 310 — 300 21 317; 410; 22u; 46310; 3610 435
КЦ2-750 300 450 550 550 765 130 1883 625 470 525 350 366 335 240 180 1260 635 35 10 120 260 290 190 380 470 32 66412; 11616; 7612; 7618;7522; 7526 1270
КЦ2-1000 400 600 690 690 956 200 2482 848 620 645 430 490 400 320 250 1700 1170 40 10 165 360 360 280 530 600 32 16416; 3622; 7618; 753o; 7536 2605
КЦ2-1300 500 800 850 850 1272 240 3168 1030 790 820 465 610 530 340 310 2200 1150 50 10 220 460 460 400 700 740 38 7620; 3622; 7536; 3538; Зои; 37 14 5380
Крановые узлы и детали
ю
из
280
Приложение Ш
Размеры концов валов редукторов в
Таблица 47
СИ
Быстроходный вал
Я
<Ь’
Конусность Л
£з
Тихоходный Зал с цилиндрическим
концом
Тихоходный вал с концом
в виде зудчатой му (рты
Ьз
<s
4^
<ъ
Tivto- даамер редуктора Быстроходный вал Тихоходный пал с цилиндрическим концом
d, не менее 0 1% t1 В, К i>2 i, ^3 в3 т Z
КЦ1-200 40 75 350 85 12 21,5 460 45 14 51 88 255 3 40
КЦ 1-250 50 85 515 85 16 28 625 55 16 62 108 317,5 3 48
КЦ 1-300 50 85 515 85 16 28 625 70 20 75 138 383 3 56
КЦ 1-400 60 ио 708 108 18 32,5 848 90 24 101 176 458 4 56
КЦ1-500 90 150 860 135 24 49 1030 по 32 125 216 550 4 56
КЦ2-500 40 75 350 85 12 21,5 460 70 20 19 138 325 3 56
КЦ2-750 50 85 515 85 16 28 625 90 24 101 176 470 —- —
КЦ2-1000 60 110 708 108 18 32,5 848 130 36 147 255 620 6 46
КЦ2-1300 90 150 860 135 24 49 1030 190 45 211 . 350 790 6 56
Тихоходный вал
с кондом н виде зубчатой муфты
Типо-
размер
редуктора rf5 ьа 1 7 С
КШ-200 126 130 80 20 194,5 219 45 68 20
КЦ1-250 150 160 90 25 240 266,5 48 60 20
КЦ 1-300 174 180 110 25 295 325 55 70 22
КЦ1-400 232 240 140 35 338 870 60 78 22
КЦ1-500 232 240 140 35 390 422 60 78 22
КЦ2-500 174 180 по 25 240 270 55 70 22
КЦ2-1000 288 300 180 35 443 481 75 105 25
КЦ2-13С0 348 360 215 40 560 605 85 130 30
Таблица 48
Характеристики редукторов
Т ипоразмер редуктора КЦЬЗШ К Ц1 КЦ1-300 KU 1-409 К Ц1-500
Исполнение I И III IV V 1 И III IV V I II III IV V I II III IV V 1 II ш IV V
Передаточное число 27.5 19.3 13.6 9Ф65 б >29 27,5 19.3 13,6 9.65 6.29 27,5 19.3 13.6 9.65 6,29 5 19.3 13,6 9,65 6,29 27.5 19.3 13.6 9,65 6 .29
Число обо,ЛИ- ТОЙ ВХОДНОГО вала в минуту Расчетная мощность, подводимая к редуктору, в кет
600 1,2 2.2 3,8 5,4 5,4 2,4 4,4 7.4 11,2 13,5 4,2 7,5 12,5 13,5 13,5 10,0 17,6 28 39 39 19 33 54 65 65
1000 2,1 3,7 6,1 8,5 8,5 4,0 7,2 11,5 17,1 21 7,0 12,0 19,2 21 21 15,9 27 43 60 60 30 51 80 103 103
1500 3,1 5,4 8,6 12,0 12,0 5.9 9,9 16,0 24 29 9,9 16,7 26 29 29 99 38 60 85 85 42 69 109 146 146
Т ипоразмер роду ктора KU2-50iJ К Ц 2’7 50 КЦ2.ГНИ) К112-[300
Исполнении I II ш IV V I II ш IV V I П III IV V I II III IV V
Передаточное Ч ИС, 50 Its? Н8 73,(J 43,1 28,3 182 118 73,0 43,4 28.3 182 118 73.., 43.1 28,3 182 118 73+О 43.4 28.3
Число обор о- 7QB [ВХОДНОГО вала в минуту Расчетная мощность, подводимая к редуктор: \ в кят 1 i
600 0,7 1,1 1,8 3,6 5,0 2,5 3,8 6,5 13,0 13,5 СП о 9.1 15,6 31 39 14 22 37 65 65
1000 1,2 1,8 3,0 6,0 7,9 4,2 6,4 10,8 21 21 9,8 15,0 26 50 60 23 36 61 103 103
1500 1,7 2,7 ч J5 9,0 10,8 6,2 9,6 16,4 29 29 14,7 23 39 71 86 35 54 86 146 146
го
оо
Крановые узлы и детали
282
Приложение II!
4. Редукторы червячные
Характеристики
Показатель РЧН-80А РЧН-120 и РЧП-12и
Испол
I II III 1 1 v 1 II [II
Межосевое расстоя- ние в мм Передаточное число Число заходов чер- вяка Число зубьев чер- вячного колеса , . ♦ Осевой модуль в мле Число модулей в диаметре начально- го цилиндра червяка Угол подъема на- резки на начальном цилиндре червяка . . Расчетное число оборотов червячного вала в минуту . . . Расчетная мощность на червячном валу при непрерывной ра- боте (12-часовой) и расчетном числе оборотов в л, с . * , Рас чети biff к, и. д, редуктора при рас- четном числе оборо- тов Допускаемый кру- тящий момент на тихоходном валу в кГм Допускаемая кон- сольная нагрузка на тихоходном валу в кГ Вес в кГ 41 1 4=45'49" 1 0,72 13,2 20,5 2 4 г и 0'27'44" It 1,5 0,81 11,6 2f Г 80 13,67 3 J > 14=02'10" >00 1,85 0,85 10,4 !0 !8 10,25 4 18’26'06" 2.3 0,87 10,0 31 1 6=20'25" 2.5 0,74 28 120 15,5 9 31 6 9 12=31'44" 500 4 0,83 24 440 70 10,33 3 18=26'06’ 5 0,88 .22
* В числителе — при
расчетном числе оборотов червячного вала 750 в минуту;
в знаменателе
Крановые узлы и детали
283
(завода «Красный Металлист»)
Таблица 49
редукторов
— РЧН-Ж! п РЧП-180 РЧ П-300 Р ЧП-120
н е н s I е _
I 11 111 IV I 11 Ш I II j ill
180 J 300 420
51 37 18.5 12,33 49 24,5 16,33 59 29,5 19,67
1 1 2 3 12 3 1 2 3
51 37 49 59
6 8 10 12
9 8 11 И
6’20'26" 7'7'30" 14’02'10" 20=33’22" 54 1'40" 10 18'17" 15=15'18 ' 54 1'40” 10=18'17" 154548"
750
1 000 1 1000 1000 1 i ।
28* 45,5* 60,5*
5 7 11 15 18 28 38 32,5 54 73
0,77* 0,86* 0,89*
0,74 0,78 0.86 0,89 0,77 0,85 0,88 0,79 0,87 0,90
12Ю* 1100* 1010*
152,7 166 д 145,3 135 473,5 426 394,2 1080 990 915
1 070 1850 7200 6600 6100
182 (для РЧН-180) 574 1573
200 (для РЧП-180)
— при числе оборотов червячного вала 1000 в минуту.
