Текст
а
ВНИИПТМАШ
РАСЧЕТЫ
КРАНОВЫХ МЕХАНИЗМОВ
И ИХ ДЕТАЛЕЙ
ИЗДАНИЕ 4-е .ПЕРЕРАБОТАННОЕ
И ДОПОЛНЕННОЕ
под общей редакцией Р.АЛалаянца
том 1 '
WXX&K 1993
УДК 621.873.07.001.24
ПРЕДИСЛОВИЕ
РАСЧЕТЫ КРАНОВЫХ МЕХАНИЗМОВ И ИХ ДЕТАЛЕЙ. ВНИИПТМАШ: В 2-х
томах. Т.1. — Издание 4-е, переработанное и дополненное (ротапринтное). М. 1993.
187 с., ил.
В гните изложены современные методы расчета крановых механизмов, их узлов и
деталей для грузоподъемных кранов и электроталей. По сравнению с предыдущим, 3-им
изданием 1971 г., книга существенно переработана и дополнена.
Четвертое издание книги выпускается в двух томах и состоит из четырех частей.
В первый том включены первая и вторая части. В первой части приводятся основные
положения расчетов, характеристика'режимов работы механизмов, расчеты динамиче-
ских и эквивалентных нагрузок. Рассматриваются основы, оценки надежности крановых
механизмов и вопросы автоматизации расчетов. Приведены характеристики металличе-
ских материалов.
Вторая часть посвящена методам расчетов крановых механизмов и их узлов (тормозов,
муфт, ограничителей, грузозахватных приспособлений и т.п.). Приведены также методы
расчета талей и элементов ручного привода.
Книга предназначена для инженерно-технических работников.
- Непрерывное повышение уровня ме-
ханизации подъемно-транспортных ра-
бот тесно связано с повышением на-
дежности кранов, а, следовательно, и
методов их расчета. За последние годы
разработаны многие новые методы рас-
чета, использование которых приведет
к совершенствованию конструкции кра-
нов.
Настоящее 4-е издание, перерабо-
танное и дополненное, выпускается
ВНИИПТМАШем с целью распростра-
иения единых усовершенствованных
методов расчета применительно к гру-
зоподъемным кранам и талям. При этом
были учтены предложения проектных
организаций и конструкторских бюро
заводов, широко использовавших пред-
шествующие методы расчета, изложен-
ные в третьем издании. В новом
издании использованы материалы,
опубликованные в последнее время по
расчетам деталей крановых механизмов
в монографиях советских и зарубежных
ученых. Были также учтены новые
работы ВНИИПТМАШ по изучению
нагрузок, возникающих в крановых ме-
ханизмах, и по созданию методов рас-
чета их деталей.
Новое издание включает четыре
части:
Часть 1. Общие положения.
Часть 2. Крановые механизмы и их
узлы.
Часть 3. Детали крановых меха-
низмов.
Часть 4. Электрооборудование.
Во всех частях учтены изменения,
происшедшие за рассматриваемый пе-
риод в ряде научно-технических доку-
ментов, как, например, в ГОСТах на
режимы работы кранов и крановых ме-
ханизмов, в Правилах Госгортехнадзо-
ра, новая редакция которых вводится со
второго полугодия 1993 г. Предложены
усовершенствованные методы расчетов
зубчатых передач, ходовых колес, элек-
тродвигателей и других элементов кра-
нов.
В связи с освоением во ВНИИПТ-
МАШе систем автоматизированного
проектирования крановых механизмов
добавлена глава, отражающая особен-
ности этих систем.
В подготовке книги принимали участие ведущие специалисты по расчетам
крановых механизмов и их деталей, а также электрооборудования кранов:
- доктора технических наук: М.П.Александров (гл. 14), И.И.Ивашков
(гл.11,22,24,26 и 27), С.А.Казак (гл.З), Б.С.Ковальский (гл.30), Л.В.Коновалов
(гл.4), Г.А.Сиесарев (гл.29), И.О.Спицына (гл.4,25,28 и 30) и|Б.Д.Таубер| (гл.13);
- кандидаты технических ндук: И.И.Абрамович (гл.2), Ф.Л.Аникеева (гл.30),
В.П.Балашов (гл.1 и 10), И.И.Ивашков (гл. 19,20 и 21), А.СЛипатов (гл.б и 30),
АЛО.Пинес (гл.5 и 6), Е.Н.Попова (гл.18), Д.И.Сегаль (гл.б,8 и 9), Сокол И.Я.
(гл.7) и З.Е.Шафиров (гл.34 и 35);
- инженеры : В.Н.Березин (гл.16 и 17), А.Ш.Дзехцер (гл.12), Н.Е.Крутова
(гл.23), И.ВЛноскин (гл.15) и А.Г.Яуре (гл.31,32 и 33).
ВНИИПТМАШ предполагает и впредь совершенствовать методическую расчет-
ную базу. Поэтому мы будем благодарны за предложения и замечания, которые
окажут помощь в этой работе.
© ВНИПТМАШ, 1993
ЧАСТЬ 1. ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИЯ
ГЛАВА 1. ОСНОВНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ РАСЧЕТОВ
1.1. Общие сведения
Задачей расчетов крановых меха-
низмов и их элементов является обес-
печение предъявляемых к ним требо-
ваний надежности при заданных экс-
плуатационных условиях в течение ус-
тановленного срока службы. При этом
изготовление, установка и использова-
ние крана в целом и отдельных ме-
ханизмов должны соответствовать тре-
бованиям нормативно-технической и
эксплуатационной документации. Нор-
мативно-технической документацией яв-
ляются стандарты или технические ус-
ловия на краны, элементы их меха-
низмов и материалы. К эксплуатацион-
ной документации относятся правила
эксплуатации изделий и кранов. В расче-
тах крановых механизмов должны учиты-
ваться требования следующих норма-
тивных документов: ГОСТ 25546-82
“Краны грузоподъемные. Режимы рабо-
ты"; ГОСТ 25835-83 “Краны грузо-
подъемные. Классификация меха-
низмов по режимам работы"; Правила
устройства и безопасной эксплуатации
грузоподъемных кранов, утвержденные
Госгортехнадзором; Правила устрой-
ства электроустановок.
Расчеты элементов механизмов вы-
полняют в следующих расчетных слу-
чаях работы крана: случай 1 - кран в
рабочем состоянии без учета ветровой
нагрузки; случай 2 - край в рабочем
состоянии с учетом ветровой нагрузки ;
случай 3 - кран в рабочем состоянии с
учетом особых нагрузок. В первом и
втором случаях учитывают срок служ-
бы механизмов до списания крана или
срок службы до капитального ремонта
при нормальной эксплуатации. Указан-
ные расчетные’ случаи крана обус-
лавливают выбор расчетных схем и
условий нагружения кранов и соответ-
ствующих крановых механизмов, выбор
расчетных нагрузок, а также виды пре-
дельных состояний и других показате-
лей, определяющих несущую спо-
собность и работоспособность крановых
механизмов.
В расчетах должны учитываться
изменчивость действующих нагрузок, ге-
ометрических размеров элементов и ме-
ханических свойств материалов за срок
службы механизма, если она оказывает
существенное влияние на надежность
его элементов. Элементы крановых ме-
ханизмов рассчитывают, как правило, на
прочность и сопротивление усталости.
В необходимых случаях при наличии со-
ответствующих данных выполняют ве-
роятностные расчеты. Возможны два
вида расчетов: проектные, при которых
определяют размеры элементов при за-
данных нагрузках и принятых ма-
териалах; проверочные, при которых
размеры элементов и материалы изве-
стны и определяют фактические запасы
прочности, долговечность и другие
параметры, характеризующие работос-
пособность элемента. В необходимых
случаях учитывают коэффициенты по-
лезного действия звеньев кинемати-
ческих цепей механизмов.
В расчетах рассматривают предель-
ные состояния крановых механизмов в
целом или их отдельных элементов. Пре-
дельными называют состояния, обуслов-
ленные требованиями безопасности или
недопущением снижения работоспособ-
ности (эффективности), при которых
практически невозможна или технически
нецелесообразна их дальнейшая эксплу-
атация. Наступление предельного состо-
яния соответствует временному или
постоянному отказу крана в целом или
его элементов (в том числе элементов
механизмов). Отказы могут наступить
внезапно или постепенно. Рассматрива-
ют две группы предельных состояний:
первая - по исчерпанию элементом ме-
4
ханизма несущей способности; вторая -
по достижению условий, нарушающих
нормальную эксплуатацию.
Предельные состояния первой груп-
пы характеризуются: разрушением эле-
мента или соединения, которое может
быть вязким, хрупким или усталостным
(проводят расчеты иа прочность и
сопротивление усталости); достижением
состояния, при котором дальнейшее
увеличение нагрузок приводит к перехо-
ду конструкции или ее элемента в изме-
няемую систему вследствие потери
устойчивости формы или достижения на-
пряжениями предела текучести в каких-
либо точках сечения элемента (проводят
расчеты на устойчивость).
Предельные состояния второй груп-
пы характеризуются: возникновением
деформаций и перемещений элементов
механизма, препятствующих их нор-
мальной эксплуатации (выполняют
расчеты деформаций); действием коле-
баний, нарушающих нормальную работу
механизма (выполняют расчеты частот
и амплитуд колебаний); нарушением
сцепления приводных колес с рельсами
(определяют запас сцепления) и т.п.
1.2. Нагрузки, учитываемые
в расчетах
На элементы механизмов действу-
ют различные нагрузки, которые
зависят от особенностей конструкции
краиа и механизмов, а также от ус-
ловий эксплуатации. Нагрузки уста-
навливают по технической докумен-
тации, а также .стандартам на краны,
режимы работы механизмов, ветровую на-
грузку. Нагрузки можно определять экс-
периментально на кранах, находящихся
в различных условиях эксплуатации.
Эти нагрузки различаются по значению
и продолжительности действия и могут
быть представлены в виде спектров рас-
пределения нагрузок.
По значению (уровню) различают
нормативные и эквивалентные нагрузки.
Нормативными считают максимальные
нагрузки. Эквивалентной называется на-
грузка постоянного значения, действие
которой за расчетное число циклов (или
время нагружения) вызывает такие же
повреждения элемента, что и факти-
чески действующий спектр нагрузок.
В первом расчетном случае работы
крана учитывают: весовые нагрузки от
масс рабочего груза, крана и элементов
механизмов; крутящие моменты двига-
телей и тормозные моменты тормозов;
силы и моменты инерции периодов раз-
гона и торможения механизмов; на-
грузки от сопротивлений, возникающих
при горизонтальном передвижении кра-
на или грузовой тележки. Во втором
случае дополнительно учитывают вет-
ровые нагрузки на кран в рабочем сос-
тоянии. В третьем случае механизмы
подвергаются действию нагрузок, превы-
шающих, как правило, нагрузки на
кран в рабочем состоянии или действу-
ющих в иных направлениях, например:
ветровые нагрузки иа край в нерабочем
состоянии; испытательные нагрузки;
динамические нагрузки от удара о тупико-
вые упоры; нагрузки при пробуксовы-
вании приводных колес механизмов
передвижения; нагрузки в случаях тран-
спортирования крана и монтажа; на-
грузки при внезапном отказе
какого-либо элемента механизма.
Расчеты элементов механизмов вы-
полняют при расчетных нагрузках, зна-
чения которых устанавливают в зави-
симости от принятого метода расчета и
вида предельного состояния.
Спектр нагрузки может быть пред-
ставлен в виде гистограммы (рис.1.1,а)
или графической зависимости (рис. 1.1,6).
На указанных рисунках для наглядности
стрелками показаны примерные- зна-
чения расчетных нагрузок при расчете
прочности (Ppi), деформации (Ррг),
сопротивления усталости (/рз) и износа
(Рр4>. Нагрузки £Р1 и fp2 определены
с учетом нормативных нагрузок, а на-
грузки FP3 и £р4 являются эквивалент-
ными. Рассмотрим нагрузки, учиты-
ваемые в расчетах.
Весовые нагрузки. Весом называет-
ся сила, с которой тело вследствие его
притяжения к Земле действует на не-
подвижную горизонтальную опору или
на подвес. В кране груз закреплен на
5
Рис. 1.1 Спектр нагрузок:
а) по гистограмме;
б) по графику нагружения;
Уровни расчетных нагрузок на проч-
ность CFn); на деформацию (Fra);
на сопротивление усталости (Ррр;
на износ (Рм).
грузозахватном устройстве, которое
является для него опорой, поэтому в
расчетах применяют термин “вес гру-
за". Грузовая тележка и кран опирают-
ся на ходовые колеса (Опоры), поэтому
на них действуют соответственно веса
грузовой тележки или крана. Вес тела
(Н) определяют по формуле
G - mg, (1.1)
где т — масса тела, кг;
g - 9,81 м/с2 — ускорение свободного
падения (в обоснованных случаях с до-
статочной для расчетов погрешностью в
сторону увеличения веса примерно на
2% можно принимать g • 10 м/с2).
В расчетах учитывают вес номиналь-
ного груза (Н), соответствующий грузо-
подъемности крана
G-Qg; (1.2)
вес элементов кранов и грузовых тележек
G - т g, (1.3)
где Q — грузоподъемность крана, кг;
ш — масса элемента, кг; g — ускорение
свободного падения, м/с2. '
Вес груза и элементов грузовой те-
лежки и крана рассматривают как вер-
тикальные статические нагрузки.
Возможны два случая приложения этих
нагрузок: постоянные нагрузки, когда
элементы при работе крана не изменя-
ют положения; подвижные нагрузки —
элементы перемещаются относительно
конструкции крана (например, грузо-
вая тележка).
В нормативно-технической доку-
ментации приводят значения масс кра-
на и его элементов. Отклонения фак-
тических значений этих масс от расчет-
ных (проектных) вследствии допусков
на размеры проката и погрешностей при
изготовлении обычно составляют
5...10%. Веса грузов и элемейтов крана,
а также крана в целом можно опреде-
лять непосредственным взвешиванием.
В расчетах отклонения весовых Нагру-
зок от нормативных значений учитыва-
ют коэффициентом погрешности рас-
четов п4 , приведенным в табл. 1.7.
К весовым относят также испыта-
тельные нагрузки, которые регла-
ментированы Правилами устройства и
безопасной эксплуатации грузоподъем-
ных кранов.
Динамические нагрузки действуют
при ускорениях механизмов в периоды
разгона и торможения, при ударах в
случаях наезда грузовой тележки или
крана иа упоры, при прохождении хо-
довыми колесами стыков рельсов, при
внезапном снятии нагрузки (обрыве ка-
ната с грузом ) и др. Различают ди-
намические нагрузки, действующие на
абсолютно жесткие тела (эти нагрузки
называют силами инерции или инер-
ционными) , и динамические нагрузки в
упругих связях, соединяющих жесткие
массы.
Сила инерции (Н) при поступатель-
ном движении массы
Рд - т а , (1.4)
где т — масса, кг; а — линейное
ускорение, м/с2.
б
Динамический момент (Н-м) при
вращательном движении массы
. Ма -IB, (1.5)
где I — момент инерции относительно
оси вращения, кг-м2 ; В - угловое уско-
рение, 1/с2.
Динамические нагрузки в упругих
связях имеют колебательный характер,
их определяют из уравнений движений-
масс для принятой расчетной модели
механизма (см. гл. 3). Динамические
нагрузки можно определить с помощью
динамических коэффициентов, полу-
ченных экспериментально.
Нагрузки, обусловленные метеоро-
логическими факторами (ветровые, от
снега и обледенения), учитывают при
работе крана на открытом воздухе.
' Ветровая нагрузка на элементы кра-
на обусловлена динамическим дав-
лением ветра, которое регламентировано
ГОСТ 1451-77 для двух расчетных слу-
чаев: кран находится в рабочем и в
нерабочем состояниях. Значения дина-
мического давления для крана в рабо-
чем состоянии установлены с учетом
назначения крана, а в нерабочем — в
зависимости от района установки. Вет-
ровые нагрузки действуют -в горизон-
тальной плоскости, их рассматривают
как нормативные. Ветровая нагрузка
представляет собой сумму статической
и динамической составляющих дав-
ления ветра. Для мостовых и козловых
кранов учитывают только статическую
составляющую. В расчетах элементов
кранов на сопротивление усталости при-
нимают динамическое давление ветра
9-30 МПа.
При отсутствии дополнительных тре-
бований, Предусмотренных техническим
заданием на проектирование крана, вет-
ровая нагрузка, учитываемая при опре-
делении мощности приводных двига-
телей крановых механизмов,' не должна
превышать 70% статической составля-
ющей ветровой нагрузки на кран или на
тележку крана с грузом.
Нагрузки от снега и обледенения.
Для средней полосы Европейской части
нашей страны н Сибири принимают
давление от снега 1000 Па, толщину
гололеда на оттяжках, канатах и решет-
чатых металлических конструкциях до
1,2 см при плотности льда 0,9 кг/дм3.
Нагрузки, создаваемые двигателями
и тормозами приводов механизмов. В
зависимости от вида расчетов учитывают
номинальный, среднепусковой и макси-
мальный моменты двигателей согласно
их механическим характеристикам,
приведенным в каталогах. Моменты, соз-
даваемые механическими тормозами,
принимают равными расчетным тормоз-
ным моментам соответствующих ме-
ханизмов, а в обоснованных случаях —
максимальным моментам тормозов.
. Технологические нагрузки учиты-
вают при выполнении краном спе-
цифических технологических операций
(например, поддержка деталей при об-
работке).
Транспортные нагрузки, действу-
ющие на кран и его отдельные элемен-
ты, в том числе и на механизмы,
зависят от способа перевозки, мест уста-
новки и крепления элементов крана на
транспортном средстве. К ним относятся
весовые и инерционные нагрузки. Пос-
ледние определяют с учетом ускорений,
регламентированных нормативными
документами для автомобильного и вод-
ного транспорта.
Монтажные нагрузки, действу-
ющие на элементы крана, в том числе
на крановые механизмы, определяют с
учетом технологии выполнения мон-
тажных работ. К ним относят весовые,
инерционные, а также нагрузки, созда-
ваемые монтажными средствами.
1.3. Сочетания нагрузок при
расчетах или выборе элементов
механизмов
Расчеты элементов механизмов или
выбор комплектующих изделий выпол-
няют при определенных сочетаниях на-
грузок. Установленные практикой рас-
четов такие примерные сочетания приве-
дены в табл. 1.1. Направления действия
нагрузок в каждом сочетании принимают
наиболее неблагоприятными для
рассчитываемого (выбираемого) элемен-
7
Таблица 1.1
та, что должно найти отражение в рас-
четной схеме. Это же относится и к
положению тележки в пролете крана
при определении максимальной силы
давления колеса на рельс.
Сочетания нагрузок для расчетов
(или выбора) элементов крановых ме-
ханизмов приведены в табл. 1.2.
Рекомендации для определения на-
грузок на элементы, а также их расчет-
ные схемы указаны в соответствующих
главах.
1.4. Методики выполнения расчетов
В расчетах элементов крановых ме-
ханизмов применяют метод, который
принято называть расчетом по допуска-
емым напряжениям. В основу метода по-
ложено определение коэффициента за-
паса (запаса), который представляет от-
ношение предельного значения напря-
жений материала, нагрузок или
деформаций и др. к максимальным рас-
четным напряжениям, нагрузкам, де-
формациям и др. Коэффициент запаса
не должен превышать определенные зна-
чения, свойственные принятым ма-
териалам или условиям работы элементов
механизмов. Рассмотрим основные зави-
симости этого метода при проверочном
и проектном расчетах.
Проверочный расчет. Размеры эле-
ментов известны или приняты из экс-
плуатационных и технологических со-
ображений .
В расчетах по напряжениям должно
выполняться условие
П - (^np/^шах) («] . U.6)
где п —фактический коэффициент за-
паса по напряжениям; gnp—предельное
состояние материала; gm.»— максималь-
ное напряжение при рассматриваемом со-
четании нагрузок; [»}—допускаемый
коэффициент запаса.
Предельное состояние материала
принимают в зависимости от его
Свойств. Во избежание пластических де-
формаций за предельное состояние gnp
принимают предел текучести g^ Для
хрупких, а в некоторых случаях й для
умеренно пластичных материалов за
gnp принимают предел прочности gB.
В расчетах на сопротивление усталости
учитывают предел выносливости при
симметричном цикле ач. Характе-
ристики материалов g„ gB приведены в
соответствующих стандартах или ТУ
(см. гл.7) для деформации при растя-
жении. В случае отсутствия указанных
характеристик для деформаций изгиба и
кручения зависимость между преде-
лами текучести при изгибе огмя и кру-
чении Гт и пределом текучести при
8
Таблица 1.2
Сочетания нагрузок для расчета или выбора основных элементов механизмов
Механизм Вид расчета ши выбор Номер сочетаний натруаок (см. табл.1.1)
Подъема груза (грузозахватные устройства, грувовой канат, эле- менты полиспаста, барабан, креп- ление каната, валы н оси) Прочность 2; 3
Ограничитель массы груза Прочность 1
Редуктор Выбор 2
Двигатель - Выбор 2
Муфты Выбор 2
Тормоз Выбор 2
Подшипники качения Грузоподъемность:
статическая 1
динамическая 2
Передвижения тележки
Ходовое колесо Прочность б
Сцепление 7
Валы и оси Прочность 3; 9; 10
Редуктор Выбор 11
Двигатель Выбор 10
Муфты Выбор 11
Тормоз Выбор 10
Подшипники качения Грузоподъемность:
статическая б
динамическая 3
Передвижения крана Ходовое колесо Прочность 12
Сцепление 13
Валы и оси Прочность 14; 15
Редуктор Выбор 2,11
Двигатель Выбор 14
Муфты Выбор 11
Тормоз Выбор 13
Подшипники качения Грувоподъемность:
статическая 13; 14
динамическая 14
Противоугонные захваты Прочность 16
растяжении (7Т могут бить определены
по следующим соотношениям:
С^.изг “ — для углеродистой стали;
От.изг “ °т — для легированной стали;
Тт - 0,6 (Тт — ддя углеродистых и
легированных сталей (круглое сече-
ние).
Более точная зависимость предела
текучести при изгибе с учетом вида
сечения для углеродистых сталей может
быть определена по рис. 1.2.
Значения пределов выносливости О
и Оо (соответственно при симметричном
и отнулевом циклах) в зависимости от
пределов прочности сталей Oj, могут
определяться по соотношениям, приве-
денным в табл. 1.3.
Длительный предел выносливости
Одд с учетом коэффициента асим-
метрии цикла R - О^ы/Om.» (здесь
ОШ1В и (Гт.» — минимальные и мак-
симальные напряжения цикла) и эф-
фективного коэффициента концен-
трации напряжений К может быть опре-
делен для всех циклов (хроме нахо-
дящихся только в области сжимающих
напряжений) по следующей формуле:
_ 2а-ч
0К‘ ~ (1 -R )К +(1 +Я )fj ’ <Е8>
9
Таблица 1.3
Зависимость между усталостными и статическими характеристиками сталей__
Вид деформаций При симметричном цикле При отнулевом цикле для сталей
углеродистых н низколегированных легированных
Изгиб (7-1 иж - 0,43 (7 ь °оиж - 0,70(7ь О,м (70иж - 0,66 (7 ь <7т.изг
Растяжение (сжатие) (T.j - OJSffb Оф “ 0.63 О |) О0 0,58 О ь £ О т
Кручение Т-1 - 032 (7b То - 036(7ь^ Гт Го - 034 <7Ь£ Г,
Рис.1.X Зависимость между пределами теку-
чести при растяжении (7Т и при изгибе О т, изгС
1 - № прямоугольного сечения;
2 - для круглого сечения;
3 - для ромбического сечения
где O.J — предел выносливости при сим-
метричном цикле (табл. 1.3); К — эф-
фективный коэффициент концентрации
напряжений, учитывающий характер из-
менения сечения; lj — коэффициент
чувствительности материала к асим-
метрии цикла (для углеродистых и низ-
колегированных сталей 1} - 0,2, для
легированных if - 0,3, в общем случае
ц - OCT.j/oi) - 1).
Значения коэффициента т/ в зависи-
мости от характеристик сталей:
^Ь/Л1 13 1.65 132 1,43
0,1 0,2 0,3 0,4
выносливости за расчетный срок служ-
бы
(7^г - (7ЯГ ”77^57 •
где Олк — длительный предел вы-
носливости; m — показатель степени
кривой усталости; No — базовое число
циклов; N — число рабочих циклов за
расчетный срок службы.
Максимальное рабочее напряжение
определяется по соответствующей рас-
четной схеме элемента при нагружении
нормативными нагрузками. При двух-
осном состоянии эквивалентное напря-
жение
- Vах2* «у2- 5у * Зт^ , (1.9)
где О х, (7 у - нормальные напряжения в
точке расчетного сечения по двум вза-
имно перпендикулярным осям, Т —
касательные напряжения в той же точ-
ке.
Возможны следующие частные слу-
чаи:
<7р- Vах2, Оу- ахау приТху-0; (1.10)
(7р- Vffx2+ 3 при (7у- 0. (1.11)
Напряжения в (1.9-1.12) определя-
ют по формулам:
F
л max
при растяжении а - —— ; (1.12)
- Л
(сжатии)
При расчете по заданному числу
рабочих циклов предел ограниченной
при изгибе am - —; U-13)
10
Таблица 1.4
Значения коэффициента безопасности »i.
Механизм Вид и назначение крана _«1_
1 Подъема груза Крюковой редкого использования,яе связанный с технологическим процессом 1,15
Крюковой общего назначения,работающий в технологических процес- сах 1,25
Мапшпшй н грейферный 1,15
Д ля транспортирования грузов, нагретых до температуры более ЗОО'С, или расплавленного металла н шлака, ядовитых, взрывчатых и друтх опасных грузов 1,40
Передвижения крана и тележки Все краны 1,15
Примечание. Значения коэффициента щ даны для расчета деталей, отказ которых приладит к разрыву
кинематической цепи механизма. В других случаях принимают nj - 1,0.
Таблица 1.5
Значения коэффициента условий эксплуатации ла
Механизм Параметр Группа режима работы механизма
1М.2М зм 4М 5М 6М
Подъема груза Грузоподъемность: ДО 123 т 1,0 1.1 1,2 1.3 1.4
св.12.5 до 32 т 1.0 1.0 1.1 1.2 1.3
св. 32 до 50 т 1,0 1Л 1.0 1.1 1,2
Передашкемия крана и тележки Скорость: до 0.5 м/с 1,о 1,0 1,0 1.1 1.2
Св. ОЛ до 1,5 м/с 1.0 1.0 1.1 1.2 1.2
св. 13 м/с 1.0 1.1 lt2_ 1.2 -1.3-
^кр мах
при кручении Г,» - -г—----, (1.14)
"м>
уде Л.—. Af,.., — расчетные
сила, изгибающий и крутящий момен-
ты; Л — площадь сечения; W — момент
сопротивления сечения изгибу; Жкр—
момент сопротивления сечения кручению.
. Фактический коэффициент запаса
по текучести:
«г - (1.15)
Фактические коэффициенты запаса
в случаях расчета на сопротивление
усталости определяют отдельно для
нормальных и касательных напря-
жений:
Лц - O’-i/CTS [л], (1.16)
п, - Г-i/ra [и]', (1.17)
тде О, Т —нормальные и касательные
напряжения [см. формулы (1.11-1.14)]
при действии эквивалентных нагрузок;
С-1 , Г-1— пределы выносливости при
Одноосном напряженном состоянии и
чистом сдвиге.
При двухосном напряженном состо-
янии коэффициент запаса прочности с
учетом коэффициентов запаса прочности
по формулам (1.16-1.17) будет иметь вид
п - л<, Лт / VnJ + nJ [л]. (1.18)
Допускаемый коэффициент запаса
прочности представляет собой диффе-
ренциальную оценку условий работы
элемента механизма, стабильности ха-
рактеристик материалов и погрешности
расчетов:
[л] - Л1Л2Л3 п4, (1.19)
где — коэффициент безопасности,
зависящий от степени ответственности
механизма и возможности последствий
отказа (табл.1.4); nj — коэффициент
условий эксплуатации, учитывающий
группу режима работы механизма
(табл. 1-5); »з— коэффициент, учиты-
вающий влияние неоднородности
11
Таблица 1.6
Значения коэффициента структуры материала Л3 при расчете на сопротивление
______________________________усталости /
Напряжение Прокат,поковка Отливки
стальные чугунные
Нормальные или касательные 1,1 1.3 1.6
Контактные 1.0 1*1 1.2
Примечание. Дм стали с отношением Or/ofa
«э
Ди чугуна Л3 - 2,0.
0.45..ЛЛ5 0Л5...0.70
1.1 1,3
а.0,70
1.7
Таблица 1.7
Значения коэффициента п*, учитывающего погрешность расчетов_
Форма детали Нагрузки учитывают на основе решения уравнений динамики и экспериментов Нагрузки учитывают приблгокеннр
Случай А Случай Б
Простая, стандартная 1.0 1,15 1.3
Сложная, нестандартная 1.2 Мт.М 1.7-^
Примечание. Случай А — механизмы подъема груза кранов общего назначения, кроме быстроходного
участи от двигателя до тормоза; случай Б — механизмы подъема груза других кранов и кранов общего
назначения на быстроходном участке от двигателя до тормоза и механизмы передвижения всех кранов.
структуры материала на сопротивление
разрушению (табл.1.6); л* — коэффи-
циент, учитывающий погрешности рас-
четных схем, определения.нагрузок и
расчета напряжений (табл.1.7).
В расчетах по нагрузкам должно
выполняться условие
Ар
п--=^-а[и] (1.20)
Аах
где л, [л ]— фактический и минималь-
ный запас по нагрузкам; F^ — пре-
дельная (разрушающая) нагрузка (сила
или момент); F^x — максимальная ра-
бочая (нормативная) нагрузка.
Предельную нагрузку находят путем
расчета или экспериментально. Эту на-
грузку должен выдержать элемент, ие
разрушаясь или ие изменяя существен-
но свою форму (сечение), а также ие
теряя каких-либо других заданных для
него условий.
Допускаемый запас обычно прини-
мают из опыта эксплуатации или зада-
ют нормативно-техническими докумен-
тами.
Расчет по нагрузкам выполняют,
например, для канатов, цепей, при вы-
боре тормозов, редукторов. Следует от-
метить, что расчет пр нагрузкам вы-
полняют в наиболее простых случаях,
когда возможно расчетное определение
предельных нагрузок. .
В расчетах по деформациям (рас-
четах на жесткость) должно выполнять-
ся условие
« “ (Йпр/Йш1х)£ [л], (1.21)
где л, [л] — фактический и минималь-
ный допускаемый запасы по деформа-
циям; дц), дщах — предельная и
максимальная рабочая деформация (пе-
ремещение).
Предельную деформацию находят
путем (расчета или экспериментально.
При этой деформации ие должна нару-
шаться работа сопрягаемых элементов
или какие-либо другие показатели ме-
ханизма. Максимальную рабочую дефор-
12
мацию рассчитывают при нормативных
нагрузках. Допускаемые запасы по де-
формацияу устанавливают норматив-
но-технической документацией или из
опыта эксплуатации. Расчеты по дефор-
мациям выполняют для валов механиз-
мов, рычагов, тормозов и др.
Проектный расчет. Конструкция
находится В стадии прпдтиргтятао и
J некоторые определяющие размеры ее
I элементов должны быть назначены из
| требований прочности, деформации
6 и пр., при этом значения коэффициентов
запаса [л] задаются заранее.
В расчетах по напряжениям долж-
но выполняться условие
S [О'] - ст,,, / [л], (1.22)
тде ош _ максимальное рабочее на-
пряжение; [О]— допускаемое напря-
жение; о^пр — предельное состояние
материала; [л ] — мниимяльгод допу-
скаемый коэффициент запаса по напря-
жениям; его значение задается из опыта
эксплуатации или определяется по фор-
муле (1.19).
С целью нахождения определя-
ющих размеров элементов из формулы
(1.22) получают зависимости:
при растяжении
Л а / [О]; (1.23)
при изгибе
Ж 2 / [Оизг]; (1.24)
при кручении
Жкр ™ .яшх /[Г]; (1.25)
тде А —площадь элемента в расчетном
сечении; W — момент сопротивления
расчетного сечения изгибу; Жкр—мо-
мент сопротивления расчетного сечения
кручению; F^, —
максимальные (нормативные) нагруз-
ки; .[ст] .[Стизг], [г] —допускаемые
напряжения, определяемые по формуле
(1.22) в зависимости от предельного
состояния материала и минимального за-
паса (1.19). Допускаемые напряжения
могут задаваться с учетом опыта про-
ектирования.
В расчетах по нагрузкам должно
выполняться условие
Ввия S [В] шВПр / [л] , (1.26)
где ^щах — максимальная (норма-
тивная) нагрузка (сила или момент);
[F], Лч> — допускаемая и предельная
нагрузки; [л] — минимальный допу-
скаемый коэффициент запаса по на-
грузкам; его значения принимают из
опыта проектирования или задают в
нормативно-технической документа-
ции.
В расчетах по деформациям (по
жесткости) должно выполняться ус-
ловие
<5«их^ [<5] - <5цр/[»]. (1-27)
тде [<5], <5пр — максимальная, до-
пускаемая и предельная деформация; до-
пускаемая деформация может зада-
ваться из опыта проектирования; [л ] —
минимальный допускаемый коэффициент
запаса по деформациям; принимают из
опыта проектирования или задают в нор-
мативно-технической документации.
Расчет по сопротивлению усталости
выполняют при эквивалентных нагруз-
ках с учетом числа циклов напряжений
в деталях более 105. В механизмах,
относящихся к труппам режима работы
ЗМ-6М, пр сопротивлению усталости
рассчитывают детали, участвующие во
вращательном движении, например, зуб-
чатые колеса, валы, оси. При режимах
работы механизмов 5М и 6М по со-
противлению усталости рассчитывают
также детали, ие участвующие во вра-
щательном движении, например, крю-
ковые траверсы, оси канатных блоков,
детали крюковых подвесок, оси ходовых
опорных частей и др. Для выполнения
расчета должны быть заданы трафик на-
гружения механизма и срок службы. В
случаях отсутствия данных могут быть
использованы рекомендации ГОСТ 25546-
82 и ГОСТ 25835-83, устанавливающие
режим работы соответственно кранов и
крановых механизмов (смлл.2).
Эквивалентны» нагрузки определя-
ют по формуле
Мт - КрМр, (1.28)
тде Хд — коэффициент долговечности;
Мр — расчетная нагрузка, принимае-
мая в зависимости от особенностей рас-
считываемого механизма.
13
Коэффициент долговечности в об-
щем случае рассчитывают по формуле
Кд - KQKT, (1.29)
где Kq — коэффициент переменности
нагрузки, определяемый по заданному
графику нагружения; Кт — коэффи-
циент срока службы, учитывающий число
циклов нагружения за принятое машин-
ное время работы механизма (или
отдельно рассчитываемые детали).
При определении коэффициентов
Kq и Кт учитывают показатель устало-
стной кривой , а именно: при расчете
на изгибную прочность т - 9; при рас-
чете на контактную прочность т - 3.
Если вычисленный Кд окажется больше
единицы, то принимают Кд - 1.
Рекомендации по определению ко-
эффициентов долговечности и эквива-
лентных нагрузок при расчете зубчатых
передач, подшипников качения, ходо-
вых колес и других деталей меха-
низмов даны в соответствующих гла-
вах книги.
14
ГЛАВА 2. РЕЖИМЫ РАБОТЫ МЕХАНИЗМОВ
Режимы работы механизмов регла-
ментирует ГОСТ 25835-83, в котором
предусмотрено шесть групп режима ра-
боты, каждая из которых характеризует-
ся определенным сочетанием классов
использования и нагружения (табл.2.1).
Классы использования устанавли-
вают в зависимости от нормы времени
работы механизма. Под временем рабо-
ты механизма понимают время, в те-
чение которого механизм находится в
движении (действии) . Норма времени со-
ответствует установленному ресурсу ме-
ханизма до капитального ремонта или,
если такой ремонт не предусмотрен, —
установленному ресурсу до списания.
Класс нагружения определяют в за-
висимости от значения коэффициента
нагружения К, характеризующего отно-
сительную загрузку механизма за время
его работы.
В соответствии с ГОСТ 25835 S3
коэффициент нагружения
( Л ?
шах
где - нагрузка, действующая на ме-
ханизм за период времени tt; - сум-
марное время действия нагрузок на
механизм; - наибольшая нагрузка
(момент), действующая на механизм в
течение времени .
Значения Pt и определяют для
конц евого звена кинематической цепи ме-
ханизма, с учетом действия всех видов
нагрузок, включая и динамические на-
грузки.
В случае затруднений определения
классов нагружения непосредственным
расчетом эти классы допускается уста-
навливать путем оценки характера ра-
боты механизмов.
Данные для назначения классов на-
гружения приведены в табл. 2.2.
Для ориентировочного определения
класса нагружения могут быть исполь-
зованы данные табл. 2.3.
На практике группу режима работы
механизмов часто устанавливают по
группе режима работы крана, определя-
емой в соответствии с ГОСТ 25546-82
(табл. 2.4).
Таблица 2.1
Группы режимов работы кранозых механизмов (ГОСТ 25835-83)
Класс использование Норма времени работы механизма, я Класс нагружения и значения коэффициентов нагружения К
Б1 В2 вз В4
До 0,125 Св.0,125 до 0,25 Св.0,25 до 0,50 Св. 0,5 до 1,0
АО до 800 1М 1М 1М 2М
А1 св.800 до 1600 1М 1М 2М ЗМ
А2 св.1600 до 3200 1М 2М ЗМ 4М
АЗ св.3200 до 6300 2М ЗМ 4М 5М
А4 св.6300 до 12500 ЗМ 4М 5М 6М
А5 св.12500 до 25000 4М 5М 6М
А6 св.25000 до 50000 5М 6М — —
Таблица 2.2
Ориентировочная характеристика класса использования механизмов
Класс использования Использование механизма во времени
АО А1 А2 АЗ А4 А5 А6 Редкое Нерегулярное Регулярное малой интенсивности Регулярное средней интенсивности Нерегулярное интенсивное (двухсменная работа) Интенсивное при трехсменной работе Весьма интенсивное при трехсменной работе
15
Таблица 2.3
Ориентировочная характеристика классов нагружения механизмов________
Класс нагру- жения Характеристика действующих нагрузок
Механизм подъема крана Механизмы горизонтального перемещения
В1 Преобладают минимальные нагрузки; максимальные и срадиие нагрузки редки, например, при монтажных и ремонтных работах Редкие пуски и торможения, значительные рабочие и холостые пробеги; малые массы грузов; производства с малой интенсивно- стью работы и большими площадями об- служивания
В2 Преобладают средние н минимальные иа- Фузки; максимальные нагрузки относи- тельно редки Редкие, но регулярные пуски и торможе- ния; небольшие рабочие и холостые про- беги; незначительные массы грузов; производства с постоянной, ио ограничен- ной интенсивностью работы и площадями обслуживания
ВЗ Преобладают средние и максимальные на- грузки; минимальные нагрузки носят эпи- зодический характер; характерно для производств с разнообразными массами грузов Регулярные пуски и торможения; малые рабочие и холостые пробеги; сравнительно большие массы грузов; производства с вы- сокой интенсивностью работы н малыми площадями обслуживания
В4 Преобладают максимальные нагрузки и близкие к максимальным; средние на- грузки носят эпизодический характер; ха- рактерно для производств с относительно постоянной массой грузов Частые пуски и торможения с очень ред- ким выходом на установившийся режим; большие массы грузов; производства с вы- сокой интенсивностью работы и ограни- ченными площадями обслуживания
Таблица 2.4
Ориентировочное соответствие групп режимов работы кранов и механизмов_
Группа режима крана Группа режима механизма
Механизмы, действующие при каждом цикле работы крана Механизмы для установочных операций или используемые не при каждом цикле работы крана
1К 1М 1М
2К 1М 1М
зк IM — 2М 1М
4К 2М — ЗМ IM — 2М
5К ЗМ — 4М IM — 2М
6К 4М — 5М 2М — ЗМ
7К 5М — 6М ЗМ — 4М
8К 6М 5М — 6М
Таблица 2.5
Таблица соответствия групп режимов работы механизмов по ГОСТ 25835-83
и ИСО 4301/1-86
Класс использо- вания Группа режима для класса нафужения
В1 В2 ВЗ В4
гост 25835-83 ИСО 4301Д-86 ГОСТ 25835-83 ИСО 4301Д-86 гост 25835-83 ИСО 4301/1-86 ГОСТ 25835-83 ИСО 4301/1-86
АО 1М Ml 1М М2 1М М3 2М М4
А1 1М М2 1М М3 2М М4 ЗМ М5
А2 1М М3 2М М4 ЗМ М5 4М Мб
АЗ 2М М4 ЗМ М5 4М Мб ЗМ М7-
А4 ЗМ М5 4М Мб 5М М7 6М MS
А5 4М Мб ЗМ М7 6М MS — —..
Аб 5М М7 6М М8 — ——-
16
Таблица 2.6 Таблица соответствия групп режимов работы кранов по ГОСТ 25546-82 и ИСО 4301/1-86
J Группа режима работы крана для класса нагружения
Класс оо 01 02 ОЗ 04
ИСПОЛЬЗО* гост ИСО ГОСТ ИСО ГОСТ ИСО ГОСТ ИСО ГОСТ ИСО
25546- 4301/1- 25546- 4301/1- 25546- 4301/1- 25546- 4301/1- 25546- 4301/1-
82 86 82 86 82 86 82 86 82 86
со — — — 1К 1К А1 2К А2
С1 — 1К — 1К А1 2К А2 ЗК АЗ
С2 1К — 1К А1 2К А2 ЗК АЗ 4К А4
СЗ 1К — 2К А2 ЗК АЗ 4К А4 5К А5
С4 2К ЗК АЗ 4К А4 5К А5 6К А6
С5 ЗК — 4К A4t 5К А5 6К А6 7К А7
С6 4К —— 5К А5 6К А6 7К А7 8К А8
С7 5К 6К А6 7К А7 8К А8 8К -
С8 6К — . 7К А7 8К А8 8К — — -
С9 7К — 8К А8 8К — — — — -
. ; Данные, табл . 2.4 относятся к кра Для оценки групп режимов меха-
нам с типовыми условиями использо-
вания — средний ход крюка по вер-
тикали в пределах 6-12 м, ход тележки
10-20 м, крана 30-60 м.
Для других значений ходов группы
режимов следует устанавливать расче-
том. Это также относится к механизмам
кранов групп режима ЗК и выше, снаб-
женных привадами с короткозамкну-
тыми двигателями без дополнительных
низмов в зависимости от типа и техно-
логического использования крана
может быть также использовано спра-
вочное приложение 1 к ГОСТ 25835-83.
ГОСТ 25835-83 и ГОСТ 25546-82
регламентируют также взаимосвязь
групп режима по этим стандартам с
соответствующим международным
стандартом ИСО 4301/1-86
(см. табл. 2.5 и 2.6).
средств регулирования.
17
ГЛАВА 3. РАСЧЕТ ДИНАМИЧЕСКИХ НАГРУЗОК В УПРУГИХ
ЭЛЕМЕНТАХ КРАНОВЫХ МЕХАНИЗМОВ.
3.1. Определение и приведение
внешних нагрузок, моментов
инерции, коэффициентов жесткости
упругих элементов и зазоров
В упругих элементах крановых ме-
ханизмов возникают различные дина-
мические и внешние статические на-
грузки [1-3].
В крановых механизмах внешними
являются статические нагрузки со-
противления движению (вес груза и
крана, сила трения в ходовых частях,
ветровая нагрузка, составляющая веса
при движении по уклону и др.) и на-
грузки привода (пусковые, тормозные).
В первом приближении внешние наг-
рузки можно считать постоянными.
Приведение нагрузок одного вала к
другому выполняют с помощью переда-
точного числа между валами. Потери на
трение в передачах учитывают с по-
мощью коэффициентов полезного дей-
ствия (КПД), значения которых при
разгоне и торможении можно считать
одинаковыми ( если в кинематической
цепи механизма отсутствует червячная
передача) и в первом приближении не
зависящими от степени загрузки ме-
ханизма.
Моменты инерции роторов и якорей
электродвигателей, полумуфт и тор-
мозных шкивов следует определять по
соответствующим справочникам и ката-
логам.
Приведение момента инерции одно-
го вала к моменту другого осуществля-
ется с помощью квадрата передаточного
числа между этими валами и КПД в
первой степени.
Преобразование инерционного пара-
метра поступательного движения (мас-
сы) в инерционный параметр вра-
щательного движения (момент инер-
ции) и наоборот осуществляется с по-
мощью квадрата радиуса барабана или
ходового колеса.
При определении жесткости связей
в механизме подъема среднее значение
модуля упругости канатов с органичес-
ким сердечником принимают равным
(1,1-1,3) • 105 МПа, канатов с метал-
лическим сердечником 1,4-105 МПа,
канатов закрытой конструкции 1,7 х
х 105 МПа. Канаты — это упругие эле-
менты одностороннего действия, рабо-
тающие только иа растяжение.
При приведении жесткости одного
вала к жесткости другого используется
значение передаточного числа между ва-
лами и КПД в первой степени. Преобра-
зование жесткости при растяжении -
сжатии к жесткости при кручении и на-
оборот осуществляется с помощью квад-
рата радиуса рабочего органа (барабана
или ходового колеса).
При небольших углах раскачивания
груза весом на канатной подвеске
длиной I жесткость в поперечном на-
правлении определяется по простому
приближенному соотношению
а нагрузка в этом упругом элементе
будет представлять собой горизонталь-
ную составляющую натяжения канатов.
При использовании упругих эле-
ментов с разными жёсткостями жест-
кость при параллельном соединении
элементов будет наибольшей, а при
последовательном соединений — наи-
меньшей. Так, жесткость упругих эле-
ментов в подъемных механизмах оп-
ределяется, в основном, жесткостью ка-
натов, а в механизмах передвижения —
жесткостью тихоходных трансмиссион-
ных валов.
Зазоры в зубчатых соединениях оп-
ределяют по стандартам или нормалям
на зубчатые передачи и муфты. В час-
тности, наименьший боковой зазор
Д Ш|П (мкм) в новых цилиндрических
передачах
A mln - 0.2С + а,
где С - межцентровое расстояние, мм;
а - постоянная, зависящая от класса
точности: для второго класса а - 50, для
третьего а - 80, для четвертого класса
а - 130.
18
Рис.3.1. Расчетные схемы механизма подъема.
Уменьшение толщины зубьев при
изнашивании в редукторах и зубчатых
передачах допускается 15-25%, в откры-
тых передачах - до 40%. Уменьшение
толщины зубьев приводит к соответст-
вующему увеличению зазоров в соеди-
нениях.
При приведении зазора одного вала
к зазору другого вала используется пе-
редаточное число. Линейный зазор пре-
образуется в угловой и наоборот с
помощью радиуса рабочего органа.
Установлено, что зазоры в рабочих
органах различных кранов составляют
50-200 мм.
3.2. Расчетные схемы крановых
механизмов
Исходной схемой для составления
расчетной является кинематическая с со-
ответствующими данными о двигателе,
полумуфте, тормозном шкиве, системе
зубчатых передач, валах, канатах, ба-
рабане и др.
Порядок составления расчетной
схемы рассмотрим для механизмов
подъема и передвижения тележки.
Механизм подъема. Кинематичес-
кая схема механизма подъема показана
на рис.3.1, а: движение от двигателя с
помощью полумуфты и тормозного шкива
передается двухступенчатому редуктору,
на выходном валу которого закреплен
барабан. Полиспаст - сдвоенный дву-
кратный. Значения движущихся масс и
жесткость соединительных упругих эле-
ментов предполагаются заданными.
Приведем все параметры к первому
валу. Предположим, что приведение
осуществляется при разгоне. Тогда без
изменения останутся параметры вала
приведения: Ilt 1г, /3, 1А, Са, См
(рис.3.1, б>.
Здесь I - моменты инерции, а С - жест-
кости соответствующих элементов.
Остальные параметры будут иметь при-
веденные значения*.
Апр “ А и);
Ц пр “Л /
19
C«np “ Сж /ц);
Ьпр “ Л / и);
Л пр “ Д / (и \з4 и);
С?4пр “ Сп / (^з^и)!
А пр “ ИЦ СО/2)3 / [(UijUn)2^ и з/п1»
с»пр - Сю(Л/2)1/[(ииип)3»;И»7п];
где и п, 1}„ - передаточное число и КПД
полиспаста; иа, 1}а — передаточное
число и КПД быстроходной ступени
редуктора; иа, t]i3 — передаточное
число и КПД редуктора;
Сю “ 4ЕКАК/Л — жесткость каната
(здесь £к — модуль упругости каната;
Дс — площадь поперечного сечения од-
ной ветви каната; к — высота крюковой
подвески, которая может изменяться от
О до полной высоты подъема груза Я);
D — диаметр барабана (по центрам
навитого каната); т, - G^/g - Q —
масса груза; б^р — вес груза;
g - 9,81 м/с2 - ускорение свободного
падения;
Zrp.lp “ Огр U>/2) / (и и и u J?,, t]n) —
грузовой момент на первом валу
(см. рис. 3.1).
Таким образом, имеем расчетную шес-
тимассовую схему подъемного механизма с
пятью упругими звеньями в интерпретации
вращательного движения на первом валу.
В этой схеме не учтены контактная податли-
вость зубчатых соединений и соединения
полумуфты и тормозного шкива, а также
податливость элементе» крюковой подвески
и чалочных органов, масса канатов, блоков,
крюковой подвески и др.
Если требуйся определить только
нагрузку вала двигателя между ротором
и полумуфтой, то кинематическую схе-
му можно значительно упростить н рас-
сматривать ее как двухмассовую
(рис. 3.1, в), тде
9
/'з " 11 + А + ... + Zpnp - У, I)
J-2
Для получения нагрузки канатов
удобнее привести все параметры к гру-
зу. Тогда получим расчетную шести-
массовую схему подъемного механизма
с пятью упругими звеньями в интерп-
ретации поступательного движения,
приведенную к грузу (рис. 3.1, г). По
сравнению с кинематической схемой
(рис. 3.1, а), без изменения останутся
вес груза б^р, его масса т, Q и жес-
ткость канатов Сю, остальные парамет-
ры будут иметь приведенные значения:
mlnp - ZilUuUn)2^^/ CD/2)3;
mJnp‘-A (UB«n)3i?u9n / (Х>/2)3;
тзпр - V, (ВвВ,,)’?!,?!, / CD/2)2;
т4пр .-.А (ИиИп)2з71э»7п/ (Я/2)3;
^ijnp “ Z5 (U 1зUп)2,?и’/п / (-D/2)3;
т6пр - /6(и2зип)2»7я»7п/(1>/2)2;
^Т?пр “ Z7Un2 4п /(Я/2)3;
т,пр - /tUn2tfn/(D/2)1;
СцПр - /(D/2)1;
C34 пр* С34 (И13 И п)2 413 4u / (D/2)1;
Сяпр *• С56(112з Un)2 l^ij^n /(D/2)1;
Cnnp - C7, U„2»;n /(D/2)1;
p “ Tcp.„ uau„4ari„/ (D/2)
Здесь Tcp.n — среднепусковой момент
приводного двигателя.
Если интересуют нагрузки только в
канатах, то схему можно упростить и
она будет представлять собой двухмас-
совую систему (рис. 3.1, в):
т'з “ т1пр + т2пр + — +
3
+ ^Зпр “ У*. mJ пр
/-1
Механизм передвижения тележки.
Этот механизм в основном имеет цент-
рально расположенный привод с тихо-
ходным трансмиссионным валом
(рис.3.2, а), левый и правый участки
которого работают параллельно.
Приведем все параметры к грузу
(рис. 3.2, б). Тоща получим четырех-
массовую схему поступательного дви-
жения:
- масса ротора двигателя; т2 - масса
остальных вращающихся частей (полу-
20
Рис. 3.2. Расчетные схемы механизма передвижения тележки
муфты, тормозного шкива и др.); т3 -
масса тележки без груза; GT - вес те-
лежки без груза; т4 - масса гибко под-
вешенного груза; Л - длина подвески
груза; Р - сила двигателя при пуске;
W - сила статического сопротивления
передвижению; С12 - жесткость первого
участка быстроходного вала между рото-
ром двигателя и полумуфтой; С23 - же-
сткость трансмиссии, определяемая в
основном жесткостью высокоподатлй-
вых тихоходных трансмиссионных ва-
лов.
Приведенные параметры определя-
ются следующим образом:
«1 - GD^ и2Г) / (gD2) ;
m, - u217 /(gD2) ;
Сц - С1иг1] /(D/2)*;
Си - 2Стр /(D/2P ;
Р - Гср.п«>7 /СО/2) ;
W - (G^ + GT) w ;
GDp - маховой момент ротора элект-
родвигателя; GD^cta4 - маховой мо-
мент остальных вращающихся частей;
- жесткость при круч’ении первого
участка быстроходного вала между ро-
тором двигателя и полу муфтой,
Стр - G0Jp/ (Lf/2) - жесткость при кру-
чении одной ветви трансмиссионного
вала, здесь Go - модуль упругости ма-
териала вала; /р - полярный момент
инерции поперечного сечеиия вала; -
колея тележки; D - диаметр ходового
колеса; и, 1] - передаточное число и
КПД зубчатых передач механизма; w -
коэффициент сопротивления передви-
жению.
На этой схеме показана гибкая под-
веска груза длиной Л. При малых коле-
баниях груза жесткость подвески груза
в поперечном направлении
С34 “ Grp /А •
Тогда расчетная схема может быть
представлена как четырехмассовая с тре-
мя звеньями (рис. 3.2, в). Нагрузка в
третьем звене будет представлять собой
горизонтальную составляющую натяже-
ния канатов.
Для изучения нагрузки валов лучше
использовать расчетную схему враща-
тельного движения (рис. 3.2, г):
li-G&Mg; I2- GD^ /Ag ;
I3 — GTD2 / (Agu2 TJ) ;
21
- G^jD2/(W?) ;
^12кр “ * Сгзкр “ 2Сч>/(и’>7) ;
C3op - ;
Twlp “ W(D/2) /(nJ?) .
где Twlp - момент сил сопротивления
передвижению, приведенный к первому
валу при разгоне.
Если груз находится в крайнем вер-
хнем положении, то жесткость С34 (или
С34гр) Резко возрастает. В этом случае
расчетная схема механизма может рас-
сматриваться как трехмассовая.
В приведенных схемах механизма
передвижения к тем же упрощениям,
которые были приняты выше в схемах
механиямя подъема, добавилось еще
Одно упрощение, заключающееся в том,
что не рассмотрены отдельные массы
вращающихся зубчатых колес и шесте-
рен и податливость редукторных валов.
Это сделано на том основании, что мас-
сы колес малы по сравнению с массами
других движущихся частей механизма,
а жесткость редукторных валов гораздо
больше жесткости тихоходных транс-
миссионных валов.
3.3. Безударные нагружения
Безударным нагружением называ-
ется такое, которое возникает при пус-
котормозном процессе при условии
предварительного деформирования
всех упругих звеньев силой статическо-
го сопротивления движению. В этом
случае все массы системы начинают
свое движение одновременно.
Наиболее просто динамические на-
грузки в этом случае определяют с по-
мощью двухмассовых расчетных схем.
Наиболее часто встречающиеся слу-
чаи пускотормозных процессов нагру-
жения подъемного механизма в общем
виде можно свести к одиннадцати рас-
четным схемам [4 ].
К их числу следует отнести случаи
пуска при воздействии движущей сиды
двигателя иа первую массу и иа вторую
массу схемы, случаи торможения при
воздействии тормозящей силы привода
на первую массу и на вторую массу
схемы, а также свободный выбег. Эти
пять расчетных случаев могут встре-
титься как при подъеме, так и при
опускании. Особое место занимает слу-
чай так называемого тормозного спу-
ска, когда к первой массе опускающейся
системы прикладывается притормажива-
ющая сила, ограничивающая величину
ускорения в заранее заданных преде-
лах. С точки зрения формальной этот
случай ничем ие отличается от тормо-
жения первой массы при опускании.
В механизмах передвижения и по-
ворота силы сопротивления в ходовых
частях и опорно-поворотных устройст-
вах всегда действуют против направ-
ления движения. Поэтому для расчета
динамических нагрузок в этих меха-
низмах следует брать только те расчет-
ные схемы подъемного механизма, в
которых силы веса направлены против
движения, то есть схемы, относящиеся
к случаю подъема. Эти схемы пригодны
и для расчета нагрузок при работе про-
тив ветра. В этих случаях постоянное
по величине ветровое сопротивление
должно входить как составляющая
полного статического сопротивления
движению.
Работа механизмов передвижения в
случаях, когда ветровое сопротивление
переменно по величине и когда ветро-
вая нагрузка действует по направлению
движения, требует особого подхода.
Если ветровая нагрузка превосхо-
дит статическое сопротивление в ходо-
вых частях и становится в механизме
движущей силой, тогда при расчете на-
грузки в звеньях следует воспользо-
ваться случаями нагружения подъем-
ного механизма при опускании груза.
Здесь только вместо избыточной силы
двигателя P-G^, следует брать избыточ-
ную (над статическим сопротивлением)
ветровую нагрузку Рв-ИГ.'
Двухмассовые односвязные расчет-
ные схемы, имея преимущества прост-
оты и наглядности результатов, имеют
также и тот существенный недостаток,
что дают сведения о нагрузках только в
одном звене кинематической цепи — в
22
звене приведения. Если появляется не-
обходимость одновременного изучения
рагрузок в разных местах кинематиче-
ской цепи, сделать это с помощью одной
двухмассовой односвязной расчетной
схемы уже нельзя.
Для решения задач об одновремен-
ном изучении нагрузок в нескольких
разных звеньях кинематической цепи
приходится привлекать более сложные
расчетные схемы.
Однако для случаев, когда коэффи-
циенты упругости звеньев существенно
разные, величины предельных нагрузок
упругих звеньев с достаточной для
практики точностью могут быть опреде-
лены с помощью упрощенных двухмас-
совых расчетных схем. При этом не-
обходимо все параметры системы при-
вести по концам рассчитываемого звена
и использовать готовые формулы [4].
Число упрощенных двухмассовых
схем, с помощью которых определяются
нагрузки в исходной многомассовой сис-
теме, равняется числу звеньев в исход-
ной системе.