281
Приложение 111
РЧН-8ИА
-----120
сед од? ели
РЧН-120
Крановые узлы и детали
285
P4H-J80
286
Приложение П1
РЧП’ 42П
Z6Q^--------------------------------------------it 2О
Таблица 50
5. Крановые барабаны типа БК (конструкции ВНИИПТМАШа)
Технические данные барабанов
ТипораЗ' мер барабана Диаметр каната z/., в мм Л. Усилие на канате в кГ i н 2 у я ’ « щ 11 >1 <j 3 аз с © * й В й ° Я S “ к г g X й а 2 J ч Сопрягав* мый ре- дуктор Размеры в 1 Зубчатое зацепление И ОД ШИП' ники Вес в кГ ,
Ь W. Dt о. L Lt А. S h t С «2 т Z 1 □
БКН 200 * 76 1 600 | 850 | РМ 250 | 200 205 | 72 1 77 | 1000| 17,5| 70.51 50 1 22 | 115 1 21,51137,5] 10 | 2.5 | 4,5 | — | — 40 | 1306 [ 1306 | 75
БК И 250 68 8IJU 1 250 РМ 350 250 256 90 95 1000 20 83,5 55 24.5 145 23,5 163 1 н 1 3 1 5 1 “ 3 48 1308 1308 112
Б КГ 245 ** 900 1 500 245 258 164 1 13 1 6,5 1 5 1 1,5
БКН 300 И,5 1325 1 525 РМ 400 3(Ю 30? 90 95 1050 20 96,5 55 32,5 155 23,5 193 13т5 3.5 7 — 56 170
1500 230
БКН 400 П.5 1325 2 500 РМ 500 400 407 130 135 1000 25 135 71 38,5 175 35 248 13,5 3.5 7 4 1311 1612 273
13,5 1800 1600 410
БКГ 395 И,5 | 1500 395 | 412 1000 251 | 17,5| 8,5 1 7 1 1,5 275
БКН 500 I 7.5 2730 5 000 РМ 650 | 500 | 512 190 195 1500 30 157 90 45 235 44 310 | 20 | 6 | 10 1 — 6 1616 3618 665
БКГ 495 3000 РМ 750 ] 495 1 519 1850 255 315 | 24 | 12 | 10 1 1.5 775
БКН 600 21 т0 4100 7 500 РМ 850 600 | 614 1850 30 | 157 90 43 290 44 365 I 23,5| 7 | 12 | — 8 54 3618 3618 913
БКГ 590 4500 590 | 618 369 | 28t5| 14 [ 12 | 17,5 3620
БКН 700 1 24 [ 5600 | 8 800 РМ 1000 700 | 716 215 220 1800 20 176.5 102 50 330 48,5 43,6] 27 j 8 i 13,5| — 3522 3620 1350
БКН 800 1 24 | 5600 10 ООО 800 | 816 486 | 27 | 6 | 13.5| — Ю j 48 1690
Б КГ 790 | 24 j 6000 790 | 822 491 | 31 | 16 | 13.5' 2
* 5 КII — барабаны крановые нормальные. ** БКГ —барабаны крановые грейферные.
Крановые узлы и сыпали
288
Приложение III
6. Крановые колеса типа КУ (конструкции ВНИИПТМАШа)
Таблица 51
Размеры крановых колес в мм
ПоиВпдмпр кппр.гп
Типоразмер колеса £ Ci щ со £ *4 44 «4 т? Под- шип- ники
К У 200 75 200 230 162 30 65 130 125 215 85 35 55 10 38,5 20 4 13 1609
КУЗОО 90 300 330 243 30 100 205 148 270 125 55 85 16 60 30 4 17 3614
К У 400 110 400 440 294 30 120 244 177 340 150 65 105 18 70,5 40 6 24 3618
К У 500 145 500 550 370 50 155 315 226 400 185 80 115 24 87 50 6 25 3622
КУ600 145 600 650 420 50 175 360 230 450 120 95 125 28 103 60 6 32 3626
КУ700 145 700 750 420 50 175 360 230 450 120 95 125 28 103 60 6 32 3626
КУ800 175 800 850 490 80 225 410 275 550 245 110 165 32 119 65 8 32 3630
КУ900 175 900 950 530 80 225 435 280 550 265 125 165 36 135 65 8 32 3634
КУ юоо 190 1000 1050 590 80 250 475 311 630 295 150 200 40 161 70 8 38 3638
Таблица 52
Характеристики крановых колес
Типоразмер колеса КУ 200 КУ 300 КУ 400 КУ 500 КУ 600 КУ 700
Режим работы пв% 15 25 40 15 25 40 15 25 40 15 25 40 15 25 40 15 25 40
Скорость качения в м/лшн 20 30 50 10© Допускаемая нагрузка в Т
3,11 2,64 2,24 1.84 2,70 2.30 1,95 1,60 2,29 1,95 1,66 1,30 I0J 9Т8 9,1 7,48 8,80 8,5 7,9 6,5 7,48 7,22 6,7 5,52 18,3 17,7 15,6 12,8 15,9 15,4 13,6 11,1 13,5 13,1 11,4 9,45 30,6 28,0 24,0 19.4 26,6 24,3 20,9 16,9 22,6 20,6 17,8 14,4 45,2 41,0 34т8 28,0 39.3 35,7 30,3 24.4 33,4 30,3 25,8 20,7 47,5 42,5 36,2 29,3 41.3 38,0 31,5 25,5 35J 31.4 26.8 21,6
размеры поверх- ности катания 13 4 — — ПО 120 МО — 110 120 140 110 120 140
13 80 100 85 100 не 130 150 150 160 170 190 150 160 170 190 160 170 11Ю
50 70 55 70 70 90 100 90 100 ПО 130 90 100 ПО 130 100 110 130
Рельс (Л( Л£) § '5 CJ * □ PL1 Р24 Р 5 Р24 е ' Р24 - р. 1 КР 70 КР 80 КР юо 1 КР 70 КР 80 КР юо । КР 70 КР 80 КР 100
пло* с КИЙ 35 50 40 50 50 60 70 60 70 80 100 60 70 80 100 70 80 100
1 Размеры Вк, В п В указаны на фпг. к табл. 51.
Таблица 53
7. Крюковые подвески типа П
Технические данные крюковых подвесок
Типоразмер поднес* КП Г рузоподъемность в т Скорость подъема наибольшая в м/мин Кратность полиспа- ста Диаметр каната в о Размеры ц льи Подшипники Вес в кг
Блок рабочий Блок уравнитель- ный А 73 В, в, В< И В» W1 Н2 а 0
-Q Количе- ство tar# Количе- ство блоков крюка
ПЭ-5 .... П2-10 . . , , тио .... т-15 .... 1(4-20 . . . . ГН-30 .... 115-50 .... 5 10 1(1 15 20 30 50 40 40 20 20 15 15 10 2X2 2X2 3X2 3X2 4X2 4X2 5X2 с£) О -& -i*. -S- СП СП ОТ Си — сл — 1 1 II II 1 ГС К •— “ — •— *— •— QC оо сс Ос СлЭ Л СЛ СП 350 500 350 500 500 ООО 700 400 560 400 560 560 660 775 О Йз V од 4i СЛ сл vi сл ст о йл о 7 9,5 7 9,5 9.5 И 13 9 9 2 2 4 4 4 200 300 700 О О Щ 1 1 1 It ст> I I СП Jta. 1 I 1 О1 J 1 ело 1 1 7 9,5 1 13 -1 1 — 1 1 95 115 85 100 137 155 lol 71 87 ИЗ 266 319 250 294 506 590 616 по 135 234 278 180 200 310 304 357 346 390 544 632 458 342 386 660 490 660 130 590 660 770 805 680 '921 925 1184 1046 1248 2010 339 451 232 278 499 589 491 1 300 390 715 215 2951 215 295 295 345 403 85 120 120 150 170 210 27о 65 90 90 115 130 160 205 213 218 213 218 218 222 230 8210 8215 8215 8217 8220 8224 8236 120 210 170 301 376 641 1451
Крановые узлы и детали 28^
8. Колодочные тормоза типа ТКТГ
Таблица 54
Характеристики колодочных тормозов
Типоразмер тормоза ТКТГ-200 тктг-зоо ТКТГ-400 Т КТ Г >500 ТКТГ-600 ТКТГ-700 ТКТГ-800
Тормозной момент наибольший
в кГсм . ... . 3000 8000 15 000 25 000 50 000 80 000 125 000
Отход колодки наибольший в мм 1,0 1.5 1,5 1,63 1,75 1.8 2,1
Время затормаживания в сек . . . 0,3 0,35 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8
Время растормаживания в сек . ., 0,2 0,25 0,3 0.4 0,5 0,6 0,7
Электрогидра- Тин Т25 Т45 Т75 Т160
вл ический толкатель Усилие в кГ . . 25 45 Г5 160
Ход в мм , . . 40 50 60 80 60 90 140
Тип АОЛ-ОО12/2ФЗ АОЛ-012/2ФЗ АОЛ-11/2ФЗ АОЛ-21/2ФЗ
Мощность в кет 0,05 0,12 0,18 0,4
Электродвигатель толкателя Число об/мин 2800 2760 2800 2800
Род тока . . . Переменный , трехфазный
Напряжение в в 220/380
г?
Приложение III
Крановые узлы и детали
291
Таблица 55
Размеры и вес колодочных тормозов
— л
d 1
Типоразмер тормоза Размеры в мм
D л В С Е F G Q н н h К
ТКТГ-200 . . .тктГ-300 . . ТКТГ-400 , . ТКТГ-500 . . ТКТГ-600 . . ТКТГ-700 . . ТКТГ'800 . . 200 300 400 500 600 700 800 622,5 803 957 1202 1427,5 1582,5 2020 90 140 180 200 240 280 320 373 562 642 772 891 951 1006 154 185 200 200 268 268 268 302,5 405 470 630 715 805 990 265 390 520 640 780 890 1020 60 75 75 106 115 150 175 359 507,5 635 798 945 1081 1216 411 577 662 792 945 1070 1195 170 240 320 400 475 550 600 170 240 275 350 420 470 545
Типоразмер тормоза Размеры н мм
А 1 L 1 м О р 7? d Г Вес в кг
ТКТГ-200 . . ТКТГ-ЗОО . . ТКТГ-400 . . ТКТГ-500 . . ТКТГ-600 . - ТКТГ-700 . . ТКТГ-800 . . 135 190 250 315 380 430 480 35 45 55 75 55 85 135 22 30 30 50 35 55 90 90 120 180 200 250 290 330 615 785 960 1115 1300 1455 1710 120 150 90 100 126 150 180 175 250 170 205 250 305 350 235 290 385 460 560 625 695 8 12 90 115 135 172 176 17 21 25 25 38 38 38 56,5 81,5 101,5 112,5 136,5 150 176,5 49 100 178 248 435 605 845
19*
292
Приложение HI
9. Канаты стальные
Канаты стальные типа ТК 6 X 19=114 (ГОСТ 3070-55)
Таблица 56
1 Диаметр ка- ната в мм 1] я сигов -odn кинаь -за чЕ'р'птслги Вес 100 пог. м каната в кг Разрывное усилие каната в кГ при пределе прочности проволок в кГ/мм2
140 150 160 170 180 190 200
3,4 4,3 4 585 620 655 695 735
3,7 5,1 4,8 —— 695 740 785 825 875
4 6 5,6 — 765 820 865 915 965 1020
4,3 7 6,6 — 890 950 I 010 1 070 1 130 1190
4,8 8,6 8 1 090 1 160 1 240 1 310 1 380 1460
5,2 10,3 9,7 1 220 1 310 I 400 1 480 1 580 1 660 1750
5,7 12,3 11,5 1 460 1 560 1 670 1 770 1 870 1 980 2090
у 6,2 14,3 13,4 1 700 I 820 1 940 2 070 2 190 2310 2430
7,7 22,3 20,9 2 650 2 840 3 030 3 220 3410 3 600 3790
9,2 32,2 30,2 3 830 4 100 4 380 4 650 4 930 5 200 5480
11 43,8 41 5210 5 590 5 960 6 340 6 710 7 080
12,5 57,3 53,6 6810 7310 7 790 8 270 8 750 9 230
14 72,5 67,8 8 620 9 220 9 850 10 450 11 050 11 650
15,5 89,4 83,7 10 600 11 350 12 150 12 900 13 650 14 450
17 108 101,3 12 850 13 750 14 700 15 600 16 450 17 400
18,5 128 120,4 15 300 16 400 17 500 18 550 19 600 20 700
20 151 141,4 17 950 19 250 20 550 21 800 23 100 24 300
21,5 175 162,2 20 850 22 350 23 800 25 300 26 850 28 300
23,5 200 187,7 23 800 25 500 27 250 28 950 30 650 32 350
24,5 229 214,3 27 200 29 150 31 150 33 100 35 000 36 950