Расчеты показывают, что нагрузки
в первом ведущем звене исходной мно-
гомассовой системы определяются с по-
мощью соответствующей упрощенной
двухмассовой схемы без больших пог-
решностей при любых соотношениях
масс и коэффициентов жесткости, в том
числе и в системах с распределенными
параметрами.
Двухмассовые упрощенные схемы в
крановых механизмах дают представ-
ление и о так называемых главных (оп-
ределяющих) частотах (главной час-
тотой называется та, которая имеет на-
ибольшую амплитуду - она не обяза-
тельно низшая).
В многомассовой системе главной ча-
стотой для /-той связи будет следующая
3.4. Ударные нагружения
Реальные машины в своих кине-
матических цепях всегда имеют люфты
(зазоры), поэтому пусковые и тормоз-
ные режимы в таких цепях почти всегда
сопровождаются соударением в соответ-
ствующих кинематических парах и воз-
никновением больших по величине и
часто повторяющихся во времени дина-
мических нагружений. Особенно остро
“реагируют" на такие соударения жест-
кие звенья. Динамические перегрузки
при этом могут оказаться настолько
большими, что не учитывать их просто
опасно. Задача теоретического расчета
динамических нагрузок в таких систе-
мах существенно усложняется.
Числовые расчеты показывают, что
и здесь могут применяться упрощенные
двухмассовые схемы, так как оии дают
достоверные величины не только пре-
дельных нагрузок звеньев и главной
частоты, ио и длительности отдельных
этапов движения, что позволяет стро-
ить циклограммы динамических нагру-
зок (их временное графики иа про-
тяжении цикла).
Предельные нагрузки в двухмассо-
вой односвязиой схеме с ко-
эффициентом жесткости С и зазором Д
определяются по формуле
J’m2+Wmi _
“ т1+«2 I1*
. I n^-W2) ,
1V 1 + (Pmz+Jymj)1 1:
где X12o = V2PA/m1 ,
j k+1
где к + 1 - число масс в многомассовой
схеме.
Здесь , т2 - ведущая и ведомая массы
соответственно, см. рис. 3.3; W - сила
статического сопротивления движению;
для механизмов подъема W - G^.
Если так называемая сила разрядки
меньше статического сопротивления
•«ио ^Стг < W ,
23
Рис. 3.3. Подъем с подхватом.
лять тормозную силу Рт. Легко видеть,
что в таких случаях разрывы непрерыв-
ности в графике нагрузки неизбежны.
Последняя формула может быть
применена и к режиму несостоявшегося
пуска для любого механизма.
Очень важно подчеркнуть высокую
динамическую напряженность работы
механизмов передвижения и поворота,
так как здесь почти каждый пуск или
торможение происходит в режимах,
весьма близких к аварийному режиму
несостоявшегося пуска. При этом осо-
бенностью этого режима нагружения
является независимость динамичес-
кой нагрузки от статических сопротив-
лений.
силового размыкания не происходит
/Pfflin > 0 /. Если же сила разрядки
больше статического сопротивления,
вредное явление силового размыкания
неизбежно /Р^а £0 /.
При подхвате на скорости уста-
новившегося движения /V - const/
формула для предельных нагрузок уп-
рощается Emin>max - W ± V /ст2 .
Эта формула дает хороший резуль-
тат и для ускоренного подхвата в систе-
ме, где выдерживается соотношение
масс >> т2 (тихоходные подъемные
механизмы, здесь W * - вес груза,
т2 “ G^/g, где g - ускорение свободно-
го падения). Если нагрузка статических
сопротивлений пренебрежимо мала
(механизмы передвижения и поворота),
то тогда
Рт2 -
Лпах.вйп = ml+m2 I1*
/ mi+m2 ,
+V 1 + ------.(2C Д /Р) I.
Если массы несоизмеримы и ml » т2
(механизмы передвижения и поворо-
та), то возможно дальнейшее упроще-
ние:
Лпах,т)п « -Р [1± V1 +2СД/Р ].
Рис. 3.4. Торможение второй массы при
опускании груза.
При торможеннн второй массы в
конце опускания груза в валу с зазором
Д (рис. 3.4.) возникает динамическая
нагрузка, наибольшая величина кото-
рой определяется выражением
= {i +
mj+mj
(Рт~ Grj) т1
2С Д (nij+Wj)
Две последние формулы применимы
И для торможения, только тогда вместо
пусковой силы Р следует в них подстав-
При торможенни первой массы ме-
ханизма поворота и передвижения
24
Рис. ЗЛ. Торможение первой массы
механизма передвижения
(рис.3.5.) наибольшая нагрузка транс-
миссии равна
F
^шах
Рт",2 “ Wml
mj+Шг
(Рт+ Ф)т2. 2
Ртт2 + WmJ
2С Л (mj+mj)
PTzn2— Wm1
В случае, если при движении рабо-
чий орган машины встречает непрео-
долимое препятствие (рис. 3.6.) и в ее
кинематической схеме отсутствует
муфта предельного момента, трансмис-
сия может испытывать действие наи-
большей нагрузки, определяемой по
формуле
Лпах - Р + V(P- + .
При этом легко видеть, что стопор-
ные нагрузки порожнего состояния
/W = 0/ больше нагрузок груженого
состояния / W * 0 /.
Для торможения первой массы ме-
ханизма подъема существует следую-
щее соотношение параметров, при ко-
тором не будет происходить “подскок"
груза (здесь КТ - коэффициент запаса
торможения)
К, = P-t/Grp S (mi - m2) / 2m2.
Если же это условие не соблюдается
(быстроходные механизмы подъема тя-
желых режимов работы), тогда наи-
большая нагрузка канатов механизмов
подъема определится формулой
Лпах= °rp + Vg^+У 2С (т2— mjKj.
Исследования и расчеты показыва-
ют, что приведенные здесь формулы
дают величины наибольших динамичес-
ких нагрузок, как правило, с неболь-
шим завышением. Поэтому погреш-
ность в расчете по этим формулам идет
“в запас прочности". Учет затухания
колебаний, податливости постели груза
и несущей металлоконструкции маши-
ны, а также переменности движущей
силы привода — все эти и некоторые
другие факторы чаще всего снижают
наибольшие величины динамических
нагрузок. Поэтому пренебрежение эти-
ми факторами также создает некоторую
долю запаса прочности.
Справедливость приведенных выше
формул подтверждена натурными тен-
зометрическими испытаниями ряда
кранов в условиях эксплуатации.
Рис. 3.6. Стопорение механизма подъема.
3.5. Резонансные нагрузки
Рассеивающие (диссипативные)
свойства крановых систем изучены в
портальных и плавучих кранах [5].
Данные о коэффициенте относительно-
го рассеивания энергии Ф, который в
первом приближении численно равен
удвоенному логарифмическому декре-
менту колебаний Ч* = 15, приведены в
табл. 3.1 [5]. Так как механизмы пор-
тальных и плавучих кранов имеют мно-
го общего с механизмами кранов других
25
типов, данные табл. 3.1 можно исполь-
зовать на практике при расчете ме-
ханизмов различных кранов.
Кинематическое возбуждение харак-
терно для случаев несоосного соединения
вращающихся деталей (крепление с так
называемым дезаксиалом), при сущест-
венном отступлении геометрической
формы барабанов, блоков, ходовых колес
и других рабочих органов от круглой,
при движении крана или тележки по
волнообразным рельсам и др.
Р-Ре cotut
гаг
Рис. 3.8. Силовое возбуждение
Рис. 3.7. Кинематическое возбуждение
Если амплитуда кинематического
возбуждения равна “а“ (рис. 3.7.), то
тогда резонансная нагрузка определяет-
ся по формуле
Fpea - С a V1 +(2л/Ф)2
где С - коэффициент жесткости звена,
резонансная нагрузка которого подле-
жит определению.
Если периодическая нагрузка
Р - Pocos со t приложена к первой массе
mj двухмассовой схемы (m2 -вторая
масса) - рис. 3.8, то резонансная нагруз-
ка звена
Fpe3i “ Ро тг ^1 + / («1 +
Если же нагрузка Р приложена ко
второй массе т21 то тогда
^резз “ Ро mi "^1 + (2я/Ф )2 / (mi + тг)
3.6. Нагрузки фрикционных
автоколебаний
В крановых механизмах часто
встречаются фрикционные связи: в тор-
мозных устройствах, во фрикционных
муфтах предельного момента, в местах
контакта колес с рельсами или дорогой
и др. Когда трущиеся пары получают
Таблица 3.1
Коэффициент относительного рассеяния энергии колебаний в системах кранов
Наименование узла Величина Ф
наиб. найм. средн.
Механизмы 0,7 1,8 0,8 — 1,2
Металлоконструкция стрелового устройства 0,05 0,2 0,1
Металлоконструкция портала (включая опорно- поворотное устройство, ходовые тележки и под- крановые пути) при нагружении: - в вертикальном направлении 0,4 1,0 0,7 - 0,8
- в горизонтальном направлении 0,6 1,2 0,8 — 0,9
Грузовые канаты 0,4 0,6 0,5
Контакт грузовых канатов с барабаном i ,0 1,5 1,2
Система подъема груза 0,6 1,0 0,8
Система поворота 0,5 1,0 0,8
Система изменения вылета стрелы 0,3 0,8 0,6
26
большие перемещения друг относитель-
но друга, в жестких звеньях трансмис-
сии возникают фрикционные автоко-
лебания. Они отличаются высокой час-
тотой и большими амплитудами и очень
вредны: трущиеся поверхности интен-
сивно нагреваются и в закаленных де-
талях происходит отпуск, их износ
катастрофически нарастает, а в упругих
элементах быстро накапливаются уста-
лостные повреждения. Эти колебания
оказывают также вредное физиологиче-
ское воздействие на обслуживающий
персонал. Поэтому при проектировании
крановых механизмов следует по воз-
можности исключать возникновение
этих колебаний, а если они неизбежны,
то тогда необходимо их учитывать в
расчетах прочности н выносливости.
Прежде всего необходимо попы-
таться исключить фрикционные автоко-
лебания. Для этого нужно, чтобы
наибольшая динамическая нагрузка
звена, непосредственно соединенного с
элементом фрикционной пары, была бы
не больше нагрузки, создаваемой силой
трения покоя (или силой сцепления) на
поверхности соприкосновения элемен-
тов фрикционной пары. - Соблюдение
этого исключающего автоколебания ус-
ловия возможно далеко не всегда — ив
таких случаях автоколебания неизбеж-
ны (см.гл.8).
Теория фрикционных автоколеба-
ний основывается иа иелинейной за-
висимости силы трения от скорости
скольжения и на переменности структу-
ры расчетной схемы. Если же силы
трения описывать кусочно-линейной
аппроксимацией, то тогда все парамет-
ры таких колебаний определяются срав-
нительно просто [4 ].
Возникновение фрикционных авто-
колебаний возможно во всех крановых
механизмах.
В механизме подъема этот процесс
может возникнуть при таких кинема-
тических схемах, где быстроходный вал
собран на зубчатых муфтах, а тормоз
имеет большое время срабатывания. За-
пуск двигателя в этом случае сопровож-
дается выборкой (ликвидацией) зазоров
в зубчатых муфтах и последующим до-
вольно резким ударом всех разгоня-
ющих частей механизма (главным об-
разом, ротора или якоря электродвига-
теля) по еще заторможенному тормоз-
ному шкиву. Ударная нагрузка может
превзойти величину тормозного момен-
та в состоянии покоя, и тогда шкив
тормоза проскользнет при еще нало-
женных колодках. Это приведет к па-
дению нагрузки в звене между валом
двигателя и тормозным шкивом и про-
цесс нагружения может повториться,
особенно при запуске груженого ме-
ханизма в сторону опускания груза [4 ].
В механизмах передвижения подоб-
ные процессы фактически неизбежны в
мостовых и консольных кранах при ра-
боте легких тележек в порожнем состо-
янии как при пуске, так н при тор-
можении.
Сопоставление расчетных данных,
получаемых с помощью самой простой
трехмассовой схемы, с данными натур-
ных экспериментальных испытаний мо-
стовых кранов в условиях эксплуатации
свидетельствует о том, что предложен-
ная в работе [5 ] методика расчета фри-
кционных автоколебаний имеет прак-
тически приемлемую степень достовер-
ности. При этом необходимо иметь в
виду, что громоздкий ручной расчет всех
этапов процесса разрывных колебаний
и повторного люфтообразования в
механизме может быть заменен элект-
ронным моделированием, позволя-
ющим к тому же выполнить довольно
широкие и полезные параметрические
исследования.
Процесс разрывных автоколебаний
может возникнуть в механизмах пово-
рота, кинематическая схема которых
содержит муфту предельного момента
фрикционного типа. Относительное дви-
жение ведущих и ведомых частей такой
муфты неизбежно, если медленно пово-
рачивающиеся элементы механизма
при встрече с непреодолимым пре-
пятствием мгновенно останавливаются
К].
Исследования показывают, что пара-
метры фрикционных автоколебаний за-
висят от величины коэффициентов тре-
ния движения и покоя (последний очень
27
часто называют коэффициентом сцеп-
ления). Поэтому представляется целе-
сообразным проведение широких на-
турных испытаний с целью установ-
ления того диапазона, в котором меня-
ются коэффициенты трения крановых
фрикционных пар. Для механизмов пе-
редвижения могут быть указаны многие
способы исключения нарушений сцеп-
ления колес и рельсов — переход к
канатной тяге, применение линейных
электродвигателей и др.
Литература.
1. Лобов Н. А. Динамика грузоподъ-
емных кранов. М.: Машиностроение.
1987. 160 с.
2. Казак С. А. Статистическая дина-
мика и надежность подъемно-транспор-
тных машин. Свердловск: изд. УПИ
им.С. М. Кирова. 1987. 86 с.
3. Шеффлер М., Дресиг X., Курт Ф.
Грузоподъемные краны: в 2 хи. кн. 2-я.
Сокр. пер. с нем./ Пер. М. М. Рунов,
В. Н.Федосеев; Под ред. М. П. Алексан-
дрова. - М.'.Машиностроение. 1981.
287 с.
4. Казак С. А. Основы проектирова-
ния и расчета крановых механизмов.
Учебное пособие. - Красноярск: Из-во
Краснояр. университета, 1987. 184 с.
5. Григорьев Н. И. Нагрузки кра-
нов. М.-Л.: Машиностроение. 1964.
168 с;
28
ГЛАВА 4. ЭКВИВАЛЕНТНЫЕ НАГРУЗКИ
4.1. Параметры, характеризующие
условия нагружения крановых
механизмов
Мостовые краны относятся к маши-
нам циклического действия с много-
кратно повторяющимися за срок служ-
бы циклами работы, содержащими хо-
лостые и рабочие ходы, а также паузы
(вспомогательное время цикла).
В течение одного цикла работы кра-
на каждый из его механизмов, фор-
мируя свой цикл работы, может вы-
полнить различное число включений-
выключений, связанных с передвиже-
ниями и остановками.
При каждом включении в кинема-
тической цепи механизма реализуется
максимальная нагрузка. Ее величина й
характер изменения действующих на-
грузок во времени определяются, глав-
ным образом, пусковыми характерис-
тиками двигателя и системой управ-
ления приводом.
Поэтому наряду с внешними на-
грузками (глава 1), важнейшими пара-
метрами, характеризующими условия
нагружения крановых механизмов цик-
лического действия, являются: А' —
число включений механизма в минуту
машинного времени, д — коэффициент
неустановившегося движения за цикл
работы, у — коэффициент холостого
хода [1-3].
Число включений механизма в
минуту машинного времени. — Д'.
Обычно определяют число включений Л
за час наблюдений. Однако, включения
механизма могут осуществляться толь-
ко за машинное (рабочее) время цикла
^маш.ц. и поэтому число включений сле-
дует относить к этому времени:
д, _ Л А вкл.
<маш. ч *4 Пв мин- Ра® ’
Где *маш.ч. “ ®>б KJIB — машинное
время механизма за час использования
(работы) крана, мин; Кч - tM/60 —
коэффициент использования меха-
низма в течение часа; — число минут
использования механизма в течение ча-
(маш.ц
са,мин; ПВ --------------- 100 — относи-
ли
тельное машинное время механизма за
цикл его работы, %; н Гц —
машинное время механизма за цикл его
работы и продолжительность его цикла
работы соответственно, мин.
Коэффициент неустановившегося
движения д. Коэффициентом неуста-
иовившегося движения д механизма на-
зовем отношение количества циклов
нагружений при неустановнвшемся
движении (пусках и торможениях)
S ZH д за цикл работы механизма к
суммарному расчетному количеству
циклов его нагружения Zp ц за этот же
цикл работы:
^И.Д / ^р.ц
Коэффициент неустановившегося
движения, выраженный в долях вре-
мени цикла работы, равен
“ ^.д / ^маш.ц >
где д — машинное время цикла в
периоды неустановившегося движения.
Значение коэффициента д ’ для ме-
ханизмов мостовых кранов общего на-
значения и грейферных следует
принимать по графикам (рис. 4.1.) или
по табл. 4.1.
Между д и д' установлено соотно-
шение
д - 1 -(1 - д') vp (4.1.)
В формуле (4.1) величина р за-
висит от жесткости естественной харак-
теристики двигателя, и, в среднем,
принимается р •• 0,92.
Значение коэффициента V определя-
ется отношением номинальной часто-
ты вращения лНом вала электродвигателя
механизма к расчетной частоте лр,
лном
т.е. v “ -------------------- .
ЛР
В зависимости от типа кранового
механизма и значения ПВ величину V
следует принимать по табл. 4.2.
Следует иметь в виду, что между
ростом величины относительного ма-
29
Рис. 4.1. Зависимости д' = <p(h', ПВ ) для механизмов мостовых кранов общего назначения
(2-5 + 50 т>:
а) механизма подъема; б) механизма передвижения тележки;
в) механизма передвижения моста.
шинного времени ПВ за цикл работы и
числом включений в час Л нет линейной
зависимости, как это указывалось в
специальной литературе по краностро-
ению.
Между значениями h' и д' , ПВ и h'
установлены корреляционные связи
(табл. 4.1.) из условия их наибольшего
приближения к результатам замеров
этих параметров в эксплуатации.
Коэффициент холостого хода у.
Коэффициентом холостого хода у назо-
вем отношение количества циклов на-
гружения прн холостом ходе S Zx х к
суммарному расчетному количеству
циклов нагружения zp за этот же цикл
работы механизма:
У ” ^х.х / ^р.ц
Величина у может быть определена,
если известны технологический поток и
схема движения крана. Если таких дан-
ных нет, то можно принять у - 0,4,
полагая (1 - у ) > 0,5.
Зная внешние нагрузки, включая
динамические, и параметры, характе-
ризующие условия нагружения крано-
вых механизмов и используя введен-
ные понятия и обозначения для цикла
работы механизма [1-3], можно систе-
матизировать совокупность нагрузок,
действующих на механизм в течение
его расчетного срока службы.
Таблица 4.i.
Зависимости вида Мостовых 1 д' - <р (Л') и ПВ - / (Л’> для механизмов: оюковых кранов общего назначения [1]
д' =<р (Л’) ПВ - f (Л’)
Подъема Передвижения моста Передвижения тележки Мое д' = 0,044 + 0,008ft’ д' - 0,313 + 0,053ft’ д' = 0,488 + 0,014ft' говых грейферных кранов [1] ПВ • 72 — 39 Igft ПВ = 87 — 50,5 igft' ПВ = 79 — 46 igft’ [2]
Подъема грейфера Замыкания грейфера Передвижения моста Передвижения тележки д' = 0,52 + 0.007Л’ д' = 0,212 + 0,018ft' д' = 0,492 + 0,017ft' д' « 0,407 + 0,616ft’ ПВ - 100 — 42 igft ПВ - 100 — 54,2 Igft' ПВ = 80,5 — 43,0 Igft' ПВ « 80 — 40 igft'
30
Значения коэффициента V [1]
Таблица 4.2.
Крановый механизм
Подъема
Передвижения
Относительная продолжительность машинного
времени механизма за цикл работы - ПВ°/а
Любая
15
25
40
60
1.10
1,90
1,60
1,35
1,20
4.2. График нагружения
крановых механизмов
за приведенный цикл работы
Систематизация совокуп-
ности нагрузок, действующих на
механизм в течение его расчет-
ного срока службы, сводится к
построению расчетного графика
нагружения за приведенный
цикл работы соответствующего
механизма.
Эта задача решается пост-
роением в относительных ко-
ординатах “нагрузка Qi/Qmax -
число циклов нагружения
Zj/Zp" графика упорядоченно убыва-
ющих нагрузок где Z; —
текущее число циклов нагружения под
нагрузкой Q/ за расчетное число циклов
нагружения Zp - 2 Z,-, соответствую-
щее календарному сроку службы меха-
низма Тхал. Такой расчетный график
характеризует приведенный цикл рабо-
ты механизма за время выполнения
одного цикла работы при выполнении
транспортной операции, усредненное за
расчетный срок службы механизма Ткал
[1-3].
Периоды цикла работы, их про-
должительность и коэффициенты на-
грузки. Принимая за единицу величину
максимальной нагрузки <2шах и расчет-
ное число циклов нагружения Zp и
Рис. 4.2. График нагружения кранового механизма по
периодам приведенного цикла его работы
линеаризируя для периода неустано-
вившегося движения изменение нагру-
зок во времени, представим в общем
случае приведенный цикл работы каждо-
го кранового механизма состоящим из
четырех основных периодов: период 1 —
неустановившееся движение холостого
хода; период 2 — установившееся дви-
жение холостого хода; период 3 — не-
установившееся движение рабочего хода;
период 4 — установившееся движение
рабочего хода.
Тогда график нагружения краново-
го механизма за приведенный цикл его
работы без учета вспомогательного вре-
мени можно представить рис. 4.2, на
котором через Zp Z2, Z3, Z4 обозначе-
ны относительные количества циклов
Таблица 4.3.
Значения Т,.ш.
Классы использования Механизма А! А2 АЗ А4 А5 Аб
«• «« 25000 50000
31
нагружения за каждый период X цикла
работы в относительных координатах.
С учетом ранее введенных понятий
и обозначений имеем:
Zt - уд; z2 - усиФ;
Z3 - d(l-y>; Z4 - (l-d)d-y) .
Расчетному машинному времени
соответствует выражение
4
2 2® " Z, + Z2 + Z3 + Z4 - 1 ,
т. к. в относительных координатах при-
нимается Zp- S ZR - S Zj - I.
Определение абсолютных значений
Zp см. ниже.
При этом для каждого механизма
машинное время Тмт, ч, соответству-
ющее его календарному сроку' службы
Ткал, принимается по табл. 4.3 равным
времени работы механизма или опреде-
ляется по формуле (4.2):
Twal-Tm-365-JCt.24-Xc-X4 (4.2)
Здесь Ткал- число календарных лет экс-
плуатации механизма; Кг - D^g/365 -
коэффициент годового использования
крана; — число дней использо-
вания крана за год; Хс - Cpeg/3 —
коэффициент суточного использования
крана; — число смен использо-
вания крана за сутки; Кч - (м/60 —
коэффициент часового использования
механизма; Гм — число минут исполь-
зования механизма в течение часа;
ПВа/о — относительное машинное вре-
мя механизма за цикл его работы.
Относительные нагрузки, действу-
ющие за время рассматриваемых че-
тырех периодов, выразим через ко-
эффициент нагрузки fl - Qt /Qmax,
где Qi и <2mnx соответственно текущая и
максимальная расчетные нагрузки. То-
гда имеем
Pi “ Рз “ бщах / Стах “
Pi “ Суст.х.х / Стах >
Ра “ Суст.р.х / Стах >
we Сусг.х.х и Сусг.р.х — нагрузки уста-
новившегося движения при холостом и
рабочем ходах соответственно. Qmax —
определение см. ниже.
Расчетный график нагружения.
Дальнейшее упрощение графиков на-
гружения достигается совмещением
периодов неустановившегося движения,
для которых
Zi - Zj + Z3 - ду + д(1-у) - д
иустановившегося движения, для кото-
рых
Z<i-<5) - Zj + Z4 -у(1-<5) +
+ (1-<5)(1 -у) - 1-<5.
Указанное преобразование приводит к
упрощенной форме трафика нагружения
за приведенный цикл работы кранового
механизма [1-3] (рис. 4.3), который при-
нимается в качестве расчетного графика. На
этом трафике через fl - Qycr / обоз-
начен коэффициент нагрузки устано-
вившегося движения, где Qycr •Р0тгл-
расчетная нагрузка установившегося
движения, полученная с учетом гра-
фика загрузки крановых механизмов
для периодов установившегося движе-
ния с грузом и нагрузок холостого хода.
Рис. 4.3. Упрощенный расчетный график
нагружения кранового механизма за приве-
денный цикл его работы.
Величина /? определяется с ис-
пользованием данных о загрузке
(см. рис. 4.4) по формуле (4.3)
4- Cjoj
Cycr. х.х'
Стах дв I
(4.3)
Рис. 4.4. Усредненные графики загрузки крановых механизмов: Qj и Свои — нагрузка от
веса полезного и номинального грузов.
где j — текущий номер ступени гра-
фика загрузки механизма; Qj — нагруз-
ка, равная весу груза с грузозахватным
органом, для механизма подъема или
сопротивление перемещению механизма
с грузом, принимаемые по графику за-
грузки механизма для j - ой ступени;
Суст-хл — нагрузка холостого хода (без
груза); Стах.дв — см- Далее пояснения
к формуле (4.10); Cj — относительное
число циклов нагруженияпод нагруз-
кой от груза Qj , в долях от (1 - <5) х
х (1 - у); Схл - у(1- д) — относитель-
ное число циклов холостого хода; т —
показатель степени в уравнении кривой
усталости.
Для деталей машин с напряженным
состоянием, при котором напряжения
прямо пропорциональны нагрузкам (из-
гиб, кручение, растяжение, сжатие),
т - 9, для контактной усталости т « 3.
График нагружения с учетом
динамических нагрузок. С учетом на-
грузок, возникающих при упругих коле-
баниях в кинематической цепи меха-
низма, наибольшая пиковая нагрузка
Qmax.n £2шах.дв > причем
бтах.п “ ^дин ’ Суст>
где Кдни — коэффициент динамич-
ности, учитывающий влияние колеба-
ний в кинематической цепи механиз-
ма — см. главу 3; Сус» — нагрузка
установившегося движения, по отно-
шению к которой определяется Кдин .
Расчетный график нагружения с
учетом пиковых нагрузок в этом случае
имеет вид, представленный на рис. 4.5,
Где величины Д п и д п указаны в пояс-
нениях к формуле (4.9).
А
Рис. 4.5. Расчетный график нагружения за
приведенный цикл работы кранового
механизма с учетом динамических нагрузок.
4.3. Эквивалентные нагрузки крано-
вых механизмов
В основу расчета деталей крановых
механизмов на выносливость, работа-
ющих при нестационарном переменном
нагружении, положен принцип линей-
ного суммирования повреждений, поз-
воляющий проводить этот расчет по ве-
личине нагрузки Сэкв > эквивалентной
всему спектру действующих нагрузок.
33
Под эквивалентной понимается пос-
тоянная по величине нагрузка (момент,
сила), вызывающая ту же степень уста-
лостного повреждения конкретной де-
тали за заданный срок службы, что и
действующий на деталь спектр нагру-
зок-, характеризуемый графиком нагру-
женая (рис. .
Используя понятие об эквивалент-
ной нагрузке, можно вести расчеты на
сопротивление усталости по нормиро-
ванному расчету, устанавливать иа
изделие обоснованное значение допу-
скаемой нагрузки при заданном сроке
службы, сравнивать изделия по удель-
ной металлоемкости (на единицу на-
грузки) и др.
Величину эквивалентной нагрузки
следует определять по формуле
Сэкв “ ^Д Стах» (4.4)
гае Стах — наибольшая нагрузка иа
деталь, учитываемая в расчете на со-
противление усталости (долговечность);
Кд — коэффициент долговечности.
Общее выражение для Кя может
быть представлено в зависимости or
формы графика нагружения следую-
щим образом [1-3]. При ступенчатом
(л ступеней) графике нагружения
т-Г\ * „ Z,
При непрерывном трафике нагружения
тде Ф (Qi /Стах) закон изменения
нагрузки Q, на текущем Лом уровне
(ступени) нагружения по времени (по
числу циклов Z); Zp — расчетное число
циклов нагружения (указано выше);
Zo — базовое число циклов нагружения
(по кривой усталости) — см. табл. 4.5.
Выражения (4.5) позволяют запи-
сать коэффициент долговечности в виде
произведения
Хд-XqKtKa, (4.6)
тде Ка — коэффициент переменности
нагрузки; Кт — коэффициент срока
службы; КА — коэффициент предель-
ного накопления повреждения (коэф-
фициент тренировки).
Эти коэффициенты соответственно
равны:
т Г~п т z7
V *2 (2;/2^
т/ .7m dZ,
или V Р Ф ^2; /2МХ)
Преобразуем выражения для коэф-
фициентов KQ, Кт н Ха с учетом ус-
ловий нагружения крановых механиз-
мов.
Коэффициент переменности на-
грузки Kq. Определяется для условий
нагружения и напряженного состояния
конкретной детали рассматриваемого
механизма.