26 258 241,8 30 750 32 950 35 150 37 350 39 550 41 750
28 289 270,8 34 400 36 850 39 350 41 800 44 250 46 750
31 357 334,8 42 550 45 500 48 650 51 700 54 700 57 800
Таблица 57
Канаты стальные типа ТК 6 У 37 --- 222 (ГОСТ 3071-55)
Диаметр ка* ната в мм Площадь св* чения про- волок в мм2 Вес 100 пог. м каната в кг Разрывное усилие каната в кГ при пределе прочности проволок в кГ/ммг
140 150 160 170 180 190 200
4,7 5,2 5,6 6 6,6 7,3 7.9 8,6 II 13 15 17,5 19,5 22 24 26 28 30,5 8,4 10 П,7 13,6 16,7 20,1 23,9 27,9 43,5 62,8 85,4 111 141 175 211 253 294 343 7,9 9,Г И 12,8 15,7 18,8 22,4 26,1 40,6 58,7 79,9 104,3 131,2 163,8 198,8 236,4 275,3 320,7 2 310 2 740 3 200 4 990 7 200 9 790 12 750 16 150 20 050 24 300 29 000 33 750 39 350 1 440 1 680 2 050 2 470 2 940 3 430 5 340 7 720 10 450 13 700 17 300 21 500 26 000 31 100 36 200 42 150 1 100 1 310 1 540 1 780 2 190 2 610 3 140 3 660 5 700 8 240 И 150 14 600 18 450 22 950 27 750 33 150 38 600 45 000 1 170 1 390 1 640 1 920 2 320 2 800 3 380 3 890 6 060 8 730 11 850 15 500 19 650 24 350 29 500 35 25(1 41 000 47 800 1 230 1 470 1 730 2010 2 460 2 960 3 530 4 120 6 420 9 260 12 550 16 4 50 20 800 25 800 31 250 37 300 43 450 50 600 1 310 1 550 1 830 2 120 2 600 3 140 3 730 4 350 6 770 9 750 13 250 17 350 21 950 27 250 33 000 39 400 45 850 53 450 I 370 1 640 I 920 2 230 2 740 3 300 3 920 4 580 7 130 10 250
Крановые узлы и детали
293
Таблица 58
Канаты стд.^ьные типа ЛКО 6* 19 — 114 (ГОСТ 3077-55)
Диаметр ка- ната п мм Площадь се- чения про- полок и лм<2 Вее 100 пог. м । каната в кг I Разрывное усилие каната в кГ при проделе прочности проволок в кГ/мм2
140 150 160 170 1S0 190 200
4,6 5 8,2 7,6 980 1 040 1 120 1 190 1 260 1 320 1400
9,8 9 1 160 1 250 1 320 1 410 1 440 1 580 1660
5,6 12,2 1 1,2 1 440 1 560 1 650 1 760 1 860 1 970 2070
6,1 15,3 14,1 1 810 1 950 2 080 2 210 2 330 2 470 2600
7,3 22,4 20,7 2 660 2 860 3 050 3 240 3 430 3 620 3810
8,6 29,2 26,9 3 470 3 730 3 970 4 220 4 470 4 720 4970
9,8 39,5 36,4 4 700 5 040 5 380 п 710 6 050 6 380
11 49,6 45,7 5 890 6 320 6 740 7 160 7 590 8010
12,5 60,9 56,1 7 250 7 760 8 280 8 790 9 300 9810
13,5 73,3 67,5 8 700 9 350 9 940 10 550 11 200 И 800
15 86,9 80 10 300 11 050 11 800 12 500 13 250 14 000
16 101 93,6 12 050 12 950 13 800 14 650 15 550 16 400
17,5 117 108,2 13 950 14 950 15 900 16 950 17 950 18 950
18,5 134 123,6 15 900 17 050 18 200 19 350 20 500 21 650
20 152 149,6 18 100 19 450 20 700 22 050 23 350 24 650
21 172 158,9 20 450 21 900 23 350 24 850 26 300 27 700
22,5 198 182,6 23 550 25 200 26 900 28 650 30 300 32 000
2о 243 224,3 28 950 31 050 33 100 35 150 37 250 39 300
27 293 270 34 850 37 400 39 850 42 350 44 850 47 300
29,5 347 * 320 41 350 44 250 47 250 50 150 53 150 56 100
Таблица 59
Канаты стальные типа ЛК-Р 6х 19— 114 (ГОСТ 2688-55)
Диаметр ка- I ната в лгл! 1 Площадь се- чения про- «юлок в ли*2 Вес 100 пог. лг каната в кв । Разрывное усилие каната в к Г при пределе прочности проволок в кГ/л**3 4
150 170 18^ юо 200 210
4,2 7 6,54 955 1 010 1 070 1 130 1 190 1250
4,6 8,44 7,87 1 140 1 210 1 280 1 360 1 425 1500
5,0 10,02 9,35 1 360 1 440 1 530 1 610 1 700 I860
5.4 11,89 11.09 1 510 1710 1 810 1 910 2 010 2110
6,8 17,85 16Т65 2 420 2 570 2 720 2 880 3 030
8,1 26,18 24,42 3 550 3 780 4 000 4 220 4 440
8,8 31,19 29,10 4 240 4 500 4 740 5 030 5 300
9,5 36,69 34,23 4 990 5 290 5 810 5 920 6 240
11,5 51,68 48,22 7 025 7 465 7 905 8 345 8 785
12,5 58,69 54,75 7 980 8 4/0 8 950 9 470 9 885
13,5 64. (Ъ 59,76 8 705 9 250 8 795 10 345 10 885
15,0 86.27 80.5 11 700 12 450 13 500 13 850
17.5 114,4(5 106,8 15 565 16 535 17 510 18 480
19,5 143.69 134 19 500 20 700 21 950 23 150
21 174,78 163,1 23 770 25 250 26 740 28 225
22 184,5 172,1 25 050 26 600 28 800 29 750
24 220,46 205,7 29 980 31 850 33 725 35 600
25 239,16 223.1 32 500 34 5о0 38 550 43 550
27,5 286,68 267,4 38 950 41 350 43 850 46 250
30,5 349,68 326,2 47 500 50 450 53 450 56 400
294
Приложение III
10. Крепление стального каната на барабане
к
Размеры деталей крепления каната в мм
Таблица 60
Гайка — по ГОСТу
Диаметр каната dK Накладка Шпилька AI ОСТ 20001-38
а ь С S
4,8 20 20 6 7 М6Х16
5,2 25 25 8 8 М8х20
8,7 35 35 10 11 М10х25
11,0 40 40 12 13 5112x30
13.0 45 45 16 15 М16х35
15,0 50 50 18 17 5116x40
19,5 70 55 20 22 М20х50
24,0 80. 60 25 27 5124 X 60
28,0 90 65 30 31 5424 X 70
34,5 120 90 35 38 5430 х 80
39,0 180 100 40 42 5136x100
5909-51. Шайба пружинная — по ГОСТу 6402-52.