Для графика нагружения за приве-
денный цикл работы кранового меха-
низма (рис. 4.3) коэффициент К^ оп-
ределяют по формуле [1,2]
где <5 — коэффициент неустановивше-
гося движения, его величина находится
с помощью зависимости (4.1) и рис. 4.3
по параметрам, характеризующим ус-
ловия нагружения крановых механиз-
мов; р — коэфициент нагрузки ус-
тановившегося движения, находится с
помощью формулы (4.3) по графикам
загрузки крана и нагрузкам холостого
хода; т — at. выше.
При больших т и малых /3 прибли-
женное значение Ка в этом случае мо-
жет быть найдено, как
mv/3(l+P)
т + 1
(4.8)
ZP
При — = f г 1 и 3£<1 формула
(4.7) имеет вид
При 5 J Z 1 формула (4.7) имеет
вид
*□=
J <4 (1+Рт~
(1-0) (т+1)
Рп “ Сшах-п/Сшах ~ коэффициент пи-
ковой (динамической) нагрузки; <5П —
коэффициент неустановившегося дви-
жения при пиковой нагрузке Qmax.n •
Величина нагрузок, входящих в вы-
ражение ри рп, определяется для каж-
дой конкретной детали.
В качестве Qm,T „ принимается ве-
личина динамической нагрузки
Один” ЯдинСшах . где ХдИН — коэф-
фициент динамичности, определяется
для рассматриваемой детали на основе
динамического расчета (см. главу 3).
В качестве Qatx можно принимать
максимальную нагрузку (момент)
•^аих.да > развиваемую двигателем, и
приведенную с учетом передаточного
числа к конкретной детали, т.е.
Чшхда " « ЛАюм. <4’10>
где Мном — номинальный момент дви-
гателя; а — коэффициент перегрузки
(табл. 4.4).
Дт: я графика нагружения за приве-
денный цикл работы с учетом дина-
мических нагрузок (рис. 4.5) величина
Kq определяется по формуле [3 J:
m / Т
УРЫ + ^р
[х +
+ /?m(l-d)]i (4-9>
где X - ---------------:-------
т + 1
Таблица 4.4
Значение коэффициента а
Тип двигателя а
механизм подъема механизм передви- жения
Крановый короткозамкну- тый 1.1 3,0
Крановый постоянного то- ка и переменного с контак- тными кольцами 1.1 2,5
Асинхронный двигатель общепромышленного типа 1,1 1,7
Таблица 4.5
Значения базового числа циклов Z„.__ ________________
Вид расчета . --- — —— 0. Наименование детали Zq, цикл нагружения
На изгиб или кручение Валы с концентраторами и без них 4-10*
Зубья зубчатых колес 4-106
Вал с напрессованной деталью Ю7
Вал при поверхностном упрочнении 5-10*
По контакту Зубья зубчатых колес Ю7
35
Величина - К„ин /а при изве-
стных Кдан и а ; Оп - Zn/Zp —
коэффициент относительной продолжи-
тельности действия Опт,.,,, определяет-
ся д ля рассматриваемой детали на осно-
ве динамического расчета (см. рис. 4.5).
Коэффициент срока службы Кг
[1-4] определяется для рассматривае-
мой детали по формуле:
Выражения для определения зна-
чений Zp имеют следующий вид:
— при расчете иа изгиб всех элементов
механизмов и на контактную прочность
деталей механизма подъема
Z, " 60Тмашлр (4.12);
—при расчете на контактную прочность
деталей механизма передвижения
Zp - зотмашлр (4,13);
— при расчете на кручение деталей
механизма подъема и передвижения
Zp - 6ОТмашЙ' (4.14),
где Тма1П — см- выше (формула 4.2);
п р - частота вращения детали, мин-1;
для механизмов подъема п р - 0,9 п ном;
для механизмов передвижения
р “ ном 0,0117В ; п ном - час-
тота вращения детали при установив-
шемся движении, мин -1.
Величина Л' — число включений
механизма в минуту машинного вре-
мени, определяют для кранов общего
назначения по рис. 4.1.
В связи с тем, что величины Zp при
изгибе и ZpK при кручении могут не
совпадать, в случае расчета валй8 на
кручение следует уточнить значение
<5ПК для кручения по выражению:
<5П^.
ZP*
где (5П - см. пояснения к формуле (4.9).
Значения Zo для справок даны в
табл. 4.5.
При определении коэффициента КТ
должно соблюдаться условие Кт S 1.
Это условие выполняется при
Zp < Zo, а также, если при абсолют-
ном значении Zp > Zo в расчет
принимается лишь часть графика на-
гружения, находящаяся (по осн абцисс)
между началом координат и значением Zo.
В этом случае за расчетную величину
принимается значение Zo.
Коэффициент предельного накоп-
ленного повреждения (коэффициент
тренировки) КЛ [2,5 ] определяется по
формуле
к 1__ , (4.15),
А ”Ча
где а — параметр предельного накоп-
ленного повреждения.
При отсутствии кратковременных
пиковых перегрузок, вызванных, глав-
ным образом, динамическими колеба-
тельными процессами в кинематичес-
кой цепи, принимают а “ 1 и КА - 1.
При наличии кратковременных ди-
намических нагрузок высокого уровня
величина а определяется по формуле
[2,5]
а - 1,35 + 0,51gdn , (4.16),
где <5П - Z„/Zp - коэффициент относи-
тельной продолжительности действия
паковой нагрузки Qfflax „, под которой
деталь испытывает число циклов нагру-
жения Zn. При весьма малых значениях
“а", получаемых по формуле (4.16),
следует принимать a s 0,1.
36
Пример 1.
Определить эквивалентный кру-
тящий момент для расчета на контакт-
ную прочность зубьев зубчатого колеса
тихоходной пары редуктора механизма
подъема мостового крюкового электри-
ческого крана грузоподъемностью
Q - 20 т.
Исходные данные.
График загрузки механизма подъе-
ма при подъеме номинального груза
приведен на рис. 4.6.
Л/иом ~ AfY - 34000 Н-см.
Номинальная частота вращения
Рис. 4.6. График загрузки механизма
подъема крана грузоподъемностью Q = 20 т.
двигателя Лном - 715 мин-1.
То же зубчатого колеса П2 - 22 мни-1.
Момент холостого хода
Л/х.х S 0,02 Мном - 0,02 • 34000 - 680 Н ем.
ПВ - 25% ; Тмаш = 7000 ч.
Расчет.
1. Определяем максимальный крутящий момент на валу двигателя (форм.4.10,
табл. 4.4),
Мтах.да- 1,1-34000- 37400 Н-см.
2. Коэффициент д' находим по графику (рис. 4.1а) для ПВ - 25% .
д' - 0,15.
3. Определяем коэффициент д (форм. 4.1, табл.4.2)
д - 1 - (1 - д') гД - 1 - (1 - 0,15) • 1,1 • 0,92 - 0,14,
где коэфициент V - 1,1 (табл.4.2), коэффициент/? - 0,92.
4. Коэффициент /3 находим по форм. 4.3, принимая у - 0,4, т.к. схема
движения крана не задана.
По графику загрузки механизма подъема определяем относительные числа
циклов нагружения С/ в долях от величины (1-д) • (1-у) - при нагрузке Mj
соответствующей j- ой ступени графика загрузки Qj.
С/ -.0,1; С2’ - 0,5; С3' - 0,1; С4' - 0,3;
при этом (1 - д) • (1 -у) - (1-0,14)0- 0,4) - 0,52.
Откуда
Ci - 0,1- 0,52 - 0,052; С2-0,5- 0,52 - 0,26;
С3-0,1- 0,52 - 0,052; С4-0,3 -0,52 - 0,156.
37
При j - О Схх, соответствующее нагрузке холостого хода, составит
Сх.х - У(1-<3) =0,4(1-0,14) - 0,34;
М 34000 м2 0,5 Mi
^шах.дв 37400 ^шахдо ^шахдв
0,5-34000 Л „
Тиоо--ОЛ
М3 0,195 Mi
~м s л/
"шах.дв "тах.дв
0,195 34000
37400
JW4
м
‘“тах.дв
0,05-34000
37400
0,045;
^тах.дв
0,02-34000
37400
0,018.
Определяем значение Д:
£=3V0,052-0,93 + 0.26-0.453 +0,052-0,1763 +0,156-0,0453 +0,34-0,0183==
= 31/0,0606 е 0,392.
5. Определяем коэффициент переменности нагрузки Kq (форм. 4.7)
( Ми + 1)
V у^И..°??924) + 0)3923 (i_ 0,14) = 3Vo?O521 + 0,0522 и
a Vo,lO43 а 0,47.
6. Определяем коэффициент срока службы К? (форм. 4.11 и 4.12). Суммарное
число циклов нагружения за расчетный срок службы
Zp- 60 Тмаш Лр; где Лр- 0,9-пз - 0,9- 22 = 19,8 мин-1;
Zp-60-7000- 19,8 - 8,3- Ю6 .
Базовое число циклов Zo принимаем по табл. 4.5
Zo- 107.
Коэффициент срока службы
8,3-Ю6
Ю7
= 0,94
7. Определяем коэффициент долговечности Кд при коэффициенте тренировки
Кд- КОКТКА - 0,47 0,94 1 - 0,443 ;
8. Определяем эквивалентный крутящий момент при расчете зубьев зубчатого
колеса на контактную прочность (без учета КПД механизма)
Кд^^ - 37400-0,443 • ~ - 538000 Н- см.
А л2 22
•^эка "" ^тах.дв
38
Пример 2.
Определить эквивалентный крутящий момент для расчета на контактную
прочность зубьев зубчатого колеса тихоходной пары редуктора механизма пе-
редвижения тележки мостового крана грузоподъемностью 20 т.
Исходные данные.
График загрузки механизма подъема приведен на рис. 4.6. Крутящие моменты
от сопротивления движению, приведенные к валу двигателя механизма пере-
движения тележки, составляют:
- при движении с номинальным грузом - 3300 Н ем,
- то же без груза AfXJ[ - 870 Н-см.
Номинальный момент двигателя механнзма Л/Иом- 5200 Н- см.
Номинальная частота вращения двигателя п ном - 960 мин-1,
то же зубчатого колеса П2- 29 мин-1,
ИВ - 40%; Тмаш- 8000 ч.
Расчет.
1. Определяем Мшах дв (форм.4.10 табл.4.4) прн а - 2,5
^шах.да”2-5 • 5200-13000 Н- см.
2. Определяем коэффициент д.
Коэффициент д' = 0,63 (по графику рис. 4.16 при ЛВ - 40%),
Прн V - 1,35 (табл. 4.2) коэффициент д - 1 -0,92(1 -d')V - 1 - 0,92 (1-
- 0,63)-1,35 - 0,54
3. Определяем коэффициент /? (форм. 4.3), принимая у = 0,4. Находим по
графику загрузки механизма подъема (рис. 4.6) относительное число циклов
нагружения в долях от величины (l-d)-(l-y) : Cf - 0,1; С2' - 0,5; С3' - 0,1;
С4'- 0,3;
Учитывая, что (l-d)-(l-y) - (1-0,54) (1-0,4) - 0,28, имеем
С] - 0,1 0,28 - 0,028; С2 - 0,5-0,28 - 0,14;
С3-0,1- 0,28-0,028; С4- 0,3-0,28-0,08.
Для холостого хода Схх = у (1-д) - 0,4(1-0,54) - 0,18.
„ М1 3300 „ „
При —-------= —= 0,25 ;
^шах.дв 13000
м2 Ъ,5 (М^-М^+М^ 0,5(3300-870)4-870 2085
ЛАпах.дв" Мяахда " 13000 = 13000 = 0,16:
М3 0,195 (ЛГ!-ЛГхх)4-Л/хх 1345
Мтах.дв" МЛах.дв " 13000 S(M:
М4 _ 0,05 990 _ ^10
Л4пах.яв = 13000 3 0>08; м^Г Тзооо 3 0,07:
найдем:
)3=Vo,028-0,253 4- 0,14-0,163 4-0,028-0,13 4-0,08 0,083 4-0,18-0,073 =
= Vo,00114 - 0,104.
39
4. Определяем коэффициент переменности нагрузки Kq (форм. 4.7)
^V/j54/1 ”,14)+ О, I3 (1- 0,54) = 31/0,150 + 0,0005 = 3V0,1505 в
es 0,53
5. Определяем коэффициент срока службы Кг (форм. 4.11)
Лр - Л2 3V 0,01 ПВ = 29 3V 0,01-40 = 21,Змии"* ;
Zp- 3QTum Лр - 30 • 8000 • 21,3 - 0,51 • 107; Zo- 107;
3V^=3V^4^=3V^=O,8<1.
z„ ю7
б. Определяем коэффициент долговечности Кл при КА - 1.
Кл- КаКгКА - 0,53-0,8-1 - 0,43 <1
7. Определяем эквивалентный расчетный крутящий момент при расчете зубьев
на контактную прочность (без учета КПД механизма).
960
М=п- А/щах.да • *д — - 13000 °’43 ’ ~29 " 185000 Н’СМ
Пример 3.
Определить эквивалентный крутящий момент для расчета иа контактную
прочность зубьев зубчатого колеса редуктора передвижения моста с центральным
приводом мостового крана Q - 20 т.
Исходные данные.
График загрузки механизма подъема приведен иа рис. 4.6. ПВ - 25%,
^маш “ 3500 ч.
Крутящий момент от сопротивления движению с номинальным грузом, приве-
денный к валу двигателя механизма передвижения моста Afj - 11300 Н ем;
а - 2,5.
Предполагая возможные динамические перегрузки в приводе механизма
передвижения, не отраженные на графике нагружения за приведенный цикл его
работы, принимаем
Сном 1
) — а — °’4'
-шах.да
Номинальная частота вращения двигателя пном - 960 мин-1.
То же зубчатого колеса л2 - 32 мин-1.
Расчет.
1.* Определяем максимальный крутящий момент на валу двигателя
(форм. 4.10, табл. 4.4):
11300-2,5-28200 Н-см
ШАА«ДВ
д' -1,0; откуда д -д' -1,0;
3. Определяем коэффициент переменности нагрузки Kq (форм.4.5):
Зл/ 1 с 1— О 1ч 1-------------------
Ко= V ;—~--------т~L + 0,4 3 (1- 1) = W = 0,745;
V 1 — ОД 4
4. Определяем коэффициент срока службы Кт (форм. 4.11 и 4.13):
Zp - 30Г.,.„, • Лр - 30 • 3500 • 20,2 - 2,12 10е,
где Лр - 32- V 0,01-25 = 32 • 0,63 - 20,2 мин -1
Zo - 107 - табл. 4.5;
Зд/2,12-10*
107
0,6;
5. Определяем коэффициент долговечности КД при КА- 1,0:
Ка - Ка- Кт - 0,745- 0,6 - 0,44 < 1
6. Определяем эквивалентный крутящий момент при расчете зубьев зубчатого
колеса на контактную прочность (без учета КПД механизма)
^НОМ 960
Л/шахда - Кд — - 282000-0,44 • - 375000 Н- см.
Пример 4.
Определить эквивалентный крутящий момент для расчета на контактную
прочность зубьев зубчатого колеса редуктора передвижения моста с центральным
приводом мостового крана Q - 20 т.
Исходные данные.
Соответствуют примеру 3.
Дополнительно на основе динамического анализа выявлено:
^дин® при сс — 2,5; ^тах.дв" 2,5)ИНОМ.
Тогда
Д,-Т7=-.1.6; <5П -0,025 [2].
л1шах.дя
Расчет.
1. Принимаем нз примера 3 выявленные значения
Мт„ да- 28200 Н-см; д - 1,0; Кт-0,6; Zo- 107.
41
2. Дополнительно определяем коэффициент переменности нагрузки Kq
(форм.4.9).
Ц/ , А ([1-<5п/<5 (l-0)]m+1 -Дт+1|
----——t------------- ^"(I-Ч -
- W -0.025^ (U -в’0*11 .Л' (1 - 1) - 0.785
1—0,4 I 4 I \ /
3. Определяем коэффициент долговечности Кд при Кд - 1 (контактная проч-
ность) :
Кд- 0,785 0,6 -0,471
960
4. Определяем Af3KB - 28200- 0,47- = 397620 Н-см, величина которого на
6% выше, чем для условий примера 3. Более существенное отличне Л/Зкв при учете
Кдии может быть получено при изгибе или кручении, когда КА<1
Литература.
1. Коновалов Л. В. //Тр. ВНИИПТМАШ. 1961. вып. 4(15) с. 15-32; 1962.
вып.7(29). с. 23-28; 1963. вып. 10 (42). с. 81-85.
'2 . Коновалов Л. В. Нагруженность, усталость, надежность деталей металлурги-
ческих машин. М.: Металлургия. 1981. 280 с.
3. Коновалов Л. В. Определение коэффициента переменности нагрузки крано-
вого механизма с учетом динамических составляющих спектра нагружения.
//Тр. ВНИИПТМАШ. 1975. № 6. с. 82-86.
4. Спицына И. О. Циклы работы и эквивалентные нагрузки //Расчеты
крановых механизмов н их деталей. ВНИИПТМАШ. изд. 3, М.: Машиностроение.
1971. 496 с.
5. Коновалов Л. В. Суммирование усталостных повреждений при спектре с
“пиковыми" перегрузками // Машиноведение. АН СССР. М.: 1969. №4
с. 74-85.
42
ГЛАВА 5. ОСНОВЫ ОЦЕНКИ НАДЕЖНОСТИ.
Вопросы надежности кранов и их
элементов приобретают все большее
значение в связи со следующими обсто-
ятельствами:
— усложнение конструкций кра-
нов, в которые все чаще вводятся
специальные грузозахватные приспо-
собления, элементы автоматики и элек-
троники;
— интенсификация работы, приво-
дящая к увеличению числа поломок,
связанных с износом, усталостью, пере-
гревом и т. п;
— широкое внедрение комплексной
механизации, что предъявляет повы-
шенные требования к каждой машине в
системе взаимосвязанных транспорт-
ных и технологических устройств.
Поэтому надежность кранов рассмат-
ривается сегодня как одна из наиболее
важных составляющих их технического
уровня.
За последние 20 лет ВНИИПТ-
МАШ'ем проведен цикл работ по сбору
и анализу эксплуатационной инфор-
мации о надежности различных типов"
мостовых и козловых кранов, их узлов
и деталей, а по элементам кранов и
электроталям кроме того проводились
стендовые испытания на надежность и
долговечность. Это позволило нор-
мировать основные понятия и показа-
тели надежности, а также методы их
определения н контроля. Результатом
явилась серия соответствующих отрас-
левых стандартов [1 ]...[5]. Сейчас нор-
мативы по надежности вносятся
практически во все стандарты, техни-
ческие условия, техзадания и карты
технического .уровня на конкретные
типы кранов. Основным нормативным
документом, в котором наряду с
другими показателями качества
регламентируется.номенклатура пока-
зателей надежности кранов, является
ГОСТ 4.22-85.
Отметим, однако, что объем
практических исследований в области
надежности в силу ряда причин ( слож-
ность организации и финансирования
постов наблюдения, слабость экс-
периментальной базы ) существенно
отстает от объема методических разра-
боток. Это отрицательно сказывается как
на нормировании и контроле численных
значений показателей, так и на совер-
шенствовании методов их оценки и про-
гнозирования.
Ниже излагаются основные понятия
и показатели надежности, а также общий
подход к методам их определения, исходя
из практических потребностей в решении
задач оценки, нормирования, контроля
и анализа технического уровня и эф-
фективности кранов.
5.1. Основные понятия
н терминология надежности
Все объекты изучения (детали, уз-
лы, агрегаты, машины) обычно называ-
ются изделиями. Если изделие
рассматривается в целом, не разбивает-
ся на составные части, то оно называ-
ется элементом. Соединение элементов,
предназначенное для выполнения опре-
деленных функций, называется систе-
мой. Деление изделий на элементы и
системы весьма условно. Редуктор,
например, может рассматриваться как
элемент крана, но при исследовании
надежности самого редуктора, его сле-
дует считать системой, состоящей из
зубчатых колес, валов, подшипников и
т.п. Условимся называть системами
крана совокупности механических или
электрических элементов, предназна-
ченных для выполнения определенных
перемещений. Например: механообору-
дование подъёма, электрооборудование
подъёма, общекрановое электрообору-
дование, обслуживающее все движения
и т. п. Отдельной системой будем
считать также металлоконструкцию.
Надежностью называется свойство
изделия сохранять в установленных
пределах значения всех параметров, ха-
рактеризующих способность выполнения
требуемых функций в заданных режимах
43
и условиях применения. Отметим, что
под условиями применения понимаются
ие только режимы эксплуатации и ха-
рактеристика окружающей среды, но
также методы организации обслужива-
ния и ремонтов.
В процессе эксплуатации ’ каждое
изделие может быть в работоспособном
и неработоспособном состоянии. В пер-
вом оно может выполнять свои функции
с параметрами, установленными требо-
ваниями технической документации, во
втором — либо полностью, либо час-
тично утрачивает эту способность. Со-
бытие, заключающееся в нарушении
работоспособности, называется отказом.
От отказов следует отличать мало-
значительные дефекты, которые хотя и
требуют устранения, но практически не
влияют на работоспособность, например,
перегорание сигнальной лампочки, пов-
реждение ограждений, кожухов и т.п.
Обычно отказы и дефекты объединяют
под общим названием неисправностей.
Чтобы внести определенность в изу-
чение и оценку надежности необходимо
заранее условиться, что считать отка-
зом. Вопрос этот настолько серьезен,
что его следует рассмотреть подробнее.
Случаи, когда внезапно возникаю-
щая неисправность приводит к прекра-
щению работы крана, естественно
классифицировать как внезапные отка-
зы. Например: перегорание обмотки
электродвигателя, обрыв каната и т. п.
Однако, как показывает опыт,
большая часть неисправностей крана
связана с износом его основных узлов и
деталей сверх допустимых пределов,
которые устанавливаются из сообра-
жений безопасности или с целью предот-
вращения больших убытков от
длительной внезапной остановки об-
служиваемого технологического процес-
са. Такие неисправности не лишают
машину возможности нормально фун-
кционировать, но ее использование не-
безопасно или нерационально. При
некоторых неисправностях оно запреще-
но Правилами Госгортехнадзора. Если,
допустим, число оборванных проволо-
чек иа шаге свивки кранового каната
превысило установленный предел, инс-
пектор Госгортехнадзора имеет право
опломбировать кран. Аналогично обсто-
ит дело при чрезмерном износе ходового
колеса и в ряде других случаев. Момент
наступления такого состояния почти
всегда можно предсказать заранее, на
основе систематического обследования
крана, а устранение неисправности
приурочить ко времени очередного ре-
монта по системе ППР или ко времени
организационного перерыва в работе.
Исходя из этого, некоторые иссле-
дователи ие относят указанные случаи
к отказам. В результате, мероприятия
по устранению основной массы весьма
существенных неисправностей при
оценке надежности выпадают из поля
зрения. В других случаях их учитывают
вместе с осмотрами, смазкой и прочими
строго регламентированными работами,
характеризующими, скорее, качество
обслуживания, чем качество машины.
Условимся однозначно считать случаи
выхода за установленные пределы пара-
метров износа основных элементов кра-
на постепенными отказами.
Если контроль степени износа за-
труднен или невозможен, расчетным
путем может быть установлено до-
пустимое время работы, по истечении
которого в целях безопасности элемен-
ты заменяются. Эти случаи будем так-
же считать постепенными отказами.
Опыт показывает, что все вопросы
оценки, анализа и прогнозирования на-
дежности кранов решаются значитель-
но проще, если на основе собранной
информации провести систематизацию
отказов, группируя их по вышедшим из
строя узлам и по принципу примерно
одинакового физического содержания
ремонтных работ. Здесь имеются в виду
работы как на самом кране, так и вне
его, т. е. работы по восстановлению сня-
тых с крана узлов и деталей. Такой
подход позволяет выделить и описать
наиболее характерные, часто повторя-
ющиеся отказы, каждому из которых
прн определенном типоразмере крана
соответствуют определенные время,
трудоемкость и стоимость ремонта. Для
каждого такого отказа, как правило,
можно указать наиболее вероятную
44
причину или группу причин. Назовем
эти отказы типовыми.
На основе опыта изучения надеж-
ности мостовых кранов одного—двух
типоразмеров можно составить пере-
чень типовых отказов, приемлемый с
небольшими корректировками для мно-
гих конструктивно подобных моделей.
Примером такого перечня, составлен-
ного по одной из систем крана, является
перечень, приведенный в табл. 5.1. Осо-
бо следует подчеркнуть, что для многих
нормализованных крановых узлов пе-
речень типовых отказов может быть
составлен независимо от модели крана
и от механизма, в который встроен узел.
Так, приведенные в табл. 5.1 типовые
отказы тормоза характерны для всех ко-
роткоходовых крановых тормозов. Ука-
занное обстоятельство значительно
упрощает составление перечня типовых
отказов по проектируемым и по вновь
исследуемым кранам.
Опыт показывает, что по каждой
системе крана можно выделить 15—20
типовых отказов, на которые прихо-
дится в сумме до 80—90% времени,
трудоемкости и стоимости всех работ по
устранению отказов.
Как показали исследования, боль-
шинство отказов является следствием
износа, усталости, тепловых и прочих
процессов, протекающих во время рабо-
ты крана. Поэтому количество отказов,
а также время и стоимость ремонтов, в
среднем, пропорциональны наработке.
Под наработкой понимают продолжи-
тельность или объем работы, измеряемые
в часах, километрах, циклах или других
единицах. Наработка мостового крана
обычно выражается в часах работы.
Время организационных простоев,
ремонтов и обслуживания из рассмот-
рения исключается. В качестве нара-
ботки отдельных систем (механизмов)
принимается их машинное время. На-
работкой металлоконструкции, обще-
кранового электрооборудования и
других подобных систем можно считать
суммарное или среднее машинное вре-
мя всех механизмов, полагая, в первом
приближении, что каждый механизм в
равной степени влияет на изнашивание
этих систем. Наработку типовых эле-
ментов можно измерять в других едини-
цах. Так, например, следует ожидать,
что количество отказов тормоза, а так-
же суммарное время и стоимость устра-
нения их причин, пропорциональны ие
времени работы механизма, в который
он встроен, а числу циклов срабаты-
вания. Последнее может быть принято
в качестве наработки тормоза. Точно
так же для металлоконструкции имеет
смысл перейти на измерение наработки
числом циклов подъёма груза.
Свойство изделия непрерывно сох-
ранять работоспособность (т.е. ие иметь
отказов) в течение некоторого времени
(наработки) называется безотказно-
стью. Это одна из важнейших составля-
ющих надежности.
Однако, для восстанавливаемых нз-
делий, к числу которых относятся кра-
ны, ие менее важное значение имеет
ремонтопригодность. Это — свойство
“изделия, характеризующее его приспо-
собленность к предупреждению и обна-
ружению отказов, поддержанию и
восстановлению работоспособности пу-
тем проведения технических обслужи-
вания и ремонтов. Здесь следует
уточнить понятия: обслуживание и ре-
монт, т. к. их определение в действу-
ющих нормативных документах недо-
статочно ясно.
Будем понимать под ремонтом все
работы по устранению отказов, а рабо-
ты по их предупреждению (осмотры,
смазку, контрольную регулировку и
т. п.) вместе с работами по устранению
малозначительных дефектов отнесем к
техническому обслуживанию. Такое де-
ление обусловлено следующими сообра-
жениями.
Основная масса работ по техничес-
кому обслуживанию крана произво-
дится в соответствии с регламентом,
установленным распоряжением по заво-
ду-потребителю. Регламент во многом
обусловлен субъективными факторами:
сложившимися традициями, принятым
на данном предприятии порядком
обслуживания основного технологичес-
кого оборудования. В большинстве слу-
чаев регламент не дифференцируется в
45
зависимости от индивидуальных осо-
бенностей конструкции и фактического
режима работы, а устанавливается об-
щим для больших групп кранов. Поэто-
му затраты времени и средств на
обслуживание конкретного крана в
значительно меньшей степени, чем за-
траты на ремонт.зависят от качества
кдйструкциййЪтфактйчёскбйнаработейГ
' Деление работ по системе ПНР "на
осмотры, малые, средние и капиталь-
ные ремонты во многом является услов-
ным. Прн очередных плановых
мероприятиях производятся работы,
относимые нами к техобслуживанию, и
собственно ремонтные работы по устра-
нению причин одного или нескольких
постепенных отказов. Поэтому, анали-
зируя эксплуатационную информацию
или прогнозируя надежность, следует
учитывать фактическое содержание
проводимых работ и разделять их соот-
ветственно принятой классификации.
Кроме рассмотренных выше рабо-
тоспособного и неработоспособного
можно выделить такое состояние из-
делия, когда в результате прогрес-
сирующего износа всех его элементов
оно не может более использоваться по
назначению и подлежит капитальному
ремонту или списанию. Это состояние
называется предельным, а свойство
изделия сохранять работоспособность^
до^т4ГЯЗстуйленияттрй^станОвлённой
системе технического обслуживания и
ремонта называется долговечностью.
Критерии предельных'состоянийдолж-
ны быть четко оговорены, точно так же,
как и критерии отказов. Долговечность
s-змеряется календарной продолжитель-
ностью работы до предельного состо-
яния — сроком службы или со-
ответствующей наработкой—ресурсом
н рассматривается как третья составля-
ющая понятия надежности.