11. Коуши для стальных канатов
Размеры коушей для канатов в мм (ГОСТ 2224-43)
Таблица 61
Диаметр каната rf., Л. I) НС менее Н не более /? В L Г 5
4,8 18 25 20 8 38 3 3 3
6,2 22 30 24 10 45 4 4 4
8,7 30 45 38 14 65 5 4 4
11,0 35 50 39 16 73 6 5 6
13,0 40 55 40 20 82 7 6 7
15,0 45 65 52 23 98 8 7 8
19,5 60 90 76 29 137 11 10 12
24.0 70 ПО 99 34 166 13 И 14
28,0 90 130 ЮЗ 40 190 15 12 16
34,5 НО 160 129 52 235 19 14 21
Крановые узлы и детали
295
12. Зажимы для стальных канатов
Размеры зажимов для канатов в
Таблица 62
Диаметр каната d*- А В С Е н /1 о’1
7,7—10 45 32 22 28 50 13 М10 10
10—14,5 55 40 28 35 67 16 М12 12
14,5—18,5 70 45 36 45 86 20 М16 16
18,5—22,5 75 45 40 55 101 26 М16 16
22,5—26,5 90 55 50 60 120 28 М20 20
26,5—31,5 100 65 54 75 135 33 М20 20
13. Крепление стального каната в клиновой втулке
Таблица 63
Размеры деталей крепления каната в мм
I
I
Диаметр Втулка Блиновая КН
каната R .«Л* А В С L d е 1 Е К М 1г
10—12 14 85 34 120 25 16 10 30 36 12 90 3,0
12—14 16 95 36 130 30 17 10 40 40 14 100 3,5
14—17 20 105 44 140 35 20 12 50 42 18 110 4,0
17—20 22 115 46 150 40 22 12 60 47 20 125 5,0
20—23 26 135 56 180 45 26 15 70 54 24 140 6,0
23—26 28 150 58 200 50 28 15 80 60 26 160 7,0
26—30 32 170 68 220 50 32 18 90 68 30 175 8.0
296
Приложение HI
14. Крюки грузовые
Таблица 64
Крюки однорогие для механизмов с ручным приводом (ГОСТ 6626-53)
Г рузо- побъем- ность в Т Размеры ft мм Bee в к Г
а 0 ь h rfi по OCT 32 I h R, R R* Rt Rs Rf, R, Rs
Нс M 2 нее
0,25 20 14 12 18 14 12 12 30 12 17 10 11 3 25 8 22 28 4,5 1 0,15
0,5 30 22 18 26 20 16 16 45 16 22 15 14 5 37 10 30 35 5,5 1,5 0.45
1 40 30 24 36 25 20 20 60 20 27 20 20 6 50 15 40 45 6,5 2 1,00
2 50 38 32 50 30 24 24 75 24 32 25 35 8 66 18 55 50 10 2 2,10
3 60 45 40 60 40 35 30 90 35 40 30 40 10 80 20 65 80 12 2 4,0
5 70 55 50 75 50 40 36 НО 40 48 35 50 13 96 30 85 105 13,5 3 7,6
10 90 70 74 100 70 60 48 140 60 60 45 70 16 126 35 105 170 17 3,5 18,7
15 НО 85 92 120 75 65 56 170 65 75 60 80 20 153 50 120 200 22 4 32,7
20 120 95 102 140 85 75 64 190 75 90 65 90 25 174 55 150 220 25 4 50,6
Крюки однорогие для механизмов с машинным приводом (ГОСТ 6627-53) Таблица 65
Резьба 1 нс менее J Размеры в .1/ If Bee в кГ
’ 5= a a 0 b h d С m /< R, R, R = R< K5 R, Rs
Г tO c_
rtf 4n OCT
U z; s
0,25 20 14 12 18 14 12 12 30 12 20 W 3 II 11 25 8 22 28 4.5 I 0,15
0,5 30 22 18 26 2o 16 16 Г>1 45 16 24 15 5 14 14 37 10 30 35 5,5 1,5 0.45
1 49 30 24 36 25 20 20 c*J 60 20 30 20 6 20 20 50 15 40 45 6,5 2 со
2 55 4{) 34 52 35 30 20 H < ) 85 30 46 30 8 38 28 70 20 55 60 10 2 3,0
3 5 If) 65 «5 120 50 65 9(1 4o 54 74 62 82 115 45 55 76 40 50 70 3S 4,4 64 О 100 120 180 40 50 70 Г)6 70 90 83 42 60 9 12 14 45 60 84 40 43 62 85 110 155 22 28 36 70 85 120 80 95 125 10 12 20 2 2 9 м 11.2 29,5
15 lofj 115 90 142 90 80 о 225 85 100 75 18 104 74 190 45 150 170 22 9 35 J)
20 170 J 30 И12 164 105 190 90 г 251'1 IDD 1 80 20 120 I Lil) 220 3(.i 170 190 30 2 H4,0