Для отдельных крановых элементов
(канаты, редукторы, колеса) описать
предельное состояние можно, хотя и
здесь возникают определенные разног-
ласия. Что касается крана в целом, то
установить для него критерии предель-
ного состояния достаточно сложно, пос-
кольку эти машины отличаются высокой
блочностью конструкции и независимо-
стью отдельных элементов. Поэтому пу-
тем постоянной замены узлов и деталей
можно поддерживать работоспособ-
ность крана практически до наступ-
ления морального износа, под которым
понимается несоответствие крана воз-
росшему техническому уровню краио-
строеиия или возросшим потребиостям
обслуживаемого производства.
Физическим критерием капиталь-
ного ремонта можно было бы считать
аварийное состояние металлоконст-
рукции, требующее ее замены или пол-
ной разборкн. Однако срок службы
металлоконструкции мостовых кранов,
как правило, весьма велик: 20 и более
лет. Поэтому экспериментальная про-
верка этого срока затруднительна.
Экономический эффект от повыше-
ния долговечности крана может прояви-
ться только через многие годы. Поэтому
представляется, что долговечность кра-
на в целом имеет меиыпее__знаагние,
чем его безотказность н ремонтщригод-
ность.
Для узлов и деталей крана понятие
долговечности более актуально, поскольку
исчерпание долговечности основных кра-
новых узлов и деталей можно рассмат-
ривать как типовые отказы крана. При
таком подходе изучение долговечности
этих элементов следует проводить в об-
щем плане изучения типовых отказов.
5.2. Показатели надежности
Число показателей надежности,
используемых в настоящее время в про-
мышленности, достигает полутора со-
тен, что объясняется разнообразием
машин и условий их применения. Во
многих случаях система показателей
сложилась исторически. При этом су-
щественное значение имеют используе-
мые в тех или иных отраслях формы
учета простоев и связанных с ними
затрат.
Прежде чем рассмотреть систему
показателей надежности кранов, оста-
новимся на некоторых терминах, при-
меняемых в наименованиях пока-
зателей, т. к. неправильное понимание
этих терминов является причиной мно-
гих недоразумений.
Наработка — между отказами, иа
отказ, до отказа. В первом случае име-
ется в виду конкретная наработка от
одного отказа до другого, во втором -
среднее значение наработки между
отказами, рассматриваемое по одному
или группе однотипных кранов, в треть-
ем - наработка до первого отказа. Если,
например, поставленное на испытание
изделие отказало на 100-ом часу рабо-
ты, затем на 320-ом и иа 600-ом, то
наработка между отказами будет 100 ч,
220 ч и 280 ч. Наработка иа отказ
составит 600/3 - 200 ч, наработка до
отказа — 100 ч.
Термин “оперативный" перед на-
именованием показателя указывает,
что речь идет о затратах времени или
труда непосредственно на месте эксплу-
атации крана. Так, оперативная трудо-
емкость ремонтов включает только
трудоемкость замены редукторов, колес
и других подобных элементов, но не
учитывает трудоемкости работ по раз-
борке самих узло^в изготовлению заме-
няемых в них деталей, сборке узлов, их
обкатке вне крана и т.п.
Термин “удельный" (“удельный
суммарный") указывает, что показа-
тель, например, стоимость ремонтов,
отнесен к единице наработки.
Следует различать также средние,
гамма-процентные и установленные
показатели. Средний ресурс — это
среднее значение ресурса однотипных
изделий; гамма-процентный ресурс
должны отработать не менее у %
изделий данного типа; установленный
ресурс должно отработать каждое
изделие, т.е. это тот же гамма-процен-
тный ресурс при у - 100%. Заметим,
что слово “средний" перед наимено-
ванием показателя иногда опускается.
Поскольку установленные показа-
тели должны достигаться на каждом
конкретном изделии, их называют ин-
дивидуальными, в отличии от группо-
вых, которые можно задать н про-
контролировать только на партии одно-
типных изделий.
На рис. 5.1 представлена плотность
распределения ресурса и указаны уста-
новленный (йуст), гамиа-процентный
СКу ) и средний (R) ресурсы. Закон
распределения — усеченный нормаль-
ный (жирная линия). Два основных
параметра этого закона — среднюю и
коэффициент вариации определяют на
основе собранного статистического ма-
териала. Задача часто облегчается тем,
что коэффициент вариации можно
принять на основе ранее проведенных
исследований. Значительно труднее
определить границу усечения, т.к. для
этого необходимо наблюдать очень
большое количество изделий. Очевидно
только, что граница лежит правее оси
ординат, поскольку ресурс — величина
явно положительная.
Рис.5.1 Плотность распределения ресурса
Учитывая эти обстоятельства,
обычно для упрощения все расчёты ве-
дут по иеусечеииому распределению
(пунктирная линия). Как правило , это
дает вполне допустимую погрешность.
Таким образом, если заштрихован-
ная площадь иа рисунке составляет )5%
от'всей площади под кривой Гаусса, то
у - 100—р. Но отказавшись от усе-
чения, мы лишаемся возможности за-
дать установленный ресурс. Поэтому
поступают так.
В качестве установленного прини-
мают 99% или 95%-ый ресурс, заведо-
мо идя на риск, что соответственно, до
1% или до 5% изделий придется
признать некондиционными по этому по-
казателю.
47
Величина у - процентного ресурса
для обычного нормального распре-
делении определяется по формуле
Лу - (1-кУ)Я,
где к — коэффициент, зависящий от у;
при у, равном 80%, 95% и 99% он
равен, соответственно, 0,842; 1,645 и
2,326; V — коэффициент вариации.
Рассмотрим пример. Распределе-
ние ресурса кранового редуктора опи-
сывается нормальным законом,
Л-20000ч, V -0,3. Тогда Rao «=
«15000 ч, R9S » 10000 ч, Я99» 6000 ч.
ЕСЛИ ПРИНЯТЬ ЛуП- Л99, то риск, что
изделие будет признано некондицион-
ным составит 1 %. Не зиая точных пара-
метров распределения и учитывая усл:
ловность показателя риска, при нор-
мальном распределении принимают
обычно R?„ - (0,3—0,5)Л.
Особого рассмотрения заслуживает
показатель “установленная безотказ-
ная наработка", который Госстандарт
требует в обязательном порядке вво-
дить для каждого изделия машиностро-
ения. Этот показатель следует пони-
мать как установленную наработку до
первого отказа.
Изложенный выше подход к опреде-
лению этого показателя неприменим,
поскольку наработка до отказа распре-
делена, в общем случае, ие по нормаль-
ному закону. -Скорее следует предпо-
ложить здесь закон Вейбулла
или экспоненциальный. Рас- '
смотрим, как крайний слу- '
чай, экспоненциальный \
закон ( рис. 5.2).
В этом случае гамма-про-
центная наработка
Ту - —ТЧп (у /100),
где Т — средняя наработка
до отказа. При больших зна-
чениях у:
Тг ®Т(1 — у /100) -
- тр /100,
где Р — доля изделий в %,
которая может быть призна-
на некондиционной при ус-
тановленной безотказной
наработке равной Ту . Если
мы хотим, чтобы эта доля не превос-
ходила, допустим, 5%, то установлен-
ную безотказную наработку следует
принять равной 0,05Т. Исследования
показали, что величина Т для кранов
имеет порядок нескольких сот часов.
Следовательно, установленную безот-
казную наработку можно принять лишь
на уровне десятков часов, что соответ-
ствует нескольким дням работы крана.
Представляется явно нерациональным
заниматься нормированием и контро-
лем этой величины, если учесть, что
гарантийный срок для кранов составля-
ет 1,5 — 2 года. Несколько больше
смысла имеет нормирование установ-
ленной безотказной наработки, если
учитывать только основные, крупные
износные отказы, т. к. в этом случае
средняя наработка возрастает до не-
скольких тысяч часов, а закон ее расп-
ределения, как следует из теоретичес-
ких соображений, начнет приближаться
к нормальному.
Тогда установленная безотказная
наработка становится соизмеримой с
наработкой загарантийннй-срок._В це-
лом же полезность этого показателя для
кранов представляется достаточно сом-
нительной.
Многолетний опыт исследования
надежности кранов и приведенные вы-
ше соображения позволяют предложить
Рис. 5.2 Плотность распределения наработки
48
достаточно простую и эффективную
систему показателей, пригодных для
кранов в целом, а также для их систем
и узлов. Такие показатели могут быть
построены по одному принципу — это
отношение ущерба от ненадежности за
какой-либо период к наработке за этот
период. Об измерении наработки сказа-
но выше. Ущерб же может характеризо-
ваться числом отказов, продолжитель-
ностью, трудоемкостью и стоимостью
ремонтов и обслуживаиий. Соответст-
венно, получим: параметр потока (час-
тоту) отказов, удельные оперативные
продолжительность и трудоемкость ре-
монтов (обслуживаиий) и их удельные
стоимости. Отметим, что в предполо-
жении стационарности потока отказов
его параметр является величиной обрат-
ной наработке на отказ.
Достоинством предложенных пока-
зателей является однотипность их стру-
ктуры, что позволяет рассчитывать
показатели систем и крана в целом на
основе показателей элементов, исполь-
зуя совершенно одинаковые формулы.
Как правило, соединения элементов
в крановых системах последовательное.
Резервирование встречается крайне
редко и, кроме того, оно может
повлиять только на расчёт показателей
по внезапным отказам, т. к. выход из
строя резервирующего элемента пере-
водит отказ из разряда внезапных в
постепенные, но так или иначе ремонт
должен быть проведен. Поэтому форму-
лы расчёта показателей системы, состоя-
щей из I элементов приобретают весьма
простой вид.
' ' ut
2 -6t, (5.1)
где К\ К[ - показатели надежности
систем и элементов, соответственно;
Uj — ущерб от ненадежности (-го эле-
мента за период его наработки tt ;
<5/ — коэффициент, учитывающий соот-
ношение единиц измерения наработки
элемента и системы. Если, например,
наработка ходового колеса выражена в
км пробега, а всего механизма перед-
вижения - в часах, то — средняя ско-
рость крана в км/ч; если наработка
крана выражена часами его работы, а
механизма — часами машинного вре-
мени, то if — относительная продолжи-
тельность включения механизма.
Однотипность структуры показате-
лей имеет еще одно существенное пре-
имущество, а именно, позволяет
установить между ними простые соот-
ношения, справедливые для широкой
номенклатуры кранов, близких по кон-
струкции, условиям и методам эксплу-
атации. Исследования показали, напри-
мер, что стоимость, приходящаяся на
час оперативной трудоемкости ремонтов,
примерно одинакова для всех мостовых
кранов грузоподъёмностью от 5 до 20 т,
как крюковых, так и магнитных. Ана-
логичное соотношение получено и для
технических обслуживаиий. Наличие
указанных соотношений позволяет сок-
ратить число показателей, определяе-
мых по каждому типоразмеру крана.
Для большинства практических прило-
жений оказывается достаточным опре-
делить три основных показателя:
— параметр потока внезапных от-
казов — й)вн (или обратную ему
величину — наработку на внезапный
отказ Говн);
— удельную оперативную трудоем-
кость ремонтов — 5ур;
— удельную оперативную трудоем-
кость технических обслуживаиий 5ут0.
Рассмотрим иа примере возмож-
ность получения на основе трех приня-
тых показателей практически всех
данных, необходимых для оценки, нор-
мирования и контроля уровня надеж-
ности, для организации эксплуатации и
ремонтов, а также для расчётов эко-
номической эффективности.
Допустим, что для конкретного ти-
поразмера крана грузоподъёмностью
16т режима 6К прогнозируется:
й)вн- 0,005 1/ч (Товн- 200 ч);
~ 0,09 чел.ч/ч; - 0,07 чел.ч/ч.
На основе ранее проведенных исследо-
ваний установлено, что для кранов гру-
зоподъёмностью 5—20 т стоимость всех
ремонтных работ, отнесенная к опера-
тивной трудоемкости, составляет
8 руб. /чел.ч, а работ по обслуживанию -
49
2,5 руб./чел.ч. Средний состав бригады
при ремонтах Np - 3, а при обслужи-
ваииях — -^то” 2 человека. Среднее
оперативное время восстановления при
внезапных отказах — Гввн- 0>8 ч-
Здесь и далее стоимостные показатели
приводятся по данным 80-х годов.
Отметим, что одним из основных аргу-
ментов в пользу нормирования показа-
теля трудоемкости с последующим
укрупненным пересчётом на стоимость,
является именно относительная ста-
бильность трудоемкости при галопи-
рующем изменении стоимости.
Тогда удельная продолжительность
устранения внезапных отказов
Гувя-швНТт- 0,005-0,8 - 0,004ч/ч;
продолжительность всех ремонтов
%Р 0,09
ур" n9 ’ 3
0,03 ч/ч,
а обслуживаннй
5уто
7* м —.....
У70 V
j’to
0,07
2
0,35 ч/ч.
Удельная стоимость ремонтов
Сур - 0,09-8 - 0,72 руб/ч,
обслуживаннй
С^о- 0,07-2,5 - 0,175 руб/ч.
Суммарная удельная стоимость ремон-
тов и обслуживаннй Су- 0,895 руб/ч,
что при 4000 часов работы в год сос-
тавит 3580 руб, т.е. порядка 20% сто-
имости крана.
Вероятность безотказной работы кра-
на в течение любого времени I в предао-
ложеиии экспоненциального закона
распределения наработки между отка-
зами может быть получена по формуле
Р (Г) - exp (— d)mt).
При восьмичасовой смене, например,
Р (8) - ехр (— 0,005-8) - 0,96.
Коэффициент готовности
^овн 200
г " Говн + Гввн " 200 + 0,8
Коэффициент технического использо-
вания
11
1+Тур+Тут0 1 + 0,03 + 0,035
= 0,939.
Численные значения показателей
одних и тех же кранов в различных
условиях эксплуатации могут разли-
чаться в несколько раз. Это обстоятель-
ство приводит некоторых исследователей
к мысли о принципиальной невозмож-
ности нормировать и контролировать
надежность, как составляющую техни-
ческого уровня и качества. Разброс,
однако, существенно уменьшается, если
оговорить определенные номинальные
условия и рассматривать соответству-
ющие им номинальные показатели.
Такие показатели могут быть использо-
ваны для оценки надежности, а также
для обобщенных технико-экономичес-
ких расчётов. Оговорим Основные ус-
ловия, прн которых определяются
номинальные показатели.
1. Режимы работы крана н его ме-
ханизмов соответствуют паспортным по
продолжительности и частоте включе-
ний, а также по использованию по гру-
зоподъёмности. Состояние окружающей
атмосферы н подкрановых путей на-
ходится в пределах норм, принятых для
кранов данного типа.
2. Полностью исключаются отказы,
связанные с грубым нарушением норм
эксплуатации, например, “косым
подъёмом", а также с некачественным
ремонтом.
3. Принятый при расчёте стоимост-
ных показателей процент накладных
расходов соответствует некоторому
среднему для характерных мест исполь-
зования кранов. Для кранов общего на-
значения его можно принять порядка
300%.
4. Методы организации и уровень
механизации ремонтных работ соответ-
ствует оптимальным, достигнутым иа
предприятиях, являющихся наиболее
квалифицированными потребителями
данного типа кранов.
50
Исследования показали, что и при
соблюдении этих условий полностью ие
удается избежать рассеивания показа-
телей, связанного с различным качест-
вом изготовления каждого конкретного
крана и трудно поддающимися учету
особенностями эксплуатации. Поэтому,
если показатели определены как средние
по группе однотипных кранов, т. е. яв-
ляются групповыми, то в качестве уста-
новленных (индивидуальных) показа-
телей следует принимать несколько
большие значения.
Закон распределения средних и
удельных показателей теоретически
нормальный. Анализ статистической
информации по кранам общего назна-
чения грузоподъёмностью 5—20 т под-
тверждает нормальность закона и дает
для номинальных показателей типа
Товн, ^ур и $уто коэффициент вариации
0,1 — 0,15. Это позволяет на основе
расчётов, аналогичных проведенным
выше для ресурса, принять установлен-
ные показатели на уровне 1,2 — 1,3 от
средних, прн риске от 1 до 5%.
5.3. Прогнозирование показателей
надежности
Как отмечено в разделе 5.1, расчёт
показателей надежности существенно
упрощается, благодаря выделению ти-
повых отказов, т. е. группировке отка-
зов одинаковых по последствиям.
Развивая для этого случая формулу
(5.1) получаем
I
К - , (5.2)
где <i)i — параметр потока отказов дан-
ного типа; I — количество типов отка-
зов; под U[ следует понимать ущерб от
отказа данного типа, т. е. затраты труда
или средств на его устранение (5р и Ср,
соответственно).
В табл. 5.1 представлен расчёт но-
минальных значений показателей ме-
хаиооборудования подъёма мостового
крюкового крана грузоподъёмностью
Ют режима 6К. Величины д представ-
ляют собой нормированные соотноше-
ния наработок узлов и наработки ме-
ханизма в целом, которая измеряется
машинным временем работы в тысячах
часов. Единицы измерения величии
й)вн и й) обратны единицам измерения
наработки узла. Коэффициент 1,2 при
величине S учитывает иетиповые отка-
зы.
Исходные данные для расчёта полу-
чены на основе эксплуатационной ин-
формации по серийным кранам, ио
порядок расчёта в принципе универса-
лен. Поэтому рассмотрим на этом приме-
ре способы получения необходимых
исходных данных на стадии НИ и ОКР.
Перечень типовых отказов может
быть составлен на основе предыдущих
исследований аналогичных машин и уз-
лов, а затем откорректирован по ре-
зультатам испытаний.
Единицы измерения наработки мо-
гут отличаться от принятых в табл. 5.1.
Так, например, для ограничителя высо-
ты подъёма целесообразнее принимать
в качестве наработки количество подъё-
мов. Но это потребует нормирования
числа подъёмов за час машинного вре-
мени и соответствующего изменения
величины <3.
Если имеются достаточно близкие
аналоги или время на проведение на-
блюдений, то все необходимые исход-
ные данные ( й)вн, й), Тв, N, 5р, Ср)
могут быть получены на основе эксплу-
атационной статистики. Для расчёта
номинальных показателей наблюдение
следует организовывать у достаточно
квалифицированных потребителей, а в
процессе анализа информации и рас-
чёта вносить корректировки, вытека-
ющие из изложенных выше требований
к номинальным показателям.
Отметим, что длительность эксплу-
атационных наблюдений может быть
значительно сокращена за счёт выбора
объектов, работающих в три смены, а
также за счёт выделения из общего
потока отказов тех износных отказов,
наступления которых приходится ожи-
дать длительное время. Например, пол-
ный износ колеса или барабана
произойдет через несколько лет, а
“вклад" этих отказов в затраты на
51
Расчет номинальных значений показателей механооборудования подъема
Ср шб руб. тыс.ч 19,0 18,0 Я О' ОО X Й О * X еч 55 о о 90 о о 19,5 10,0 4,0 9,0 ® о X 1 279,4 а с*»
•С pip оо ’Г чг еч яп? 5? — — о о о- °, ч- еч 1.44 | 0,48 0,6 0,32 0,4 0,2 2,0 1.0 ч- а
тяа)в6 ч тыс.ч 0,12 0,06 0,015 1 1 0,036 1 0,108 1 || 1 12 Г 0,859 со о
Л>в <5 1 тыс.ч 0,02 0,01 со 2-11 1 О 1 1 3 О В ' 1 l| 1 | 5 Я ч
ш * 95 180 «о <п g g а еч 8 *о СП о о о «е St еч о с- еч
Оператив- ная трудо- емкость, чел.ч Sp 24,0 24,0 «ООО о о ч-’n еч о еч о so ОО ч- ч- еч еч о «е о о еч « еч еч ч Я
£ » as ч- ч- — еч еч еч еч ч- еч еч еч еч еч еч еч еч еч
Оператив- ное время восстано- вления , ч 6,0 6,0 0,5 2,0 1,0 1,0 о о чГ о еч еч 1.0 0,8 1,0 1,0 0,5 0,5
Параметр потока отка- зов и - § 3 0,2 0,1 5,0 0,5 0,4 0,4 о а о о чГ 0,6 0,2 0,3 0,2 0,2 0,1 2,0 1,0
внезап- ных Швн 0,02 0,01 | 1 1 1 О 1 1 ч- о о В ' ГЧ 1 |О. 1 1®
А &«§ § ё ! « 0,6 0,6 0,6 0,6 — — <— — — — — —
Единицы измерения наработки узла тыс.ч тыс.ч млн.вкл. млн.вкл. млн.вкл. млн.вкл. тыс.ч и 2 ц 2 тыс.ч тыс.ч О О W 2 2 2 2 о и 2 2
Тип отказа Ревизия с заменой подшипников Капремонт (замена зуб- чатой пары) Износ или срыв обкладок Износ шкива (замена) Износ пальцев и отвер- стий рамы (капремонт) Полный износ (замена) Износ зубчатой полу- муфты Износ ручья 1 Износ, обрыв I | Износ или разрушение подшипников Износ РУЧЬЯ Износ отверстий щек Износ крюка Износ или разрушение подшипников блоков Износ блоков по ручью Выработка втулок оси Обрыв тросика
1 Редуктор Тормоз Вал проме- жуточный в сборе Барабан 1 Канат 1 Уравни- тельный блок Подвеска . Ограни - | читель вы- соты подъема м хгч
52
ремонт велик, и поэтому нельзя их не
учитывать. Применительно к ним мож-
но воспользоваться методом прогно-
зирования ресурса иа основе изменения
технических параметров, суть которого
заключается в следующем. Известно,
что после некоторого периода прира-
ботки и вплоть до наступления стадии
резкого увеличения износа изменение
параметра изнашивания (допустим,
толщины реборды колеса) описывается
функцией
I(t) - k(t—Tn)a + /(Гп),
где I(t) — изменение параметра за вре-
мя t от начала работы; Тп — период
приработки; к — постоянный коэффи-
циент; а — показатель степени аппрок-
симирующей функции (см. рис. 5.3).
Рис. 5.3. Изменение технического параметра.
I - зона приработки; II - зона нормальной
эксплуатации;
III - зона резкого увеличения скорости
изменения параметра.
Путем проведения серии достаточно
точных замеров может быть построен
начальный участок кривой изнашивания.
Зная допуск иа изнашивание HR ), кото-
рый, как правило, лежит в зоне П,
путем экстраполяции можно прогнози-
ровать ресурс R. Дело упрощается тем,
что для некоторых видов изнашивания
величина а известна из предыдущих
исследований. Есть основания ожидать,
что по многим изнашиваемым элемен-
там кранов она близка к 1. Более под-
робно эти вопросы освещены в [б ].
Вторым источником получения ис-
ходной информации являются испыта-
ния, в том числе ускоренные. Для
получения данных о параметрах пото-
ков типовых отказов могут организовы-
ваться ресурсные испытания отдельных
узлов.
Сведения о последствиях типовых
отказов получают путем хронометража
и калькулирования.
Наконец, параметры потоков могут
быть рассчитаны. Для этого разработа-
ны методы расчёта на заданную долго-
вечность и на вероятность безотказной
работы, весьма подробно рассмотренные
применительно к ПТМ в [7 ].
В табл. 5.2 представлен расчёт пока-
зателей надежности крана в целом на
основе удельных показателей систем.
В приведенном примере рассчиты-
ваются все показатели, характеризу-
ющие потери от отказов. Если на основе
предшествующих исследований уста-
новлены стабильные соотношения меж-
ду показателями, расчёт может быть
существенно облегчен, прежде всего по-
тому, что отпадает необходимость каль-
кулирования стоимости ремонтов.
Следующим шагом к упрощению
расчётов является использование на-
копленной по типовым узлам инфор-
мации об оперативной трудоемкости
ремонтов. На рис. 5.4 представлены
графики трудоемкости замены крюка
(1) и подвески (2) в зависимости от
грузоподъёмности. Использование та-
ких данных при расчёте номинальных
показателен снимает вопрос о методах
проведения ремонта и все связанные с
этим разночтения. Если бы по всем
основным типовым узлам кранов были
установлены подобные зависимости, за-
дача получения исходной информации
свелась бы к определению параметров
потоков типовых отказов.
Прогнозирование оперативной тру-
доемкости обслуживаиий целесообраз-
но вести по той же схеме, используя
данные инструкций по эксплуатации.
Стоимость обслуживаиий, при которых
53
Рис. 5.4. Зависимость трудоемкости
замены крюка и подвески от
грузоподъемности:
1-крюк; 2-подвеска.
используется сравнительно мало мате-
риалов и покупных изделий, может
быть рассчитана, исходя из того, что
75—80% ее приходится на оплату тру-
да, т. е. можно рассчитать стоимость
труда и ввести дополнительный ко-
эффициент 1,2-1,25. Отметим, что при
ремонтах стоимость труда непосредст-
венно на кране составляет примерно
треть от стоимости ремонтов, треть
приходится на ремонт снятых с крана
узлов и деталей и столько же на ма-
териалы и покупные изделия.
Естественно, что это относится к
крану в целом и ие справедливо для
отдельных типовых отказов и даже для
отдельных систем.
Фактические показатели надежнос-
ти, необходимые для планирования и
организации эксплуатации в конкретных
условиях, могут быть рассчитаны ана-
логично. При этом отклонения от но-
минала по времени использования и
частоте включений механизма могут
быть учтены путем соответствующего
изменения коэффициента д.
Особенности организации и степень
механизации ремонтных работ, кото-,
рые отражаются на величинах Tv N, 5р
и ср, могут быть также учтены при
расчете.
Однако проводить для каждого кон-
кретного случая расчет всех показате-
лей весьма сложно. Значительно проще,
зная на основе предшествующих иссле-
дований и расчётов долю затрат, прихо-
дящихся на каждый механизм, разбивать
суммарные номинальные показатели
трудоемкости и стоимости по механиз-
мам и вносить соответствующие поправ-
ки на иеноминальные режимы, допус-
тим, на нестандартные ПВ.
Для мостовых кранов общего назна-
чения грузоподъёмностью 5 — 20 т эти
доли ориентировочно составляют: по
механизму подъёма — 0,45; по ме-
ханизму передвижения крана — 0,25;
по механизму передвижения тележки—
0,05; по общекрановым системам — 0,25
(в примерно равном соотношении между
общекрановым электрооборудованием
и металлоконструкцией). Что касается
более низкого уровня организации и
механизации ремонтных работ на
предприятиях, имеющих малый опыт
эксплуатации кранов н слабую ремонт-
ную базу, то это обстоятельство можно
учесть введением коэффициента поряд-
ка до 1,5—2, определяемого, в первом
приближении, экспертно.
Из изложенного в этой главе выте-
кает следующее:
1. Надежность кранов и их меха-
низмов, вопреки бытующему мнению,
является такой же подлежащей н подда-
ющейся оценке и прогнозированию вели-
чиной, как, например, напряжения,
запасы прочности и т. п.
2. Точность прогноза надежности
принципиально может быть сопостави-
ма с точностью расчёта на прочность.
(Ведь никого не удивляют коэффици-
енты запаса при расчёте на прочность
до 1,5—2).
3. Если в настоящее время прогноз
надежности кранов еще не стал столь
же обычным как прочностные расчёты,
то во многом потому, что средства, вы-
деляемые иа развитие методов прогнози-
рования надежности и накопления
соответствующей информации, на не-
сколько порядков меньше, чем на
развитие методов расчётов на прочность.
Таблица 5.2.
Расчет номинальных значений показателей надежности крана
Системы Пара- метр потока внезап- ных от- казов О>.н 1/тыс.ч. Удельное оператив- ное время устранения внезапных отказов ^у>м . ч/тыс.ч Удельная оператив- ная трудо- емкость ремонтов Syp чел.ч/тыс.ч Удельная стоимость ремонтов Сур руб/тыс. ч Коэффи- циент со- отноше- ния нара- боток 6 1 тыс.ч ч тыс.ч V- чел.ч тыс.ч С„<5, руб. ТЫС.Ч
Механообо- рудо ванне подъема 1,45 1,03 35,4 335 0,4 0,58 0,412 14,16 134,0
Механообо- рудоваиие передвиже- ния крана 1,65 1,44 19,2 140 0,4 0,66 0,58 7,68 56,0
Механообо- рудование передвиже- ния тележки 0,35 0,32 7,0 40 0,25 0,08 0,08 1,75 10,0
Электро- оборудова- ние подъема 2,24 1,29 9,2 106 0,4 0,90 0,52 3,68 42,4
Электроо- борудование передвиже- ния крана 1,52 1,06 7,6 98 0,4 0,61 о;42 3,04 39,2
Электроо- борудование передвиже- ния тележки 0,58 0,42 2,5 24 0,25 0,15 0.11 0,63 6,0
Общекра- новое элек- трообору- дование 1,12 0,84 5,5 34 1,05 1,18 0,88 5,78 35,7
Металло- конструкция 0,2 0,27 7,5 28 1,05 0,21 0,28 7,88 29,4
Кран 4,37 3,282 44,6 352,7
4. При прогнозировании надеж-
ности необходимо использовать наряду
с чисто расчётными методами данные
испытаний и эксплуатационных наблю-
дений.
5. Значительного упрощения н
уточнения прогноза надежности можно
достичь путем использования инфор-
мации по изделиям и узлам - аналогам.