25 190 145 115 184 120 110 100 Ti 235 1 [() 130 95 23 135 110 245 60 190 310 32 3 115,0
3<1 21 n 160 130 205 135 120 110 f- 210 120 140 100 25 I.50 120 279 60 210 230 35 5 154,0
50 / ;j 270 320 205 250 163 200 260 320 165 195 150 180 140 170 о о 41)5 430 150 180 175 206 136 160 35 40 too 230 140 165 350 420 65 100 270 34(} 300 360 44 48 5 5 319.0 561,0
Клановые узлы и детали
297
Таблица 66
Крюки двурогие для механизмов с машинным приводом (ГОСТ 6628—53)
Грузо- подъем- ность в Т Размеры в лмг Bee н &Г
а ь /г Резьба / нс менее h Z2 г?г n s r 7?! 7?3 «4
d0 | OCT
5 70 10 20 6% 55 50 48 174 120 50 70 50 60 30 io 12 3 75 115 9
10 1ио 60 30 ад 75 70 64 H 170 70 90 70 75 35 15 Ш 4 105 145 25
15 115 65 32 ни 90 85 80 200 85 160 85 85 40 15 20 5 125 160 40
2(4 125 75 38 120 W5 100 9U 1 220 100 115 95 90 45 18 22 5 135 (80 59
25 L45 85 42 140 120 110 100
260 110 J 30 115 105 4,5 20 25 5 100 ЙЛ) 86
30 160 95 48 150 125 120 ПО 290 120 130 115 45 22 26 5 ]75 230 115
50 200 115 58 180 165 150 14(1 I н 365 150 175 165 170 70 25 30 6 220 280 216
75 24у 140 70 225 195 180 170 J u 440 180 205 200 210 90 35 35 8 265 330 369
Q
15. Профили канавок блоков
Таблица 67
Размеры каиавок блоков в мм
Диаметр каната a b С e h z r f 1 Г*
4,8 22 15 5 0,5 12,5 8 4,0 2,5 2,0 8 6
6,2 22 15 5 0,5 12,5 8 4,0 2,5 2,0 8 6
8,7 28 20 6 1,0 15,0 8 5.0 3,0 2,5 9 6
11,0 40 30 7 1,0 25,0 10 6,5 4,0 3,0 12 8
13,0 40 30 7 1,0 25,0 10 8,5 4,0 3,0 12 8
15,0 40 30 7 1,0 25,0 10 8,5 4,0 3.0 12 8
19,5 55 40 10 1,5 30,0 15 12,0 5,0 5,0 17 10
24,0 65 50 10 1,5 37,5 18 14,5 5,0 5,0 20 15
28,0 80 60 12 2,0 45,0 20 17,0 6,0 7,0 25 15
34,5 90 70 15 2,0 55,0 22 20,0 7,0 8,0 28 20
39,0 ПО 85 18 2,5 65,0 22 25.0 9,0 10,0 40 30
298
Приложение 111
16. Колеса тяговые и звездочки для сварных целей
Колеса тяговые литые для ручных механ
под цепь сварную калиброванную
3 м О В
Без направляющего С направляющим
Размеры профиля ручья колеса определяются по формулам
О 9QO Л('И'
Sin—-
Z
Н 0,5 (j/D2H (3-(t + dF-d}
S = D sin льи;
Н. О 2
D:j DH. 0 -ф- 0,9В лш;
D — Dj 1,2В мм;
Dg = DH. о — 1,2В ль».
В формулах приняты обозначения:
d — диаметр цепной стали;
I — шаг цепи;
В — ширина цепи;
г 10 — число ячеек колеса.
Звездочки
механизмов п
грузовые литые для ручны:
од цепи сварные калиброван
н ы е
Размеры профиля ручья
звездочки определяются по формулам
В —- • и sin
мм;
180
г
Крановые узлы и детали
299
D = DH. 0 1,3d мм; De = DH. 0 — (1,15 ч- 1,2) В мм; lt = t — 2d мм;
/3 = t — (2,3 -f 2,4) d мм; h = 0,3d мм; Вг ~ 1,1 13 лг,и;
В3 =- (1,2 -- 1,3) В мм; Ki = 0,4 I мм; R2 — 0,Gd мм; R3 ~ 0,45В мм.
В формулах приняты обозначения:
d — диаметр цепной стали в мм;
t — шаг цепи в мм;
В — ширина цепи в мм;
2 = 4; о; 6 — число ячеек звездочки.
Меньшие значения размера D# и большие значения размера /2 применяются при z = 4.
Большие значения размера В3 применяются для звездочек, входящих в полиспаст.
17. Крановые рельсы
ь
1
1
1
I
Таблица 68
I
I
300
Приложение IV
Подкрановый квадрат
Таблица 69
Сторона квадрата а в л$ле Вес 1 пог. м в кГ
40 12,5
50 19,5
60 28
70 38,5
80 50
100 78,5
ПРИЛОЖЕНИЕ IV
ГОСУДАРСТВЕННЫЕ СТАНДАРТЫ ПОДЪЕМНО-ТРАНСПОРТНОГО ОБОРУДОВАНИЯ
(по алфавиту)
1 Автопогрузчики. Технические условия гост 7154-54
2 Звездочки для ценен грузовых пластинчатых. Метод расчета и пи- строе пия ирофиля зуба гост 590-54
3 Звездочки для цепей тяговых пластинчатых. /Метод расчета и по- строения профиля зуба гост 592-56
4 Звездочки для цепей тяговых разборных. Метод расчета и построе- ния профиля зуба . гост 593-41
5 Ковши сталеразливочные. Ряд емкое гей гост 7358-55
6 Коуши стальные для стальных канатов. Размеры гост 2224-43
7 Кошки ручные с червячным подъемным механизмом. Основные размеры и параметры гост 1106-54
8 Кошки с ручным приводом. Типы и основные параметры .... гост 47-54
9 Кран-балки подвесные ручные общего назначения. Типы и основ- ные параметры гост 7413-55
10 Краны башенные строительные гост 7379-61
11 Краны железнодорожные полноповоротные гост 877-52
12 Краны козловые крюковые электрические. Типы и основные пара- метры гост 7352-55
13 Крапы мостовые од но ба л очные с электрической талью. Основные размеры и параметры гост 7532-55
14 Краны мостовые. Пролеты гост 534-59
15 Краны мостовые ручные. Типы, основные размеры и параметры гост 7075-54
16 Краны мостовые. Технические условия гост 7131-54
17 Краны мостовые электрические литейные. Основные параметры гост 6509-61
18 Краны мостовые электрические общего назначения грузоподъем- ностью от 75 до 250 7\ Основные размеры и параметры 4 гост 6711-53
19 Краны мостовые электрические общего назначения грузоподъем- ностью от 5 до 50 Т среднего и тяжелого режимов работы. Основ- ные параметры и размеры гост 3332-54
20 Краны мостовые электрические общего назначения грузоподъем- ностью от 5 до 50 Т легкого режима работы. Основные параметры и размеры гост 7464-55
21 Краны подвесные электрические од но балочные общего назначе- ния. Типы, основные параметры и размеры гост 7890-56
22 Краны подъемные. Нагрузка ветровая гост 1451-42
23 Краны плавучие полноповоротные для внутренних водных путей гост 5534-53
24 Краны портальные электрические грузоподъемностью до 15 Т гост 7994-56
25 Крюки двурогие для грузоподъемных механизмов с машинным приводом. Размеры и основные параметры , , гост 6628-53
26 Крюки однорогие для грузоподъемных механизмов с машинным приводом. Размеры и основные параметры гост 6627-53
27 Крюки однорогие для грузоподъемных механизмов с ручным при- водом. Размеры и основные параметры гост 6626-53
28 Крюки однорогие и двурогие. Технические условия гост 2105-53
29 Крюки пластинчатые однорогие и двурогие в гост 6619-53
Перечень ГОСТое подъемно-транспортного оборудования
301
Продолжение при лож. IV
30
31
32
33
34
35
36
37
38
39
40
41
42
43
44
45
46
47
48
Лебедки ручные общего назначения
Лебедки од но ба раба иные электрические общего назначен ня. Основ-
ные данные и габаритные размеры
Передачи цепные Звездочки для цепей приводных втулочных
и втулочно-роликовых. Профиль зубьев, допуски и профиль
инструмента ..................................................
Подъемно-транспортные машины и механизмы прерывного дей-
ствия. Ряд грузоподъемностей
Подъем по-тр а испортите машины и механизмы прерывного дей-
ствия. Ряды грузоподъемностей для отдельных видов машин и ме-
ханизмов .....................................................
Рельсы крановые ..............................................
Стрелы судовые грузовые. Узлы и детали съемные
Тали и кошки с ручным приводом. Технические условия
Тали червячные. Основные размеры и параметры
Тали шестеренные. Типы и основные параметры
Тали электрические передвижные. Основные размеры и параметры
Таля электрические. Технические условия ......................
Тележки однорельсовые с грейфером. Основные параметры и раз-
меры .........................................................
Тележки однорельсовые с крюком. Основные параметры и размеры
Тележки однорельсовые. Технические условия ...................
Траверсы мостовых электрических литейных кранов...............
Цепи грузовые пластинчатые ...................................
Цепи приводные пластинчатые втулочные и втулочно-роликовые.
Основные размеры и технические условия .....................
Цепи сварные грузовые и тяговые
ГОСТ 7014-54
ГОСТ 2914-45
ГОСТ 591-61
ГОСТ 1575-61
ГОСТ 1682-56
ГОСТ 4121-52
ГОСТ 8342-57
ГОСТ 6899-54
ГОСТ 1107-54
ГОСТ 2799-54
ГОСТ 3472-54
ГОСТ 7882-56
ГОСТ 7485-55
ГОСТ 7486-55
ГОСТ 7886-56
ГОСТ 6620-53
ГОСТ 191-52
ГОСТ 586-41
ГОСТ 2319-55
ЛИТЕРАТУРА
1. Кифер Л. Г. и Абрамович И. И. Грузоподъемные машины. Учебное
пособие для машиностроительных вузов. Изд. 2-е, переработ. и доп. Ч. 1. Машгиз, 1956,
486 с.
Кифер Л. Г. и Абрамович И. И. Грузоподъемные машины. Атлас чертежей.
Изд. 2-е, переработ. и доп. Ч. 1. Машгиз, 1957. 184 с.
2. К и ф е р Л. Г. и Абрамович И. И. Грузоподъемные машины. Учебное посо-
бие для втузов. Ч. 2. Машгиз, 1949. 604 с.
Кифер Л. Г. и Абрамович И, И. Грузоподъемные машины. Атлас чертежей.
Ч. 2. Машгиз, 1949. 191 л.
3. Руденко Н. Ф. Грузоподъемные машины. Учебное пособие для вузов. Машгиз,
1949. 376 с.
4. Бромберг А. А. и Руденко Н. Ф. Подъемно-транспортные машины.
Атлас конструкций. Машгиз, 1950. 324 с.
5. 3 а в о д ч и к о в Д. А. Грузоподъемные машины. Учебное пособие для машино-
строительных вузов. Изд. 2-е, переработ. и доп. Машгиз, 1962. 312 с.
6. Па р н и цк ий А. Б. и Ш а б а ш о в А. П. Мостовые краны общего назначе-
ния. Конструкция, расчет, эксплуатация. Изд. 2-е, испр. и доп. Машгиз, 1958. 404 с.
7. Петренко О. С. Подвесной внутризаводский транспорт. Изд. 2-е, переработ.
и доп. Машгиз, 1953. 383 с.
8. Александров М. П. Подъемно-транспортные машины. Учебное пособие
для машиностроительных вузов. Машгиз, 1960. 300 с.
9. Расчеты крановых механизмов и деталей подъемно-транспортных машин. Изд. 2-е,
переработ. и доп. Машгиз, 1959. 495 с. (ВНИИПТМАШ).
10. П а в л о в Н. Г. Примеры расчетов кранов. Изд. 2-е, переработ. и доп. Машгиз,
1961. 302 с.
11. Технические условия на проектирование мостовых электрических кранов. ВСНХ.
1960. 90 с.
12. Правила устройства и безопасной эксплуатации грузоподъемных кранов. Госгортех-
издат, 1961. 84 с. (Госгортехнадзор СССР).
13. Крановые механизмы и конструкции. Под ред. П. И. Бурмистрова. Машгиз, 1957.
111 с. (ВНИИПТМАШ, сб. 18).
14. Методика расчета зубчатых зацеплений подъемно-транспортных машин. Сост.