6. Целесообразно использование
ЭВМ для упрощения расчётов, а также
для статистического моделирования
потоков отказов и восстановлений.
Литература.
1.ОСТ 24.190.01-83. Надежность
изделий ПТМ. Термины и определения.
2.ОСТ 24.190.02-83. Надежность
изделий ПТМ. Организация сбора и об-
работки информации с мест эксплуа-
тации.
З.ОСТ 24.190’.03-83. Надежность
изделий ПТМ. Расчёт показателей на-
дежности.
55
4.0СТ 24.190.04-83. Надежность'
изделий ПТМ. Оптимизация показате-
лей надежности.
5.OCT 24.190.05-88. Надежность
изделий ПТМ. Методы испытаний.
Общие требования.
6. ГОСТ 27.306-86. Надежность в
технике. Метод определения допускае-
мого отклонения параметра техничес-
кого состояния и прогнозирования оста-
точного русурса составных частей и
агрегатов машин.
7. Брауде В. И., Семенов Л. Н.
Надежность подъемно-транспортных
машин. Л.: Машиностроение. 1986.
186с.
56
ГЛАВА 6. АВТОМАТИЗИРОВАННОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ КРАНОВ
И КРАНОВЫХ МЕХАНИЗМОВ.
Одним из направлений развития сов-
ременных методов проектирования и рас-
четов в машиностроении является широкое
внедрение систем автоматизированного
проектирования (САПР). Интерес к осво-
ению САПР возрастает с каждым годом,
поскольку автоматизация не только дает
возможность сократить сроки проекти-
рования, но и повысить качество изделий
за счет применения более совершенных
методов расчета, а главное, путем много-
вариантных расчетов, позволяющих
оптимизировать конструкцию.
Автоматизация проектирования кра-
нов и их механизмов получила определен-
ное развитие благодаря трудам кафедр
ПТМ ряда учебных институтов: Ленин-
градского и Уральского политехнических,
Украинского заочного политехнического,
МГТУ им. Баумана и др. Во ВНИИПТ-
МАШ'е это направление развивается с
середины 80-х годов.
Первоначально развитие САПР во
ВНИИПТМАШ'е ориентировалось на ми-
никомпьютеры типа СМ-4, СМ-1420.
Однако в последние три года было полно-
стью переориентировано на персональные
компьютеры типа IBM РС/ХТ/АТ. Это
объясняется не только большими возмож-
ностями организации активного диалога на
последних, ио и большей надежностью
(при выходе из строя одного из персональ-
ных компьютеров система может быть
запущена с дискет на любом другом).
Немаловажное значение имеет также
широкая и мощная поддержка в виде
интегрированных сред, разработанная для
персональных ЭВМ в последние годы.
Можно выделить два основных направ-
ления разработки САПР в краностроении:
автоматизация расчетов и автоматизация
графики. Рассмотрим каждое из них.
В области расчетов ВНИИПТМАПГем
создан ряд пакетов прикладных программ
(ПИП). Среди них следует,прежде всего,
отметить пакеты по расчету мостовых
кранов. Пакеты построены по блочно-мо-
дульному принципу. Каждый состоит из
разделов, содержащих расчет отдельных
элементов (полиспаста, электродвигате-
лей, редукторов, тормозов, барабанов,
ходовых колес и т. п.), н одинаковой для
всех пакетов управляющей программы,
обеспечивающей ввод исходных данных,
вывод результатов, диалог, работу с базами
данных.
Содержание пакетов становится ясным
из приведенного ниже перечня разделов в
пакетах.
1. Пакет по расчету механизма
подъёма:
1.1. выбор параметров полиспастной
системы;
1.2. выбор электродвигателя;
1.3. выбор редуктора;
1.4. выбор тормоза;
1.5. расчет барабана;
1.6. расчет крепления каната на бара-
бане;
1.7. расчет валов и подшипников
барабана;
1.8. выбор муфты на валу двигателя.
2. Пакет по расчету механизма пе-
редвижения крана:
2.1. расчет ходовых колес;
2.2. расчет сопротивления передви-
жению;
2.3. выбор электродвигателя;
2.4. выбор редуктора;
2.5. выбор тормоза;
2.6. выбор муфт;
2.7. расчет опорных подшипников и
вала ходового колеса.
3. Пакет по расчету механизма
передвижения тележки включает практи-
чески те же разделы, что и предыдущий,
но скорректирован на схемные решения,
применяемые обычно для тележек (цен-
тральный привод).
4. Пакет по расчету металлоконст-
рукции моста (главные и концевые балки):
4.1. определение нагрузок;
4.2. расчет геометрических харак-
теристик сечений;
4.3. расчет на прочность;
4.4. расчет на сопротивление уста-
лости;
4.5. расчет на устойчивость.
57
Пакеты включают базы данных но
комплектующим: канатам, электродвига-
телям, редукторам, тормозам и др.
Пакеты могут дополняться новыми
разделами, касающимися, например, раз-
личных видов грузозахватных приспособ-
лений или учитывающими иные схемные
и конструктивные решения. Так что
разработанную версию системы следует
рассматривать в качестве базовой, откры-
той для дальнейшего расширения. Управ-
ляющая программа по желанию
пользователя обеспечивает возможность
работы с пакетом как единым целым путем
передачи данных из раздела в раздел
(сквозной расчет) или автономного исполь-
зования каждого раздела для расчета того
или иного элемента.
Предусмотрена возможность сохра-
нения исходных данных и результатов в
файлах, что позволяет, прервав расчет на
каком-либо этапе, использовать компью-
тер для других задач, а затем снова
вернуться к продолжению прерванного
расчета.
Каждый раздел начинается с ввода
исходных данных, разбитых на две группы:
в первой группе (слева на экране) —
данные,которые при сквозном расчете
передаются из предыдущих разделов, во
второй — данные, которые вводятся
впервые. При автономном режиме пользо-
ватель имеет возможность изменить все
данные, при сквозном — изменение пере-
даваемых данных может быть заблоки-
ровано. Для примера в табл. 6.1 приведена
экранная форма ввода данных по разделу
“Выбор тормоза".
По каждому из вводимых данных
предусмотрена помощь (“Help") или
инструкция, выводимая на экран прн
нажатии клавиши F1 компьютера и содер-
жащая рекомендации или комментарии.
Например, при задании типа тормоза
предусмотрен вывод на эран следующей
инструкции:
“1... Колодочный тормоз переменного тока
серии ТКТ. Рекомендуется для ме-
ханизмов групп режима 1М-4М.
2... Колодочный тормоз переменного тока
серии ТКТГ с элекгропщравлическим
толкателем. Рекомендуется для меха-
низмов групп режима 4М-6М.
3... Колодочный тормоз постоянного тока
серии ТКП.“
Диалог организован в виде одной или
нескольких “картинок" на экране дисплея.
При этом выдаются результаты промежу-
точных расчетов, необходимые для
принятия того или иного решения, включая
возврат на корректировку исходных дан-
ных.
В диалоге широко используются пада-
ющие многоуровневые меню, снабженные
при необходимости, соответствующими
комментариями.
Результаты расчетов выдаются по
разделам в виде документированных та-
блиц, содержащих исходные данные, про-
межуточные и окончательные результаты
расчетов, ссылки на расчетно-норма-
тивные документы, формулы и пояснения.
Пример выдачи результатов по разделу
“Выбор тормоза" приведен в таблице 6.2.
Форма может быть просмотрена на
экране и распечатана по ключу F1 или
записана в текстовый файл по ключу F2.
Все инструкции, перечни вводимых
данных, тексты сообщений прн диалоге и
заготовки таблиц результатов хранятся по
разделам в виде обычных текстовых
файлов, что позволяет легко переводить их
на другие языки без перекомпилирования
пакета. Исключение в этом плане состав-
ляют только тексты падающих меню при
диалоге. Тексты инструкций можно
Таблица б-t.
Экранная форма ввода данных по разделу “Выбор тормоза"
Статический момент
на валу барабана , Н-м Передаточное отношение 800.0
Редуктора 50.0
Тип тормоза Коэффициент запаса 1
торможения 2.0
58
практически неограниченно редактировать
я расширять, что особенно удобно при
использовании пакетов в учебных целях,
т. к. соответсвующие указания, рекомен-
дации и пояснения может вносить препо-
даватель по своему усмотрению. Их можно
вносить и в выходные таблицы. Только при
изменении количества или последователь-
ности выводимых данных потребуется
перекомпиляция'программы.
Описанные выше ППП базируются на
новейших нормативных документах и
разрабатывались при участии или консуль-
тации с их авторами.
Кроме использования в проектных
организациях я учебных институтах ППП
могут найти широкое применение в орга-
низациях, эксплуатирующих краны, для
оперативного решения вопросов модер-
низации, вопросов возможности использо-
вания кранов при изменившихся условиях,
а также при замене в процессе ремонтов
старых комплектующих, снятых с про-
изводства, на новые. '
Описанные выше пакеты уже приобре-
тены рядом заводов, проектных орга-
низаций и учебных институтов.
На базе разработанных пакетов пла-
нируется продолжить работы по авто-
матизации расчетов.
Во-первых, будет произведено рас-
ширение разработанных пакетов в направ-
лении охвата новых, более сложных,
конструктивных схем, например, двух-
двигательных, двухбарабанных, с проме-
жуточным редуктором, открытой зубчатой
парой и т. п. Эго позволит рассчитывать
механизмы специальных мостовых, козло-
вых, портальных и других типов кранов.
Во-вторых, планируется создание спе-
циализированных программ по расчету и
выбору отдельных элементов. Так,
например, уже разработана на основе ОСТ
24.090.85-88 программа по выбору крано-
вых электродвигателей, позволяющая про-
водить, в частности, расчеты на нагрев в
случаях двух вариантов задания исходных
данных: при указании режимной группы
механизма по ГОСТ 25835-83 н при
задании конкретного цикла работы любого
: технологического крана.
Примером новых возможностей, кото-
рые открывает автоматизация расчетов,
является разработанная ВНИИПТМАПГем
система выбора из банка данных по
серийно выпускаемым кранам того ти-
поразмера я исполнения, которое наиболее
соответствует требованиям конкретных
условий потребителя. Суть ее заключается
в следующем.
Таблица 6.2.
Форма выдачи результатов по разделу “Выбор тормоза**___________
Параметры Обозначение Величина
Тил тормоза колодочный
переменного тока
Коэффициент запаса торможения KST 2.0
Наибольший статический момент на валу ба-
рабана, Н-м Попп 800.0
Передаточное отношение редуктора UR 50.0
Тр'ебуемый тормозной момент Н м
TTr = Ttorm KST / UR ТТг 32
Выбран тормоз типа ТКТ-200/100
Допустимый момент на валу тормоза при
ПВ-40% Нм Тпот 40.0
Диаметр шкива, мм DS 200
Масса тормоза,-.- кг GT 25
59
Каждый краностроительный завод из-
готавливает краны одной и той же грузо-
подъёмности в нескольких исполнениях в
зависимости от режима их эксплуатации в
соответствии с ГОСТ 25546-82. При этом
краны для разных режимов различаются
по скорости, габаритам и другим конст-
руктивным особенностям. Очень важно
подобрать именно тот кран, который нужен
для заданных конкретных условий.
Если использовать краны легкого ре-
жима в более тяжелом, они не обеспечат
требуемой производительности, неизбеж-
ны их частые ремонты и связанные с этим
простои.
Но следует учесть, что использование
более тяжелых кранов в легких условиях
тоже не выгодно: повышенные массы и
скорости таких кранов увеличивают на-
грузки на пути и строительные конст-
рукции, затрудняют управление и точную
остановку, увеличивают потери электро-
энергии, исключают возможность управ-
ления кранами с пола. Наконец, дороже и
Таблица б.З.
Данные о конкретных условиях эксплуатации
1 2 3 4 Место установки (0 — помещение, 1 — улица) Температурные условия (0 — до 40*, 1 — более 40*) Максимальная масса поднимаемого груза, т, Пролет, м
РАБОТА ЗА ВЕСЬ СРОК ЭКСПЛУАТАЦИИ
5 Количество рабочих дней в году
6 Количество циклов в сутки, средн.
7 8 9 10 В том числе с грузом массой : до 0,25 Шгршм от 0,25 до 0,5 т^и, от 0,5 до 0,75 wiry м.у от 0,75 до Шп, № % % % %
РАБОТА В ПЕРИОД НАИБОЛЕЕ ИНТЕНСИВНОГО ИСПОЛЬЗОВАНИЯ (ЧАС-ПИК)
11 Количество циклов в час ц/ч
12 13 14 15 В том числе с грузом массой : до 0,25 Щгряшс % от 0,25 до 0,5 Гсгрюах % от 0,5 до 0,75 Щф лих % от 0,75 до иЦт) шах %
16 Время строповки за цикл, в среднем с/цикл
17 18 19 Средние перемещения за цикл, м (в каждую сторону) по вертикали (средняя высота подъема) тележки крана
ОГРАНИЧИТЕЛЬНЫЕ ПАРАМЕТРЫ
20 Максимальная высота оборудования (штабеля) в цехе, м
21 Расстояние (м) от пола до : головки рельса
22 верхнего положения крюка при малых грузах*
23 при прочих грузах
24 нижнего положения крюка прн малых грузах*
25 при прочих грузах
26 27 Минимальное расстояние от рельса до строительной конструкции , мм по горизонтали
по вертикали
28 29 30 Ширина головки рельса , мм Высота установки буфера от головки рельса, мм Максимальное допустимое давление колеса на рельсы , кН
Примечание : Заполняется только для кранов с вспомогательным подъемом; малыми считать
грузы, которые могут быть переработаны вспомогательным подъмом ( - до 25% от тго щдх )
60
сами краны тяжелого режима, и запчасти
к ним.
Располагая базой данных о серийно
выпускаемых кранах и получая инфор-
мацию о конкретных условиях потре-
бителя, приводимую в табл. 6.3, ЭВМ
производит следующие операции. Опреде-
ляет необходимую грузоподъёмность крана
и указывает перечень заводов, изго-
тавливающих краны этой грузоподъём-
ности, предлагая выбрать завод. Затем по
кранам всех режимных трупп, выпускае-
мым этим заводом и подходящим по
пролету и высоте подъёма, производится
ряд проверок.
Во-первых, определяется условно-рас-
четный срок службы в годах, исходя из
реального количества циклов за гад и с
учетам массы груза, поднимаемого при
каждом цикле (развески груза по циклам).
Допустимым можно считать срок службы
крана порядка 18-20 лет.
Во-вторых, на основе скоростей и
заданных перемещений груза определяется
количество циклов, которое кран может
обеспечить в период наиболее интенсивной
работы, и сопоставляется с заданным.
В-третьих, проверяется соответствие
всех габаритов крана, включая расточку
колес и высоту установки буфера, а также
нагрузок ст колес на подкрановый рельс,
габаритам здания и нагрузкам, заданным
заказчиком. При этом учитываются все
требования Правил Госгортехнадзора в
части зазоров между подвижными частями
крана и конструкциями здания.
В - четвертых, для периода наиболее
интенсивного использования проверяются
тепловые режимы двигателей всех ме-
ханизмов. Это обусловлено тем, что подбор
двигателей серийных кранов производится
исходя из некоторых обобщенных пред-
ставлений о количестве циклов, о развеске
грузов и о перемещениях в “час пик".
Любые реальные данные, выходящие за
рамки этих представлений, например,
очень большое число циклов или большие
пробеги, могут обусловить перегрев двига-
телей в этот период.
Наконец, следует отметить, что для
кранов с вспомогательным подъёмом все
проверки проводятся для двух случаев:
работа одним главным подъёмом и работа
главным подъёмом для перемещения боль-
Форма выдачи результатов по выбору краиа. Таблица 6-4.
УзловскиЙ завод Грузоподъемность : 16.0 / 3.2 т
Максимальный поднимаемый груз : 15.0 т
Режим работы Задано 2 5 7
Пролет, м 25.50 25.50 25.50 25.50
Высота подъема гл.; м 15.0 16.00 16.00 16.00
Высота подъема всп., м 15.0 16.00 16.00 16.00
Нагрузка на колесо, макс., кН 160 156 159 •169
Нагрузка на колесо, рабоч., кН 160 151 154 •164
Расточка колеса, мм 100 100 100 100
Габарит боковой, мм 340 260 260 260
Габарит верхний, мм 3200 2350 2350 2350
Габарит нижний, мм 600 560 560 560
Подход верт. гл., , мм 1000 600 600 600
Подход верт. вспом., мм 1000 100 100 100
Высота установки буфера, мм 935 935 935 935
Расчетный срок службы, лет 13 19.40 >30 >30
Произв. без всп. под., ц/час 12.0 *7.85 15.50 20.98
Произв. со всп.под., ц/час Запас двигателей по теплу : 12.0 *8.17 15.82 20.98
подъема (при работе без всп.подъема) 1 1.05 1.28 2.23
подъема (при работе со всп,подъемом) 1 1.05 1.24 2.24
вспомогательного подъема 1 >5 >5 >5
передвижения тележки 1 3.28 2.57 4.05
передвижения крана 1 2.88 2.34 4.73
61
гпих грузов и вспомогательным — для
малых. Если развеска грузов и переме-
щения их таковы, что это практически не
влияет ни на производительность, ни на
запас двигателей по теплу, появляется
возможность снять малый подъём, об-
лепить и удешевить кран.
Результаты проверок отображаются на
дисплея соответствующим цветом:
недопустимо — красным, а в распечатке
звездочкой. Пример распечатки результа-
тов приведен в табл. 6.4.
Из таблицы видно, что кран режимной
группы 2 ие обеспечивает требуемой
производительности; кран режимной груп-
пы 7 не проходит по нагрузкам на колеса.
Оптимальным в данном случае является
кран режимной группы 5. Заметим также,
что, если по технологии работ ие требуется
г спомогательный подъём, он может быть
снят. Даже при просмотре нескольких
вариантов исходных данных рациональ-
ный выбор может быть осуществлен в
течение нескольких минут. Таким обра-
зом, с помощью одного персонального
компьютера можно осуществить ра-
циональный выбор кранов по всей прог-
рамме крупного краностроительного
завода за 2—3 дня.
Отметим также, что при освоении в
серийном производстве новых типоразме-
ров кранов (допустим по грузо-
подъёмности, режиму, высоте подъёма)
информация о них может оперативно
вводиться в исходную базу н такие кроны
быстрее найдут путь к потребителю. То же
касается и новых заводов-изготовителей.
При широком опробовании на 250
кранах, ранее заказанных без использо-
вания описанной системы, установлена
необходимость изменения режима работы
в 30% случаев и устранения несогласован-
ности габаритов крана и здания в 20%
случаев.
Выявлена также возможность пони-
жения грузоподъёмности, заданной за-
казчиком, в 15%; отказа от вспомо-
гательного подъёма в 40% и перехода на
управление с пола в 15% случаев.
В настоящее время автоматизирован-
ная система выбора мостовых крюковых
кранов внедряется на ПО “Кран" (г.Узло-
вая, Тульской области).
Планируется создание такой же авто-
матизированной системы и для других
типов кранов.
В последние годы во ВНИИПТМАШ'е
серьезное внимание уделяется машинной
трафике на базе персональных компьюте-
ров. Опыт показывает, что использование
существующих графических систем в
“чистом виде" недостаточно эффективно.
Значительное сокращение сроков оформ-
ления графических документов (в 2-4 раза)
может быть достигнуто только при соз-
дании мощной библиотеки макроэлемен-
тов. Во ВНИИПТМАШ'е разработана
специальная управляющая программа,
обеспечивающая удобный выбор по меню
макроэлемента, задание его типоразмера,
повороты, базирование и т.п. В настоящее
время проводится ее “начинка". Уже
созданы достаточно большие библиотеки
по элементам оформления (форматки,
штампы, допуски, обозначения шерохова-
тостей, швов и т. д.); по крепежу Г по телам
вращения (подшипники, уплотнения, валы
с их элементами типа шпонок, шлицов,
канавок, галтелей, фасок); по металлокон-
струкциям (основные профили проката,
включая рельсы, соединения, врезки).
Введены также библиотеки по некоторым
типам электродвигателей. Очередь за ре-
дукторами, тормозами, подвесками и дру-
гими элементами. Планируется в 1993 г.
развить библиотеки настолько, чтобы мож-
но было приступить к практическому
внедрению системы. Работа системы обес-
печит накопление готовых чертежей, ко-
торые можно будет использовать в других
проектах, непосредственно или после ре-
дактирования.
В планах института на ближайшие
годы намечено еще одно направление
развития САПР, а именно, его справочно-
информационное обеспечение. При этом
будут использованы как уже созданные
базы данных, так и новые. С этой целью
институтом приобретена и введена в
эксплуатацию информационно-поисковая
система PARADOX.
62
Литература.
1. А. С. Липатов, Д. И. Сегаль,
Развитие систем автоматизированного
проектирования механизмов кранов.//
Сб.научн. тр. Краны. Монорельсовый тран-
спорт. Исследования и разработки. М.:
ВНИИПТМАШ. 1987. с.3-5.
2. Д. И. Сегаль, Н. А. Хохлова, И. В.
Аноскин. Автоматизированный выбор
электродвигателей механизмов мостовых
кранов. // Сблаучн. тр. Электропривод.
Надежность ПТМ. М.: ВНИИПТМАШ.
1988. с. 72-79.
3. А. С. Липатов, М. Е. Павлов, К Ю.
Попов и др. Особенности автоматизирован-
ного проектирования металлических кон-
струкций мостовых кранов //Сб.научн. тр.
Краны, механизмы и металлоконструкции.
М.: ВНИИПТМАШ. 1985. с.105-109.
4. Н. Е. Крутова, Г. С. Левченко,
А. Ю. Пинес, Д. И. Сегаль. Автоматизиро-
ванная система выбора кранов//Сб.научн.
тр. Электропривод. Надежность ПТМ. М.:
ВНИИПТМАШ. 1988, с.80-83.
5. Курсовое проектирование грузо-
подъёмных машин./Под редакцией С. А.
Казака. М.: Высшая школа. 1989. с. 146-
193.
6. В. Г. Соловьев. Автоматизация
эскизного проектирования крановых ме-
ханизмов подъёма//Вестник машиностро-
ения.М.: 1987. N 7. с. 44-46.
7. В. Г. Соловьев. Диалоговый режим
автоматизированного проектирования кра-
новых механизмов подъёма//Строитель-
ные и дорожные магпины.М.: 1987. № 12.
с. 25-26.
63
ГЛАВА 7. МЕТАЛЛИЧЕСКИЕ МАТЕРИАЛЫ
В настоящей главе приведены основные характеристики металлических материалов,
применяемых для изготовления деталей крановых механизмов. Более подробные данные
содержатся в [1-4].
Для определения усталостных характеристик сталей в зависимости от их
механических свойств и вида деформации рекомендуется пользоваться формулами,
представленными в гл. 1.
7.1. Углеродистая сталь обыкновенного качества
Таблица 7.1
Назначение углеродистой стали обыкновенного качества (ГОСТ 380-88, ГОСТ 535-88)
Марка Назначение
СтО Неответственные нерассчитываемые элементы конструкций: настилы, ограждения, лестничные марши, арматура и т. д-
СтЗкп, СтЗпс, СтЗсп В горячекатаном состоянии — для металлических конструкций, подвергаемых сварке в виде сортового, фасонного и листового проката: балки, фермы, обечайки, неответст- венные валики, оси, шестерни, втулки, вкладыши, рычаги, гайки, шайбы, серьги, хомуты и другие малоответственные детали, не подвергающиеся термической обработке. Цементуемые и цианируемые детали, от которых требуется высокая твердость повер- хности и невысокая прочность сердцевины: валики, толкатели, шестерни, червяки и т. д.
Ст4кп, Ст4пс, Ст4сп В горячекатаном состоянии — в сварных, клепаных и болтовых конструкциях повышенной прочности в виде сортового, фасонного и листового прокате, а также для малонагруженных деталей: валы, оси, шестерни, втулки, вкладыши, рычаги, гайки, шайбы, серьги, хомуты, червяки и другие детали как в термически необработанном, так и в улучшенном состоянии. Цементуемые и цианируемые детали, от которых требуется высокая твердость повер- хности и невысокая прочность сердцевины: валики, упоры, толкатели, шестерни, червяки и т. д.
СтЗпс, Ст5сп Детали машин, подвергаемые воздействию небольших напряжений: болты, гайкн, валы, осн, звездочки, рычаги, тяги, арматура, пластинчатые крюки кранов, упоры под- шипников и другие детали как в горячекатаном, так и в термически обработанном состояниях.
Стбпс, Стбсп Детали повышенной прочности: оси, валы, клинья, тяги, фланцы, стяжные кольца, шестерни, шпонки, пальцы и штоки тормозов, каткн поворотных устройств.
64
S
Механические свойства проката (ГОСТ 535-88)
il S •, Р 1 о еч В 1 <5 N <5 Я »г - Р d - За d - За а ч и « Р 1
Изгиб до пар сторон ( а шрвзцв, ’ оправки) для О еч « 1 d я а о в d “ а Л В Л в 3 я 1 d - За 1
is , % св.40 ч еч м (Ч еп еч сч (Ч й t- еч
S,
стельное удлинен ДЛЯ ТОЛЩИН, Ml св.20 ДО 40 0О чо (Ч а а ч еч еч 0» ч- *«
Относи до 20 оо а еч а еч 8 а
ж X х" § св. 100 енее 1 185 (20) 205 (21) (12) 502 225 (23) 235 (24) 255 (26) 255 (26) 295 (30)
мм2) для тол. св* 40 до 100 X X 1 215 (22) | (£2) $11 225 (23) 235 (24) (52) $п 265 (27) 265 (27) 295 (30)
мм2 (кгс/i св. 20 ДО 40 1 225 (23) 235 (24) 235 (24) 245 (25) 255 (26) 275 (28) 275 1 (28) I 305 (31)
S
i У св.Ю ДО 20 1 235 (24) 245 (25) 245 (25) 255 (26) 265 (27) 285 (29) 285 (29) 315 (32)
Й
5
£ с ДО 10 1 235 (24) 255 (26) 255 (26) 265 (27) 285 (29) 295 (30) 315 (32)
11 О * 480 •49) I
ц <j я * 3 >300(3: -460 -47) -480 -49) 370- (38- -510 -52) О — ю ч -630 -64) -630 -64) ее 590 3)
Временное нне о>, Н/м для толщин, 1 ДО 10 | 1 Не менее 360- (37- 370- (38- 380—490 (39-50) 400- (41- 410— (42- 490— (50- 490- (50- Не мен (б<
Марка стали СтО СтЗкп СтЗпс СтЗсп Ст4кп я о О С «п и Ст5сп Стбпс, Стбсп
ж
я
К
В
в
к
й
5
g
е
V
К
№
№
w
Ж
ж
о
«
о
к
I
I
2 и
a я
&s
к
к
£
ЕС
ЕС
ч
?
й
й
ев
а
в
К
К
8
•е
в
5
к
к
о
к
к
ч
2
о
К
л
5
g а и
«=с “ s
-• g 5
О у
ч К £
з s g
8 в 2
в л о
ш
се,;
Я6
65
Таблица 7.26
Значения ударной вязкости
Марка стали Толщина проката, мм Тип образца по ГОСТ 9454-78 Ударней вязкость KCU, Дж/см2 (кгс-м/ см2), ие менее
при температуре, ’С после мехами- ческого стврения
+ 20 —20
5—9 3 108(11) 49(5) 49(5)
СтЗпс, СтЗсп 10—25 1 98(10) 29(3) 29(3)
26—40 1 88(9) — —
5—9 3 98(10) — —
Ст4пс« Ст4сп 10-25 1 88(9) — —
26-40 1 69(7) — —
Примечания; 1. Знак “—“ означает, что испытание не проводится.
2. Определение ударной вязкости проката круглого сечения проводят, начиная с
диаметра 12 мм, квадратного — начиная со стороны квадрата 11 мм, фасонного —
с толщин, из которых могут быть вырезаны образцы типов 1 и 3 по ГОСТ 9454-78.
3. Прн испытании проката на ударную вязкость допускается снижение величины
ударной вязкости на одном образце на 30%, прн этом среднее значение должно быть ие
J иже норм, указанных в таблице.