И. О. Спицина и 3. М. Зорина. Машгиз, 1957. 40 с. (ВНИИПТМАШ, Научно-техническая
информация).
15. Спицина И. О. Механизмы передвижения электроталей. Машгиз, 1950. 72 с.
(ВНИИПТМАШ, кн. 12).
16. Спицина И. О. Однорельсовые тележки. Машгиз, 1950. 92 с. (ВНИИПТМАШ,
кн. 12).
17. Вопросы теории и расчета подъемно-транспортных машин. Машгиз, 1958. 71 с.
(МВТУ, вып. 72).
18. Вопросы теории и работы подъемно-транспортных машин. Сборник статей. Машгиз,
1953. (Уральский политехнический институт, вып. 47).
19. Александров М. П. Тормоза подъемно-транспортных машин. Изд. 2-е, испр.
и доп. Машгиз, 1958. 316 с.
20. Богданов Б. С. и Петухов П. 3. Тормозные устройства кранов. Машгиз,
1952. 272 с.
21. Меклер А. Г. Электрооборудование подъемно-транспортных машин. Учебник
для машиностроительных техникумов. Машгиз, 1954. 372 с.
22. Четырбок Ф. М. Торможение крановых механизмов. Машгиз, 1950.
158 с.
23. Васильев В. 3., Георгиевский Н. Н., Дубяго А. Д. Справоч-
ные таблицы по деталям машин. Изд. 4-е, испр. и доп. Машгиз, 1960, 616 с,
24. Иванов Е. А. Муфты приводов. Изд. 2-е, переработ, и доп. Машгиз, 1959. 411 с.
25. Ж и тко в Д. Г. и Поспелов И. Т. Стальные канаты для подъемно-транс-
портных машин. Металлургиздат, 1953. 391 с.
26. Комаров М. С. Динамика грузоподъемных машин. Изд. 2-е, переработ. и доп.
Машгиз, 1962. 267 с.
Литература
303
27. Богуславский П. Е. Металлические конструкции грузоподъемных машин
и сооружений. Учебное пособие для втузов. Машгиз, 1961. 520 с.
28. Г о х б е р г М. М. Металлические конструкции подъемно-транспортных машин.
Речиздат, 1949. 386 с.
29. Г о х б е р г М. М. Металлические конструкции кранов. Расчет с учетом явлений
усталости. Машгиз, 1959. 183 с.
30. Р у д е н к о Н. Ф. Грузоподъемные машины. Атлас конструкций. Машгиз, 1958.
124 с.
31. Б а р а т И. Е., Б а р ш е в В. Н., Богуславский Л. 3. и др. Совре-
менная подъемно-транспортная техника за рубежом. Обзор литературы под ред. А. О. Спива-
ковского. Машгиз, 1957. 308 с,
32. Б о р и с о в Ю. М. и Соколов М. М. Электрооборудование подъемно-транс-
портных машин. Учебное пособие для вузов. Машгиз, 1958. 400 с.
33. Дукельский А. И. Портовые и судовые грузоподъемные машины. Морской
транспорт, 1960. 516 с.
34, Ушаков П. Н. и Лысяков А. Г. Техника безопасности при устройстве
и эксплуатации грузоподъемных кранов, Машгиз, 1962. 218 с.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие..............'.................................................. 3
Глава I. Методические указания
§ 1. Назначение и объем проекта ............................................ 5
§ 2, Типовые задания на курсовой проект грузоподъемных машин ............... 7
§ 3. Организация и методы консультаций..................................... 18
§ 4. Контроль выполнения проекта......................................... 20
§ 5. Оформление чертежей и расчетно-пояснительной записки ........... . . 21
Глава II. Основы проектирования грузоподъемных машин
§ 1. Режимы работы, расчетные нагрузки и допускаемые напряжения............ 23
§ 2. Динамические процессы при неустановившихся режимах работы механизмов 31
§ 3. Основы конструирования грузоподъемных машин........................... 37
§ 4. Расчет механизмов подъема грузов...................................... 65
§ 5. Расчет механизмов передвижения ....................................... 73
§ 6. Расчет механизмов изменения вылета.................................... 87
§ 7. Расчет механизмов поворота............................................ 90
§ 8. Привод гр узо подъемных машин........................................ 102
§ 9. Металлоконструкции .................................................. 111
Глава III. Примеры расчета грузоподъемных машин
§ 1. Расчет мостового электрического крана................................ 157
§ 2. Расчет стационарного поворотного крана............................... 229
§ 3. Расчет электротали................................................... 249
Приложения
Приложение I. Краны поворотные, консольные и козловые..................... 265
Приложение II.. Краны поворотные и консольные............................. 268
Приложение III. Крановые узлы и детали.................................... 272
1. Редукторы цилиндрические, двухступенчатые типа РМ................. 272
2. Редукторы вертикальные крановые типа ВК......................... 277
3. Редукторы типа КЦ1 и КЦ2.......................................... 279
4. Редукторы червячные (завода с Красный металлист»)................. 282
5. Крановые барабаны типа БК (конструкции ВНИИПТМАШа)................ 287
6. Крановые колеса типа КУ (конструкции ВНИИПТМАШа).................. 288
7. Крюковые подвески типа П.......................................... 289
8. Колодочные тормоза типа ТКТГ...................................... 290
9. Канаты стальные................................................... 292
10, Крепление стального каната на барабане............................ 294
11. Коуши для стальных канатов ....................................... 294
12. Зажимы для стальных канатов....................................... 295
13. Крепление стального каната в клиновой втулке...................... 295
14. Крюки грузовые .................................................. 296
15. Профили канавок блоков............................................ 297
16. Колеса тяговые и звездочки для сварных цепей...................... 298
17. Крановые рельсы .................................................. 299
Приложение IV. Перечень Государственных стандартов подъем но-транспортного обо-
рудования ............................................................ 301
Литература ................................. 302
Редактор издательства С. И. Булатов
Переплет художника А. Г. Сорензон
Технический редактор Н. Ф. Демкина
Корректоры ./7. Д. Надеждина и Ю, Н. Р'.макова
Сдано в производство 8/П 1963 г. Подписано к печати 14/VI 1963 г, Т-08034 Тираж 65 000 (2-й завод
40001 —65 000) экз. Печ. л. 26,03. Уч.-изд. л. 23. Бум. л, 9,5. Формат 70ХЮй1/,,. Зак. 1502. Цена 96 коп.
Типография М 6 У ЦБ и ПП Лснсовнархоза Ленинград, ул. Моисеенко, 10.