Таблица 7.3
Виды сортовой стали
Сталь Форма сечения прутков
Круг Квадрат Шестигранник Полоса
ГОСТ
Горячекатаная 2590-88 2591-88 2879—88 103—76
Кованая 1133—71 1133-71 — 4405-73
Калиброванная 7417-75 8559-75 8560 —78 —
Серебрянка 14955-79 — — —
Таблица 7.4
Основные стандарты на виды поставок____________________
Вид поставки Стандарт
Прокат сортовой ГОСТ 535-88, ГОСТ 1050-88, ГОСТ 4543-71
Лист ГОСТ 19903-74
Уголки ГОСТ 8509-86, ГОСТ 8510-86
Швеллеры ГОСТ 8240-89
Балки двутавровые ГОСТ 8239-89
Трубы ГОСТ 8731-87, ГОСТ 8734-75, ГОСТ 10706-76
Гнутые профили ГОСТ 19771-74, ГОСТ 8278-83
Поковки ГОСТ 8479-70
Полоса ГОСТ 103-76
Отливки стальные ГОСТ 977-88
Отливки чугунные ГОСТ 1412-85
бб
Таблица 7.3
Сортамент круглой, квадратной и шестигранной стали
Номи- нальный размер, мм Круг Квадрат Шестигранник Допуск (мм) при точности
Площадь сечения, мм2 Масса 1м» кг Площадь сечения, мм2 Масса 1м, кг Площадь сечения, мм2 Масса 1м, кг обыч- ной (В) повышен- ной (Б.П) ВЫСО- КОЙ (А)
5.0 19,6 0,15 25,0 0,20
5,5 23,8 0,19 — — —- —
6,0 28,3 0,22 36,0 0,28 — — + 0,2
6,3 31,2 0,24 — — —0,5 + 0,1
6,5 33,2 0,26 — — — ( + 0,1)* —0,2
7,0 38,5 0,30 49,0 0,39 — — (—0,3)
8,0 50,3 0,39 64,0 0,50 55,4 0,43
9,6 63,6 0,50. 81,0 0,64 70,1 0,55
10,0 78,5 0,62 100 0,79 86,7 0,68
11,0 95,0 0,75 121 0,95 104,8 0,82 + 0,3
12,0 113,1 0,89 144 1,13 124,7 0,98 —0,5
13,0 132,7 1,04 169 1,33 146,3 1,15 + 0,1 + 0,1
14,0 153,9 1,21 196 1,54 169,7 1,33 -0,5 -0,3
15,0 170,7 1,39 225 1,77 194,8 1,53
16,0 201,1 1,58 256 2,01 221,7 1,74
17,0 227,0 1,78 289 2,27 249,0 1,96
18,0 254,5 2,00 324 2,54 280,6 2,20
19,0 283,5 2,23 361 2,82 312,6 2,45
20,0 314,2 2,47 400 3,14 346,4 2,72 + 0,2
21,0 346,4 2,72 441 3,46 282,2 3,00 + 0,4 —0,5 + 0,2
22,0 380,1 2,98 484 3,80 419,1 3,29 -0,5 ( + 0,2)* —0,3
23,0 415,5 3,26 529 4,15 (-0.4)
24,0 452,4 3,55 576 4,52 491,6 3,86
25,0 490,9 3,85 625 4,91 541,2 4,25
26,0 530,9 4,17 676 5,30 584,7 4,59
27,0 572,6 4,49 —
28,0 615,8 4,83 784 6,15 679,0 5,33
29,0 660,5 5,18 841 6,60
30,0 706,9 5,55 900 7,06 779,4 6,12
31,0 754,8 5,92 961 7,54 — —
32,0 804,2 6,31 1024 8,04 886,8 6,96
33,0 853,3 6,71 1089 8,55 — . + 0,2
34,0 907,9 7,13 1156 9,07 1000,1 7,86 —0,7
35,0 962,1 7,55 1225 9,62 — —- + 0,4 ( + 0,2)*
36,0 1018,0 7,99 1296 10,17 1122,0 8,81 -0,7 (—0,6) + 0,2
37,0 1075,0 8,44 1369 10,75 — —- —0,5
38,0 1134,0 8,90 1414 11,24 1251,0 9,82
39,0 1195,0 9,38 1521 11,94 — —
40,0 1257,0 9,86 1600 12,56 1386,0 10,88
41,0 1320,0 10,36 1681 13,20 — —
42,0 1385,0 10,88 1764 13,85 1527,0 11,99
43,0 1452,0 11,40 — /0,4 + 0,2
44,0 1520,0 11,94 — — —. — —0,1 —0,1
45,0 1590,0 12,48 2025 15,90 1754,0 13,77 ( + 0,2)* ( + 0,2)*
46,0 1662,0 13,05 2116 16,61 — — (-0,9) (-0,7)
47,0 1735,0 13,75 — — —
48,0 1810,0 14,20 2304 18,09 2000,0 15,66
67
Таблица 7.5 (продолжение)
Номи- Круг Квадрат Шестигранник Допуск (мм) при Tt )ЧНОСТН
иальный Площадь Масса Площадь Масса Площадь Масса обыч- повышен- высо-
размер, сечения, 1м» кг сечения, 1м, кг сечения, 1м, кг ной (В) ной кой (А)
мм мм2 мм2 мм2 (Б,П)
50,0 1964,0 15,42 2500 19.62 2164,0 16,99
52,0 2124,0 16,67 2704 21,23 2340,0 18,40
53,0 2206,0 17,32 — — —- — + 0,4 + 0,2 + 0,2
54,0 2248,0 17,65 — — —- — —0,1 —1,0 -0,8
55,0 2376,0 18,65 3025 23,75 2620,0 20,58 ( + 0,2)* ( + 0,2)*
56,0 2463,0 19,33 — — — — (-0,9) (—0,7)
58,0 2642,0 20,74 3364 26,40 —
60,0 2827,0 22,19 3600 28,26 3118,0 25,50
62,0 3019,0 23,70 — — — —
63,0 3117,0 24,47 3969 31,16 3437,0 26,98 + 0,5 + 0,3 + 0,3
65,0 3318,0 26,05 4225 33,17 3659,0 28,70 -1,1 -1,1 -0,9
67,0 3526,0 27,68 — — — —
68,0 3632,0 28,51 — — — — ( + 0,3)*
70,0 3848,0 30,21 4900 38,46 4243,0 33,30 (—1,0)
72,0 4072,0 31,96 — — — —
75,0 4418,0 34,68 — — 4871,0 38,24
78,0 4778,0 37,51 5625 44,16 —
80,0 5027,0 39,46 6400 50,24 — — + 0,3 + 0,3
82,0 5281,0 41,46 — — — — -1,3 —1,1
85,0 5675,0 44,55 7225 56,72 6257,0 49,12 + 0,5 ( + 0,4)*
90,0 6368,0 49,94 8100 63,58 7015,0 55,07 —1,3 (—1,2)
95,0 7088,0 55,64 9025 70,85 7816,0 61,36
100,0 7854,0 61,65 10000 78,5 8680,0 67,98 + 0,4
105,0 8659,0 67,97 10812 84,9 — — + 0,6 —1,7
110,0 9503,0 74,60 11866 93,1 — — — 1,7 ( + 0,5)»
115,0 10387,0 81,54 13225 103,8 — -— (-1,5)
120,0 11310,0 88,73 14122 110,9
125,0 12272,0 96,33 15323 120,3 + 0,8 + 0,6
130,0 13273,0 104,20 16598 130,3 —2,0 —2,0
135,0 14314,0 112,36 — — —
140,0 15394,0 120,34 18537 145,5
145,0 — — 21025 164,0
150,0 17672,0 138,72 22068 173,2
160,0 20106,0 157,83 25357 198,8
170,0 22698,0 178,18 28596 224,2
180,0 25447,0 199,76 32091 251,6 — — + 0,9
190,0 28353,0 222,57 35650 279,5 -2,5
200,0 31416,0 246,62 39553 310,1 Не устанавливается
210,0 34636,0 271,89
220,0 230,0 38013,0 41548,0 298,40 326,15 Прокат больших размеров поставляет- + 1,2 —3,0
240,0 45239,0 335,13 ся по соглашению сторон
250,0 49088,0 385,34
Примечание: * — допускаемые отклонения относятся только к шестиграннику,
который изготовляется лишь обычной и повышенной точности.
6S
7.2. Сталь углеродистая качественная
Таблица 7.6
Назначение углеродистой качественной стали
Марка Назначение
08,08 кп, 10,10кп Без термической обработки: трубки, прокладки, шайбы, бачки, корпуса, диафрагмы, заклепки, кожуха, ушки, диски, ленты тормозов, крышки, муфты, шпильки и другие детали высокой пластичности общего машиностроения. После цементации и цианирования: втулки, ушки, коромысла, оси звеньев цепи, вкладыши и другие детали, от которых требуется высокая поверхностная твердость и низкая прочность сердцевины.
15,15кп, 20, 20кп, 25 Без термической обработки или после нормализации: кованые крюки и петли, вилки и щеки подвесок, серьги, траверсы и аналогичные детали подъемных кранов. После цементации и цианирования: детали, от которых требуются высокая поверхностная твердость и невысокая прочность сердцевины: кулачковые ва- лики, рычаги, оси, втулки, вкладыши, малонагруженные шестерни, крепежные детали, фрикционные диски, упоры, пальцы, звездочки, шпильки, оси ба- лансиров и катков и другие детали общего машиностроения.
30, 35 Без термической обработки: оси, рычаги, тяги, фланцы, валики и другие малонагруженные детали. После закалки и низкого отпуска (HRC 30-40): мелкие детали, к которым преъявляются требования повышенной прочности. После нормализации или закалки и высокого отпуска: тяги, оси, звездочки, траверсы и др. После жидкостной цементации: установочные и крепежные винты, гайки, авездочки, диски, втулки и другие детали, к которым предъявляют требования высокой поверхностной твердости.
40, 45 После закалки и отпуска (HRC 40-50): детали средних размеров несложной конфигурации, к которым предъявляют требования повышенной твердости и прочности, работающие без ударных нагрузок ролики,валики, цапфы, втулки, муфты, рычаги и т.п. После улучшения: — детали, работающие прн небольших скоростях и средних удельных давлениях: шестерни, валы, работающие в подшипниках качения, шлицевые валики, втулки зубчатых муфт, оси, валы-шестерни и др. детали. После поверхностного упрочнения с нагревом ТВЧ — детали средних и крупных размеров, к которым предъявляются требования высокой поверхност- ной твердости и повышенной износостойкости прн малой деформации.
50, 55 После нормализации с отпуском и закалки с отпуском: валы, шестерни, муфты, штоки, валы-шестерни, пружины и др. детали. Оси, шестерни, экс- центрики и другие детали, работающие на трение, ходовые колеса и катки, тормозные шкивы, опорно-поворотные устройства, пальцы муфт и тормозов.
60 Круглые и плоские пружины различных размеров, замковые шайбы и другие детали, работающие в условиях трения и под действием статических и виб- рационных нагрузок.
75 Ходовые колеса кранов и тележек.
65Г Ходовые колеса кранов н тележек, катки опорно-поворотных устройств, пру- жинные шайбы, неответственные пружины.
69
Таблица 7.7 J
Химический состав проката (ГОСТ 1050-88)
Марка стали Массовые доли элементов, %
углерода кремния марганца хрома, не более
О5кл Не более 0,06 Не более 0,03 Не более 0,40 0,10
08 кл 0,05—0,12 Не более 0,03 0,25-0,50 0,10
О8пс 0,05—0,11 0,05—0,17 0,35—0,65 0,10
08 0,05—0,12 0,17—0,37 0,35—0,65 0,10
Юкп 0,07—0,14 Не более 0,07 0,25—0,50 0,15
?0пс 0,07—0,14 0,05-0,17 0,35—0,65 0,15
10 0,07—0,14 0,17—0,37 0,35—0,65 0,15
Икл 0,05—0,12 Не более 0,06 0,30—0,50 0,15
15кп 0,12—0,19 Не более 0,07 0,25—0,50 0,25
15пс 0,12—0,19 0,05—0,17 0,35—0,65 0,25
15 0,12—0,19 0,17—0,37 0,35—0,65 0,25
18кп 0,12—0,20 Не более 0,06 0,30—0,50 0,15
20кп 0,17—0,24 Не более 0,07 0,25—0,50 0,25
20 пс 0,17—0,24 0,05—0,17 0,35—0,65 0,25
20 0,17—0,24 0,17—0,37 0,35—0,65 0,25
25 0,22—0,30 0,17—0,37 0,50—0,80 0,25
30 0,27—0,35 0,17—0,37 0,50—0,80 0,25
35 0,32—0,40 0,17—0,37 0,50—0,80 0,25
40 0;37—0,45 0,17—0,37 0,50—0,80 0,25
45 0,42—0,50 0,17—0,37 0,50—0,80 0,25
50 0,47—0,55 0,17—0,37 0,50—0,80 0,25
55 0,52—0,60 0,17—0,37 0,50—0,80 0,25
58(55пп) 0,55—0,63 0,10—0,30 Не более 0,20 0,15
60 0,57—0,65 0,17—0,37 0,50—0,80 0,25
75* 0,72—0,80 0,17-0,37 0,50—0,80 0,25
65Г* 0,62—0,70 0,17—0,37 0,90—1.20 0,25
Примечания: 1. По степени раскисления сталь обозначают: кипящую — кп,
полуспокойную — пс, спокойную — без индекса.
2. Сталь марки 05кп не допускается к применению во вновь создаваемой
и модернизируемой технике.
* Стали марок 75 и 65Г по ГОСТ 14959-79.
70
Таблица 7.8
Механические свойства проката в состоянии поставки
Марка стали Механические свойства, ие менее
Предел текучести От, Н/мм* (кгс/мм*) Временное сопротивление разрыву ов, Н/мм* (кгс/мм*) Относитель- ное удлине- ние, 4s. % Относитель- ное су- жение, V, % Ударная вязкость KCV, Дж/см* (кгс- м/см*) Предел вы- носливости , а-,, Н/мм* (кгс/мм*)
08 196 (20) 325 (33) 33 60 —
10 205 (21) 335 (34) 31 55 — 155 (16)
15 225 (23) 370 (38) 27 55 — 196 (20)
20 245 (25) 410 (42) 25 55 — 205 (21)
25 275 (28) 450 (46) 23 50 88 (9) 205 (21)
30 295 (30) 490 (50) 21 50 78 (8) 215 (22)
35 315 (32) 530 (54) 20 45 69 (7) 245 (25)
40 335 (34) 570 (58) 19 45 59 (6) 255 (26)
45 355 (36) 600 (61) 16 40 49 (5) 275 (28)
50 375 (38) 630 (64) 14 40 38 (4) 280 (28,5)
55 380 (39) 650 (66) 13 35 — —
58(55пп) 315 (32) 600 (61) 12 28 — —
60 400 (41) 680 (69) 12 35 — —
75 890 (90) 1000(110) 7 30 — —
65Г 430 (44) 740 (75) 9 — — —
Примечания: 1. Нормы механических свойств, приведенных в таблице, относятся
к прокату диаметром или толщиной до 80 мм. Для проката диаметром или толщиной
свыше 80 мм допускается снижение относительного удлинения на 2% Табс.) и
относительного сужения на 5% (абс.).
Нормы механических свойств для заготовок, перекованных из прутков диаметром
или толщиной свыше 120 до 250 мм на прокат диаметром или толщиной от 90 до 100 мм
должны соответствовать нормам, приведенным в таблице.
2. По согласованию изготовителя с потребителем для стали марок 25...60 допускается -
снижение временного сопротивления на 20 Н /мм2 (2 кгс /мм2) по сравнению с нормами,
указанными в таблице, при одновременном повышении норм относительного удлинения
на 2% (абс.).
3. Предел выносливости для сталей 10...45 после нормализации (850 С), для сталей
50...55 — после нормализации с отпуском (600-650 С).
4. Свойства стали марки 75 — после закалки и отпуска, для стали 65Г — после
нормализации.
Таблица 7.9
bJ
Механические свойства калиброванных прутков
Натерто ванные Отожженные или высокоотпущенные
Временное Относительное Относительное су- Число твер- Временное Относительное Относительное Число твер-
Марка сопротивление удлинение* жение, дости сопротивление удлинение, сужение, дости
разрыву ов, is. % V. % НВ разрыву о>, is, % *. % НВ
Н/мм2 Н/мм2 (кгс/мм2)
(кгс/мм2) <
не менее ие более не менее не более
08 131 — — —
10 410 (42) 8 50 143 290 (30) 26 55 —
15 440 (45) 8 45 149 340 (35) 23 55 —
20 490 (50) 7 40 163 390 (40) 31 50 —
25 540 (55) 7 40 170 410 (42) 19 50 —
30 560 (57) 7 35 179 440 (45) 17 45 —
35 590 (60) 6 35 207 470 (48) 15 45 —
40 610 (62) 6 35 217 510 (52) 14 40 187
45 640 (65) 6 30 229 540 (55) 13 40 197
50 660 (67) 6 30 241 560 (57) 12 40 207
55 — — 255 — — — 217
58(55пп) — — 255 — — — 217
60 — — — 255 — — *— 229
Таблица 7.10а
Механические свойства проката после закалки и отпуска
Механические свойства проката (после закалки и отпуска) размером
до 16 мм от 16 до 40 мм от 40 до 100 мм
Марка Предел теку- Временное Отиоситель- Работа Предел теку- Временное Отиоситель- Работа _ Временное Относи- _ - Предел теку- Работа
стали сопротивле- чести г ное удара г сопротивле- чести ное удара сопротивле- тельное чести _ удара
<*г, Н/мм2 удлинение, КС, Дж От, Н/мм2 ние РМРЫ" удлинение, КС, Дж Н/мм2 ине разры- удлинение,/с
(кгс/мм2) н/ is, °А (кгс-м) (кгс/мм2) н/мм2 (кгс-м) (кгс/мм2) is % (кгс-м)
(кгс/мм') не менее (кгс/мм1) не менее (кгс/мм') не менее
25 375 550-700 19 15 315 500—650 21 35 —
(38) (56—71) (3,5) (32) (51—66) (3,5)
30 400 600—750 18 30 355 550—700 20 30 295 500—650 21 30
(41) (61-76) (3,0) (36) (56-71) (3,0) (30) (51-66) (3,5)
35 430 630—780 17 25 380 600—750 19 25 315 550—700 20 25
(44) (64—80) (2,5) (39) (61—76) (2,5) (32) (56-71) (2,5)
40 460 650—800 К 20 400 630—780 18 20 355 600—750 19 20
(47) (66-82) (2,0) (41) (64—80) (2,0) (36) (61—76) (2,0)
45 490 700-850 14 15 430 650—800 16 15 375 630-780 17 15
(50) (71-87) (1,5) (44) (66-82) (1,5) (38) (64-80) (1,5)
50 520 750—900 13 — 460 700—850 15 — 400 650—800 16 —
(53) (76-92) (47) (71-87) (41) (66—82)
55 550 800—950 12 — 490 750—900 14 — 420 700—850 15 -
(56) (82-97) (50) (76—92) (43) (71-87)
60 580 850—1000 11 — 520 800—950 13 — 450 750—900 14 —
(59) (87—102) (53) (82—97) (46) (76-92)
Таблица 7.106
Режимы термической обработки заготовок для контроля механических свойств
Марка стали Закалка Отпуск
Температура нагрева, *С Среда охлаждения Температура нагрева, *С
25 860—900 вода
30 850—890
30 840—880 550—600
40 830— 870 вода или масло Охлаждение на воз-
45 820—860 ДУ хе
50 810—850
55 805—850 масло или вода
60 800—840
Таблица 7.11
Параметры марочных полос (пределы колебаний твердости HRC и HRB
по длине торцового образца) ГОСТ 1050-88___________________________
Расстояние от торца, мм Твердость для полос прокаливания
Стали марок
35 40 45
макс. мин. макс. мин. макс. мин.
1,5 HRC 56 HRC 48 HR С 57 HR С 49 HR С 58 HRC 49
3,0 HRC 54 HRC 43 HRC 56 HRC 44 HRC 56 HRC40
4,5 HRC 48 HRC25 HRC 51 HRC 38 HRC 53 HRC 27
6,0 HRC 36 HRC 21 HRC 36 HR С 24 HRC 41 HRC23
7,5 HRC 29 HRC 18 HRC 32 HRC 22 HR С 35 HR С 21
9,0 HRC 28 .. . HRB 94 HRC 30 HRC20 HRC 31 HRC 20
10,5 HRC27 HRB 93 HRC 28 HR С 18 HRC 30,5 HRC 19
12,0 HRC 26 HRB 92 HRC 27 HRB 94 HRC 29 HRC 18
13,5 HRC 25,5 HRB 91 HRC 26 HRB 93 HRC 28 HRB 94
15,0 HRC25 HRB 90 HRC 25,5 HRB 92 HRC 27,5 HRB 93
16,5 HRC 24,5 HRB 89 HR С 25 HRB 91 HRC 27 HRB 92
18,0 HRC 24 HRB 88 HRC 24,5 HRB 89 HRC 26,5 HRB 91
19,5 HRC 23,5 HRB 87 HRC 24 HRB 88 HRC 26 HRB 90
21,0 HRC 23 HRB 86 HRC 23,5 HRB 87 HRC 25 HRB 89
24,0 HRC 22 HRB 85 HRC 23 HRB 86 HRC 24 HRB 88
27,0 HRC 21 HRB 84 HRC 22 HRB 85 HRC 23 HRB 87
30,0 HRC 20 HRB 83 HRC 21 HRB 84 HRC 22 HRB 86
33,0 — — HRC 20,5 HRB 83 — -—
36,0 — — HRC 20 HRB 82 — —
39,0 — — — — — —
Г,.р-змент и виды поставки качественной стали соответствуют данным табл. 7.3—7-5.
74
73. Сталь легированная
Таблица 7.12
Назначение легированной стали
Марка Назначение
20Г Без термической обработки — трубки, втулки, штуцера, вкладыши, шайбы, башмаки и др. детали. После улучшения — для ваклепок ответственного назначения. После цементации и цианирования — фрикционные диски, кулачковые валики, болты, гайки и др. малоответственные детали, от которых требуется высокая поверхностная твердость и невысокая прочность сердцевины.
30Г.40Г, 50Г Болты, шпильки, диски трения, шестерни, тормозные рычаги, оси катков и направля- ющих колес, полуоси, шлицевые валы и другие детали общего машиностроения, а в холоднотянутом состоянии — болты и гайки высокой прочности.
15Х.20Х Мелкие шестерни, оси, втулки, направляющие планки, червячные валы, упорные диски и др.
35Х Оси, валы, шестерни, пальцы, втулки, болты и другие детали в общем машиностро*
енни.
40Х.45Х Оси, валы, вал-шестерени, кольца, шестерни, втулки, пальцы и другие детали, работа- ющие иа истирание без значительной ударной нагрузки.
50Х Оси, валы, крупные шестерни, упорные кольца и др.
40ХН.45ХН Шестерни, болты, вал-шестеренн, рычаги, оси, штоки, червячные валы, кулачковые муфты и др.
Таблица 7.13
Химический состав (ГОСТ 4543-71)
Группа стали Марка стали Массовая доля элементов,%
углерод кремний марганец хром никель
20Г 0,17—0,24 0,17—0,37 0,70—1,00 —
Мартан- ЗОГ 0,27-0,35 0,17—0,37 0,70—1,00 —
цовистая 40Г 0,37—0,45 0,17—0,37 0,70-1,00 — —
50Г 0,48—0,56 0,17—0,37 0,70-1,00 — —
15Х 0,12—0,18 0,17—0,37 0,40—0,70 0,70—1,00 —
20Х 0,17—0,23 0,17—0,37 0,50—0,80 0,70—1,00 —
35Х 0,31—0,39 0,17—0,37 0,50—0,80 0,80—1,10 —
Хромистая 38ХА 0,35—0,42 0,17—0,37 0,50—0,80 0,80—1,10 —
40Х 0,36—0,44 0,17—0,37 0,50—0,80 0,80—1,10 —
45Х 0,41—0,49 0,17—0,37 0Д0—0,80 0,80—1,10 —
50Х 0,46—0,54 0,17—0,37 ОДО—0,80 0,80—1,10 —
12ХН 0,09—0,15 0,17—0,37 0,30—0,60 0,40—0,70 0,50—0,80
Хромонике- 20 ХН 0,17—0,23 0,17—0,37 0,40—0,70 '0,45—0,75 1,00-1,40
левая 40ХН 0,36—0,44 0,17—0,37 0,50—0,80 0,45—0,75 1,00—1,40
45 ХН 0,41—0,49 0,17—0,37 0,50—0,80 0,45—0,75 1,00—1,40
Примечание: 5 и Р — не белее 0,035% каждого.
75
Таблица 7.14
Механические свойства
Группа стали Марка стали Термообработка Предел те- кучести On Н/мм2 (кгс/мм2) Временное сопротивле- ние разры- ву «В» Н/мм2 (кгс/мм2) Относи- тельное удлине- ние is, % Относи- тельное суже- ние^, % Ударная вязкость KCV, Дж/см2, (кгс-м/см2) Диаметр отпечат- ка, мм Число твер- дости, НВ, не бо- лее Предел вы- носливости ff-i. Н/мм* (кгс/мм2)
Закалка Отпуск
Температура, "С Среда охлаж- дения Тем- пера- тура, "С Среда охлаж- дения
1-я за- калка или нор- мали- зация 2-я за- калка не менее
Мартам- цовис- тая -J 20Г 880 Воздух 275(28) 450(46) 24 50 43 179 230 (233)*
зог 860 — Вода или воздух 600 Воздух 315(32) 540(55) 20 45 78(8) 4,3 197 355 (36)**
40Г 860 — Вода или воздух 600 Воздух 355(36) 590(60) 17 45 59(6) 4,2 207 375 (38)**
50Г 850 — Масло или воздух 600 Воздух 390(40) 650(66) 13 40 39(4) 4,0 229 —
Хро- мистая их 88б 770—820 Вода или масло 180 Воздух или масло 490(50) 690(70) 12 45 69(7) 43 179 —
20Х 880 770—820 Вода или масло 180 Воздух или масло 635(65) 780(80) 11 40 59(6) 43 179 —
35Х 860 — Масло 500 Вода или масло 735(75) 910(93) 11 45 69(7) 4,3 197 —
38ХА 860 — Масло 550 Вода или масло 785(80) 930(95) 12 50 88(9) 4,2 207 335 (34)**
40Х 860 — Масло 500 Вода или масло 785(80) 980(100) 10 45 59(6) 4,1 217 375 (38)**
45Х 840 — Масло 520 Вода или масло 835(85) 1030(105) 9 45 49(5) 4,0 229 595 (60)**
50Х 830 — Масло 520 Вода или масло 885(90) 1080(110) 9 40 39(4) 4,0 229 705 (71)**
Продолжение таблицы 7.14
Группа стали Марка стали Термообработка Предел те- кучести От» Н/мм2 (кгс/мм2) Временное сопротивле- ние разры- ву о,, Н/мм2 (кгс/мм2) Относи- тельное удлине- ние 3$, % Относи- тельное суже- ние , % Ударная вязкость К СУ, Дж/см2 (кгс-м/см2) Диаметр отпечат- ка, мм Число твер- дости, НВ, не бо- лее Предел вы- носливости <М» Н/мм2 (кгс/мм2 )
Закалка Отпуск
Температура, *С Среда охлаж- дения Тем- пера- тура, ’С Среда охлаж- дения
1-я за- калка или нор- мали- зация 2-я за- калка не менее
Хромо- никеле- вая 12ХН 910 — Вода или масло 150— 180 Воздух 440(45) 410(42) 26 55 — — — —
20ХН 860 760—810 Вода или масло 180 Вода , масло или воз- дух 590(60) 780(80) 14 50 78(8) 4,3 197 —
40ХН 820 — Вода или масло 500 Вода или масло 785(80) 980(100) И 45 69(7) 4,2 207 —
45ХН 820 — Вода или масло 530 Вода или масло 835(85) 1030(105) 10 45 69(7) 4,2 207 —
* — Нормализация
** — Закалка с отпуском
Сортамент и виды поставки легированной стали соответствуют данным табл. 7.3 — 7.5.
7.4. Сталь для отливок
Таблица 7,15 Назначение и свойства стали для отливок
Марка стали Назначение и свойства
15Л Блоки, ролики, корпуса, захваты, шайбы, рычаги, педали, детали сварнолитых конст- рукций с большим объемом сварки и другие детали, подвергающиеся действию ди- намических нагрузок и резким изменениям температуры. Сталь не склонна к росту зерна при нагреве. Свариваемость хорошая.
25Л Шкивы, кронштейны, буксы, корпуса подшипников, рычаги, балансиры, зубчатые колеса, маховики, валы, оси, детали, применяемые в сварнолитых конструкциях с большим объемом сварки и другие детали. Свариваемость хорошая.
ЗОЛ Детали, работающие при средних статических и динамических нагрузках; детали свар- нолитых конструкций. Сталь применяют в нормализованном или улучшенном состоянии.
35Л Тяги, кронштейны, вилки, балансиры, и др. детали, работающие прн средних статических и динамических нагрузках. Сталь применяют в улучшенном состоянии и после поверхно- стного упрочнения с нагревом ТВЧ. Свариваемость удовлетворительная.
40Л, 45Л Корпусы, детали лебедок, тормозные диски, шестерни, зубчатые венцы, колеса, опорные катки и др. детали ответственного назначения, работающие при средних удельных дав- лениях и скоростях и подвергающиеся сильному износу. Сталь применяют в нормализо- ванном и улучшенном состоянии и после поверхностного упрочнения с нагревом ТВЧ. Свариваемость ограниченная.
ЗОЛ, 55Л Шестерни, зубчатые венцы, зубчатые муфты подъемно-транспортных машин, ходовые колеса. Сталь применяют в нормализованном и улучшенном состоянии и после поверхно- стного упрочнения с нагревом ТВЧ.
35ГЛ Диски, звездочки, зубчатые веицы, шкивы, ступицы, вилки, зубчатые колеса, валы, крышки подшипников.
40ГЛ Цепные колеса лебедок и редукторов, шестерни, зубчатые колеса и др. детали, подверга- ющиеся износу и ударным нагрузкам.
20ГСЛ Зубчатые венцы и колеса, втулки, ролики, рычаги, фланцы, шкивы и др. детали повышен- ной прочности.
ЗОГСЛ Рычаги, фланцы, зубчатые венцы, колеса ходовые и др.
40 ХЛ Зубчатые колеса и муфты, фасонные отливки,, отливаемые методом точного литья, отливки небольших сечений и др. детали л общем машиностроении.
ЗОХГСЛ Детали, подвергающиеся ударным нагрузкам и износу. Сталь не технологична для деталей сложной конфигурации, склонна к образованию трещин и поводке при отливке н термиче- ской обработке. Свариваемость ограниченная.
попзл Изделия, требующие повышенной износостойкости при работе с абразивными материалами: зубья и челюсти грейферов.
78
Таблица 7.16
Характеристика отливок
Группа отливок Назначение Характеристика отливок Перечень контроли- руемых показателей
1 Отливки обще- го назначения Отливка для деталей, конфигурация и размеры которых определяются только конструктивными и технологическими соображениями. Внешний вид, размеры, химический состав.
2 Отливки ответ- ственного на- значения Отливка для деталей, рассчитываемых иа прочность и работающих при статичес- ких нагрузках . Внешний вид, размеры, химический состав, ме- ханические свойства: От ИЛИ О» И б .
3 Отливки особо ответственного назначения Отливка для деталей, рассчитываемых на прочность и работающих при цикличес- ких и динамических ударных нагрузках. Внешний вид, размеры, химический состав, ме- ханические свойства: От или <т>, 6, KCV.
Таблична 7.17
Химический состав стали для отливок (по ГОСТ 977-88)
Химический состав, %
Марка стали Углерод Марганец Кремний Фосфор Сера Хром Никель Медь
не более
15Л 0,12—0,20 0,30—0,90 0,20—0,52 •• •« 0,30 0,30 0,30
гол 0,17—0,25 0,35—0,90 0,20—0,52 *• •• 0,30 0,30 0,30
25Л 0,22—0,30 0,35—0,90 0,20—0,52 ♦» •• 0,30 0,30 0,30
ЗОЛ 0,27—0,35 0,40—0,90 0,20—0,52 •* •* 0,30 0,30 0,30
35Л 0,32—0,40 0,40—0,90 0,20—0,52 •* •« 0,30 0,30 0,30
40Л 0,37—0,45 0,40—0,90 0,20—0,52 •• *• 0,30 0,30 0,30
45Л 0,42—0,50 0,40—0,90 0,20-0,52 •• •• 0,30 0,30 0,30
ЗОЛ 0,47—0,55 0,40—0,90 0,20—0,52 •* •• 0,30 0,30 0,30
55Л 0,52—0,60 0,40—0,90 0,20—0,52 0,30 0,30 0,30
20ГЛ 0,15—0,25 1,20—1,60 0,20—0,40 0,040 0,040 0,30 0,30 0,30
35ГЛ 0,30—0,40 1,20—1,60 0,20—0,40 0,040 0,040 0,30 0,30 0,30
20ГСЛ 0,16—0,22 1,00—1,30 0,60—0,80 0,030 0,030 0,30 0,30 0,30
ЗОГСЛ 0,25—0,35 1,10—1,40 0,60—0,80 0,040 0,040 0,30 0,30 0,30
40ХЛ 0,35-0,45 0,40—0,90 0,20—0,40 0,040 0,040 0,80—1,10 0,30 0,30
ЗОХГСЛ 0,30—0,40 1,00—1,30 0,60—0,80 0,040 0,040 0,60—0,90 0,30 0,30
110Г13Л» 0,90—1,20 11,5—14,5 0,40—0,90 0,30 0,30 0,30
• 110Г13Л по ГОСТ 21357-87.
* * Содержание серы и фосфора в зависимости от выплавки.
Таблица 7.18
Содержание серы и фосфора в зависимости от группы отливки
Группа , Сера, % (не более) Фосфор, % (ие более)
отливок Основной Кислой Конверторной Основной Кислой Конверторной
1 0,050 0,060 0,060 0,050 0,060 0,080
2 0,045 0,060 0,050 0,040 0,060 0,070
3 0,045 0,050 — 0,040 0,050 —
79
с
Ударная вяз- кость KCV, Дж/см2 8 I 8 Закалка и отпуск 1 1 Й222Й8Й88 1 823 1
Относитель- ное сужение. 1 1Й288888Й2 1 2ЙЙЙ
Относитель- ное удлине- ние, 3, % 1 ।Й22222222 1 222Й
। Временное , сопротивле- 1 ние о» 1 Н/хм2 1
Предел текучести аг, Н/мм1 1 । 888888838 I 3888
Ударная вяз- кость KCV, Дж/см2 Нормализация или нормализация с отпуском | 883ЙЙ88ЙЙ8888 | ° 1
Относитель- ное сужение, К % 35 1 35 30 30 25 25 20 20 13 25 20 30 25 25
Относитель- ное удлине- ние, 3, % 1 М | 22 19 1 17 1 15 14 12 1 11 10 13 12 13 14 14
Временное сопротивле- ние <7В, Н/мм2 §882888388888 1 § 1
Предел текучести а,, Н/мм2 8 ® 3 3 88 °38 8 88 8|8|
СЧ
s s
Н
80
7.5. Чугун с пластинчатым графитом для отливок (ГОСТ 1412-85)
Для изготовления отливок предусматриваются следующие марки чугуна: СЧ10,
СЧ15, СЧ20, СЧ25, СЧЗО, СЧ35.
По требованию потребителя для изготовления отливок допускаются марки чугуна
СЧ18, СЧ21, СЧ24.
Условное обозначение марки включает буквы СЧ — серый чугун и цифровое
обозначение величины минимального временного сопротивления при растяжении в
МПа 10'1.
Таблица 7.20
Химический состав чугуна по ГОСТ 1412-85.
Марка Массовые доли элементов, %
Углерод Кремний Марганец Фосфор Сера
ие б □лее
счю 3,5—3,7 2,2—2,6 0,5-0,8 0,3 0,15
СЧ15 3,5—3,7 2,0—2,4 0,5-0,8 0,2 0,15
СЧ20 3,3-3,5 1,4—2,4 0,7—1,0 0,2 0,15
СЧ25 3,2-3,4 1,4—2,2 0,7—1,0 0,2 0,15
СЧЗО 3,0-3,2 1,3—1,9 0,7-1,0 0,2 0,12
СЧ35 2,9-3,0 1,2—1,5 0,7-1,1 0,2 0,12
Примечание: Допускается низкое легирование чугуна различными
элементами (хромом, никилем, медью, фосфором и др.)
Таблица 7.21
Назначение чугунных отливок
Марка чугуна Назначение
счю Неответственные отливки, противовесы, грузы, крышки, стаканы, кронштейны, корпуса подшипников.
СЧ15.СЧ20 Массивные отливки, крупные червячные и зубчатые колеса.
СЧ25.СЧ30 Корпуса крановых редукторов.
СЧ35 Особо ответственные отливки, зубчатые и червячные колеса ручных лебедок.
Таблица 7.22
Соотношения между прочностными характеристиками чугуна
ов, Н/мм1 (кгс/мм’) 100—150 (10-15) 150—200 (15—20) 200—250 (20-25) 250-290 (25-30) 290—340 (30-35) 340-390 (35-40)
ос: о® 3,6-4,5 3,6—4,5 3,4-4,2 3,2—3,8 3,0-3,4 2,4-3,2
<*и • О® 2,0-2,5 1,8—2,3 1,6-2,1 1,4-1,9 1,2—1,7 —
Тф: о® 1,5-1,8 1,3—1,8 1,2—1,5 1,2-1,5 1.1 —1,4 1,0-1,2
тв: о* 1,8—2,0 1,2—1,7 1,2-1,6 1,2-1,6 1,2—1,5 1,2-1,5
о_|: ав — 0,55—0,52 — 0,50—0,46 — 0,45-0,43
Примечание: ас — предел прочности при сжатии;
о, — предел прочности при изгибе;
тср — предел прочности при срезе;
т, — предел прочности при кручении;
о_, — предел усталости.
81
Таблица 7.23
Ориентировочные данные о временном сопротивлении при растяжении и твердости
в стенках отливки различного сечения по ГОСТ 1412-85_____________________
Марка чу- гуиа Толщина стенки отливки, мм
4 8 15 30 50 80 .150
Временное сопротивление при растяжении, МПа, не меиее
счю 140 120 100 80 75 70 65
СЧ15 220 180 150 ПО 105 90 80
СЧ20 270 220 200 160 140 130 120
СЧ25 310 270 250 210 180 165 150
счзо 330 300 260 220 195 180
СЧ35 — 380 350 310 260 225 205
Твердость, НВ, ие более
СЧЮ 205 200 190 185 156 149 120
Г- 241 224 210 201 163 156 130
СЧ20 255 240 230 215 170 163 143
СЧ25 260 255 245 238 187 170 156
СЧЗО 270 260 250 197 187 163
СЧ35 — 290 275 270 229 201 179
Примечания: 1. Значения временного сопротивления при растяжении и твердости в
реальных отливках могут отличаться от приведенных в таблице.
2. Значения временного сопротивления при растяжении и твердости в стенке отливки
толщиной 15 мм приближенно соответствуют аналогичным значениям в стандартной
заготовке диаметром 30 мм.
Виды поставок соответствуют данным табл. 7.4.
Литература.
1. Марочник стали и сплавов. Министерство тяжелого энергетического и
транспортного машиностроения. М.: ЦНИИТМАШ. 1971
2. Машиностроительные материалы. Под. ред. В. М. Раскатова. Краткий справочник.
Изд. 3. М.: Машиностроение. 1980.
3. Материалы в машиностроении. Выбор и применение. Справочник. Под ред.
И. В. Кудрявцева. М. : Машиностроение. 1967.
4. Общетехническяй справочник. Под ред. Е. А. Скороходова. М. Машиностроение.
1989.
82
ЧАСТЬ г КРАНОВЫЕ МЕХАНИЗМЫ И ИХ УЗЛЫ
ГЛАВА 8. МЕХАНИЗМ ПОДЪЕМА
8.1. Исходные данные
При проектировании механизма
подъёма задают:
— массу номинального груза, т^, кг;
— массу грузозахвата, тгв, кг;
— скорость подъёма груза, V, м/с ;
— номинальную высоту подъёма груза,
Я, м;
— режим работы механизма
по ГОСТ 25835-83.
В ходе проектирования последователь-
но выполняется:
— выбор кинематической схемы ме-
ханизма и параметров подвески;
— определение диаметров каната, блоков
и барабана;
— определение длины барабана;
— определение типа электродвигателя и
системы регулирования привода;
— проектирование опорных узлов бараба-
на;
— расчёт муфты на участке редуктор-ба-
рабан;
— выбор передаточного отношения редук-
тора, уточнение фактической скорости
подъёма груза и корректировка (при
несбхсдимссти) диаметра барабана;
— выбор типоразмера редуктора и пара-
метров открытой передачи;
— выбор тормоза;
— проверка промежуточных валов.
Данная глава содержит общие ука-
зания по определению расчётных нагрузок
для выбора типоразмеров основных узлов
(барабана, редукторов, муфт, подшип-
ников) и расчёта деталей кинематической
цепи механизма на этапе общей компо-
новки механизма подъёма.
Проверочные расчёты отдельных эле-
ментов выполняются по указаниям соот-
ветствующих глав.
8.2. Выбор параметров подвески
Механизм подъёма крана разделяется
на передаточный механизм — от привода
до барабана и канатную подвеску груза
через полиспасты кратностью 1п1 с числом
полиспастов тп.
Кратность полиспаста определяется
отношением общего числа ветвей каната,
на которых висит груз, к числу ветвей
каната, наматываемых на барабан.
Произведение тв равно — общему
числу ветвей каната, на которых подвешен
груз.
Номинальное натяжение (Н) набегаю-
щей на барабан ветви каната
("»гр+ тг,3) 9,81
С в --------------------
ином „а
кв Збл_
(8.1)
где уп - КПД полиспаста; — КПД
блока, а — число отклоняющих блоков
между полиспастом и барабаном.
In = G + Чбл + +••••+ ’/«л )z 1п :
Значеиня КПД блока в
зависимости от отношения D6 /dK при
использовании подшипников качения
уточняются по табл. 8.1
Из формулы (8.1) следует, что прн
увеличении кратности и числа полиспастов
снижается номинальное натяжение кана-
та, за счёт чего,может быть уменьшен
диаметр барабана, или, при том же
диаметре барабана и заданной скорости
подъёма, уменьшено передаточное отно-
шение редуктора.
При заданной высоте подъёма это
приводит к увеличению длины барабана,
увеличению числа блоков и ускорению
износа каната.
Варьирование кратности и числа по-
лиспастов позволяет унифицировать в
83
некотором диапазоне грузоподъёмностей и
скоростей подъ&га конструкцию передачи
(на участке от двигателя др барабана). При
этом следует избегать существенного ус-
ложнения схемы подвески с тем, чтобы
потери от увеличения трудоёмкости изго-
товления, ремонта и от снижения надеж-
ности канатно-блочной системы не
превышали выигрыша от унификации и
уменьшения размеров и стоимости пеое-
дачи.
На практике кратность полиспаста
обычно увеличивают с увеличением грузо-
подъёмности механизмов: при малых гру-
зоподъёмностях (до 3 тонн) груз может
подвешиваться без полиспаста, либо на
одном подвижном блоке; при грузо-
подъёмностях свыше 5 тонн обычно приме-
няют сдвоенные полиспасты с кратностью,
возрастающей от двух до четырех при
увеличении грузоподъёмности от 5 до 50
тонн,
83. Выбор диаметра каната и д иаметра
барабана
Величина номинального натяжения
набегающей на барабан ветви каната SH0M
служит исходной для выбора диаметра
каната dK.
Определение требуемого разрывного
усилия каната и порядок выбора диаметра
каната даны в главе 20.
По выбранному диаметру каната опре-
деляется минимальный допустимый ди-
аметр блока и диаметр барабана Dg по
центру оси каната из условия допустимой
величины изгиба проволочек каната при
огибании блока и навивке на барабан.
Дополнительным ограничением при
определении диаметра барабана для задан-
ной высоты подъёма и ширины тележки
является допустимая из конструктивных
соображений длина барабана, в первую
очередь, длина той части барабана, на
которую осуществляется навивка каната.
Если задана высота подъёма груза
Я (м) и минимально допустимая, ог-
раниченная габаритом тележки рабочая
длина барабана для навивки одного конца
каната Zp, (м), то минимальное возможное
значение диаметра барабана по центру оси
каната Dg, (м) определится соотношением:
Dg =dK [Я /п / (wdK тс N )- mJ ,(8.2)
где тс — число слоев навивки каната
на барабан
N = Lp тс ч> /1 - п3, (8.3)
N — число рабочих витков каната иа
барабане; <р — коэффициент неплот-
ности навивки,
<f -1,0 — для нарезных барабанов,
Ч> - 0,9 - 0,95 — для гладких бараба-
нов;
tn — кратность полиспаста;
t — шаг канавки на барабане, опреде-
ляемый соответствующими нормалями;
п3 — число неприкосновенных витков
на барабане, снимающих значительную
часть усилия с крепления и обеспечива-
ющих надежность самого крепления
(па -5 + 6).
При схеме подвески с одним полиспа-
стом рабочая длина барабана также имеет
ограничение по допускаемому наибольше-
му углу отклонения каната от вертикали в
проекции на плоскость, проходящую через
оси вращения барабана и блока, с которого
канат сбегает. В этом случае при заданном
минимальном расстоянии между осями
блока и барабана й^, для условий
наибольшей допускаемой высоты подъёма
максимальная длина рабочей части (м) для
гладкого барабана, используемого при
многослойной навивке,
Anax р в 0,07 Amin,
для нарезного барабана
Ашахр “ 0,20 Лш]Я,
Для сдвоенного полиспаста при на-
ибольшей высоте подъёма груза, когда
Таблица 8.1.
Значения г/ь, в зависимости от отношения Dg /dx
Dg/dx от 15 до 20 свыше 20 до 25 свыше 25 до 40
0,96 — 0,97 0,97 — 0,98 0,98 — 0,99
84
расстояние между осями барабана и блока
равно и В — расстояние между
центрами блоков крюковой обоймы,
ограничение величины угла отклонения
набегающей на барабан ветви каната
обеспечивается за счёт расчётной длины
средней ненарезанной части барабана L,.
(рис. 8.1), которая должна быть в пределах:
В - 0,2 hnta S LCS В + 0,2 Лш1п, (8.4).
Проверка отсутствия перелома каната
на краю реборды блока осуществляется по
указаниям главы 21.
8.4. Тип электродвигателя, система
регулирования, передаточное
отношение редуктора
Для дальнейшего проектирования не-
обходимо определение крутящих моментов
по участкам кинематической цепи ме-
ханизма подъёма, величина которых, при
заданной скорости подъёма, зависит от
принятой номинальной частоты вращения
электродвигателя и передаточного отно-
шения редуктора.
Дтя выбора и проверочного расчёта
элементов кинематической цепи, — тор-
мозов, муфт, валов,' подшипников, —
необходимо определение максимальных
значений крутящих моментов с учётом
динамических перегрузок, величина кото-
рых зависит от принятой системы ре-
гулирования.
Поэтому предварительный выбор типа
и системы регулирования электродвигате-
лей необходимо выполнить до проекти-
рования элементов кинематической цепи
механизма.
Выбор типа двигателя и системы
регулирования в зависимости от конкрет-
ных условий и режима работы механизма
подъёма мостовых и козловых кранов
должен выполняться в соответствии с
указаниями ОСТ 24.090.85-88 “Краны
грузоподъёмные. Нормы расчёта элект-
роприводов". При этом определяется нор-
мальная частота вращения электродви-
гателя, Пц, мин'1, и можно перейти к
определению требуемого расчётного пере-
даточного отношения редуктора меха-
низма подъёма
up - 3,14.D6nH/(6ОУ(П) , (8.5)
где Dg — диаметр барабана по центру
оси каната; 1П— кратность полиспаста.
По величине Up из стандартного ряда
рекомендуется выбрать ближайшее боль-
шее передаточное отношение. При этом
фактическая скорость Уф будет несколько
ниже заданной скорости подъёма V и
затрачиваемая на подъём мощность —
меньше, что можно считать лучшим
вариантом с точки зрения последующего
выбора электродвигателя.
Необходимо, однако, чтобы откло-
нение фактической скорости Уф от задан-
ной У
ДУ - (Уф-У) • 100/У (8.6)
не превышало значений, регламентиро-
ванных техническими условиями иа кра-
ны (обычно не более +15%).
8.5. Нагрузки на барабан, его опорные
узлы и элементы подвески
При расчёте барабана и крепления
каната к барабану а также опорных узлов
барабана и деталей подвески (подшип-
ники, оси), при определении максималь-
ной нагрузки д тя проверки этих элементов
иа прочность учитываются максимальные
динамические нагрузки.
При этом максимальное натяжение
(Я) каната определяется’ по формуле
85
*^znax “ *^ном ^дин> (8.7)
где ТСдии — коэффициент динамических
перегрузок для механизма подъёма.
При определении К№В1 учитываются
динамические нагрузки, возникающие в
неустановившихся процессах при вклю-
чении и торможении механизма подъёма.
Различные расчётные случаи и соот-
ветствующие расчётные зависимости для
определения приведены в главе 3.
Для механизмов подъёма значение
•Кдин обычно не превышает 1,2—1,3.
Конкретное значение при решении
уравнений динамики целиком зависит от
начальных условий, которые принимают-
ся при расчёте, как реализуемые в экстре-
мальных условиях, чаще всего за границей
нормальных приемов управления и правил
эксплуатации кранов. Поэтому макси-
мальные динамические перегрузки прак-
тически не могут быть достаточно досто-
верно подтверждены статистическими дан-
ными и должны регламенироватъся выбо-
ром расчётных случаев.
С учётом сказанного, для механизмов
подъёма в ОСТ 24.090.06-86 “Краны
мостовые и козловые. Основные поло-
жения расчёта механизмов** рекомендует-
ся определение для случая подхвата
груза с начальной скоростью, величина
которой ограничена в зависимости от
принятых систем регулирования.
Для этого случая, из формулы для
подхвата на скорости установившегося
движения (глава 3) имеем:
«дик= 1 + ^«р V£KfK/(SH0M/f), (8.8)
где V — скорость подъёма груза, м/с;
Ср — коэффициент регулирования,
ар -1,0—для короткозамкнутых
двигателей без регулирования,
ар - 0,8 — для двигателей с фазным
ротором при управлении силовыми кон-
троллерами,
ар - 0,6 — то же, при управлении маг-
нитными контроллерами; SH0M — номи-
нальное натяжение каната, Н; Н —
номинальная высота подъёма груза, м;
FK — площадь металлического попереч-
ного сечения каната, м2; Ек — модуль
упругости каната, - 1,2 -10п,Па.
• Значение служит исходным для ’
определения напряжений сжатия, воз-
никаюгцих в теле барабана при охвате его К
канатом (см. главу 23).
Значение Хнщх используется также для f
определения максимальных напряжений -
при расчёте осей блоков и вала барабана,
а также опорных подшипников блоков и
барабана (см. соответствующие главы).
8.6. Нагрузки на участке от тормоза
до барабана. Выбор редуктора
При расчёте на прочность деталей
механизма подъёма на участке от тормоза
до барабана максимальный расчётный
крутящий момент (Н-м) определяется по
формуле
Л^шах “ ШЗХ^б /(2д6^() , (8.9)
где Kg — количество ветвей каната,
наматываемых на барабан; 7g— КПД
барабана, при опорах барабана на под-
шипниках качения принимается рав-
ным 0,96 — 0,98; U[ — передаточное
отношение на участке от расчётного
элемента до барабана; 7(— КПД ме-
ханизма на этом участке, полное КПД
для механизмов подъёма при приме-
нении цилиндрических зубчатых пере-
дач и номинальной нагрузке не пре-
вышает 7 - 0,8 — 0,85.
Это значение расчётного крутящего
момента используется для выбора редук-
торов, муфт, подшипников и проверочного
расчёта промежуточных валов, шпоноч-
ных и шлицевых соединений в качестве
величины, определяющей максимальную
допустимую перегрузку.
При выборе редукторов, зубчатых
муфт, шлицев, подшипников в соот-
ветствии с нормативно-технической доку-
ментацией на эти узлы и детали
необходимо определять также максималь-
ную расчётную нагрузку (Н) или мак-
симальный расчётный крутящий момент
(Н-м), наибольший из длительно действу-
ющих;
Л/р - ^тах«р. <8Л0>
86
где ар — коффициеит , зависящий от
вида закона распределения максималь-
ных динамических перегрузок, от за-
данного общего числа циклов
нагружения и числа циклов действия
максимальной длительно действующей
нагрузки.
Рис. 8.2. Зависимость коэффициента ар
tr: числа циклов Nn :
1 — механизм подъёма;
2 — механизм передвижения.
uj — передаточное отношение от элек-
тродвигателя до расчётного узла (эле-
мента).
При расчёте на сопротивление уста-
лости деталей механизма подъёма на
участке от тормоза до барабана и при
выборе редуктора определяется эквивален-
тная нагрузка или эквивалентный кру-
тящий момент (Н-м), учитывающий класс
нагружения и класс использования ме-
ханизма тщдьёма и параметры сопро-
тивления усталости конкретного узла,
детали, сечения:
Л^экв - Л/шах^. (8.12)
где Кд — коэффициент долговечности
(см, главу 4). Если трафик нагружения
для расчётного случая не определен
специально, рекомендуется определять
Кд по рис. 8.3, в зависимости от зна-
чения параметра относительной долго-
вечности
В соответствии с рекомендациями
ОСТ 24.090.06-86 коэффициент а р опре-
деляется по рис. 8.2 в зависимости от
суммарного числа циклов Nn динами-
ческих перегрузок:
“ 3600 пном «нуРн / Uj , (8.11)
где Гм — установленный ресурс для
заданного класса использования меха-
низма (ГОСТ 25835-83) ,ч;
Ином — номинальная частота вращения
электродвигателя привода, 1/с;
ану — коэффициент для определения
эквивалентного числа оборотов вала,
зависящий от соотношения времени ра-
боты механизма на номинальной ско-
рости и промежуточных скоростях или
в неусгановившемся режиме; рекомен-
дуется принимать в пределах от 0,65
(для высот подъёма груза до 8) м и до
0,95 (для высот подъёма груза более
20 м); Рн— вероятность появления ди-
намической перегрузки, превышающей
величину нагрузки от веса номинально-
го груза; рекомендуется принимать для
классов нагружения В1,В2 — 2-10"3, для
класса нагружения ВЗ — 4-10'3, для
класса иагружеиия В4 — Ю’3;
где Np — расчётное число циклов на-
гружения за установленный ресурс;
равно числу оборотов, если цикличес-
кое изменение нагрузки (или напря-
жения) в расчётном сечении
происходит за каждый оборот вала ме-
ханизма, или равно числу циклов рабо-
ты крана, если цикл изменения
нагрузки совершается при подъёме и
последующем опускании грузов; No —
базовое число циклов перемены напря-
жений прн расчёте на сопротивление
усталости конкретной детали; при рас-
чёте зубчатых передач базовое число
циклов определяется в зависимости от
твердости зуба по соответствующей но-
рмативно-технической документации;
при расчёте шлицевых соединений
Ко - Ю’, при расчёте подшипников
качения - Nr ; т — показатель на-
клона кривой усталости, в зависимости
от вида напряженного состояния и фор-
мы сечения детали; при проектных
расчётах принимается т - 3 —> при
расчёте иа контактную прочность,
т - 9 — при расчёте иа рзгиб; более
точно значения No и т в зависимости
от типа и формы концентратора напря-
87
ff,\———————1-1
' О 0,05 Q,f 0,2 0,5 10 2ft h
Рис. 8.3. Зависимость коэффициента Xd
от Л.
новые значения Кд и а н проверяется
условие | а - <>21 £ 0,1; в каждом после-
дующем проходе принимается значение
О] - (а + а].])/2, и так далее, пока не
будет выполнено условие | в - «ц | £ 0,1.
Практически при решении вручную
оказывается достаточным трех - четырех
проходов. При расчёте на ЭВМ требование
к точности решения может быть повышено
на порядок.
8.7. Особенности расчёта на прочность
деталей механизма подъёма на участке
от двигателя до тормоза
жений определяются в соответствии с
ГОСТ 25.504-82 “Расчёты и испытания
на прочность. Методы расчёта харак-
теристик сопротивления усталости";
а0— коэффициент, зависящий от фор-
мы графика нагружения; для механиз-
мов подъёма кранов определяется в
зазвисимоствнот заданного класса на-
гружения. По ОСТ 24.090.06-86 реко-
мендуется принимать следующие зна-
чения aQ : класс нагружения В1...0.5;
В2...1.0; В3...1.5; В4...3.0;
а — параметр, вводимый прн расчёте
валов и осей для уточнения гипотезы
линейного суммирования усталостных
повреждений; в общем случае опреде-
ляется по указаниям главы 4 “Эквива-
лентные нагрузки", при отсутствии
конкретных графиков нагружения, мо-
жет определяться в зависимости от
отношения максимальных напряжений
к напряжениям предела выносливости,
т.е. от значения коэффициента долго-
вечности.
В ОСТ 24.090.06-86 рекомендована
эмпирическая формула
а - 0,2 + ехр (7,2 - 6,0/Ка ) , (8.14)
С помощью этой зависимости пара-
метр а может быть определен последова-
тельными приближениями. В первом про-
ходе принимается - 0,2. После оценки
Кд по рис.8.3 пр формуле (8.14) определя-
ется значение а. Если | а - 0,2 | > 0,1, во
втором проходе принимается значение
02 - (а + 0,2) /2; затем вычисляются
Обычно диаметр промежуточного вала
выбирается не менее диаметра вала элек-
тродвигателя и поэтому его расчёт и расчёт
соединительной муфты не производится.
При проверочном расчёте диаметра проме-
жуточного вала необходимо учитывать
возможность пуска механизма при запаз-
дывании срабатывания нормально замкну-
того тормоза. В этом случае, с учётом
динамических перегрузок, максимальный
расчётный крутящий момент (Н-м) при-
нимается равным
^шах “ 2 Мтах д ,
где Afmax д — 'наибольший момент, раз-
виваемый электродвигателем привода.
При проверочном расчёте на со-
противление усталости с учётом того, что
запаздывание отключения тормоза может
происходить при каждом включении
двигателя, эквивалентный момент следу-
ет принимать равным
^экв m 2-^пуск»
где — расчётный пусковой мо-
мент электродвигателя, реализуемый
пусковой характеристикой при ступен-
чатом пуске на первой позиции конт-
роллера.
Прн этом следует учитывать, что
динамический момент при пуске в этом
случае оказывается близким к динамичес-
кому моменту при торможении и поэтому
следует проверить условие:
Л^экв а ( 2л*торм + Мс) 7д/Е J , (8.15)
где Мторм — номинальный момент тор-
моза механизма подъёма; Мо — приве-
88
ценный к расчётному валу статический
момент от номинального груза; /д —
момент, инерции ротора электродвига-
теля и деталей, насаженных иа его вал;
XJ — приведенный к валу двигателя
момент инерции всех масс механизма,
включая номинальный груз.
&&Выбор тормоза механизма подъёма
Выбор тормоза механизма подъёма
осуществляется по расчётной величине
тормозного момента AfT, которая опреде-
ляется из условия надежного удержания
груза Л/т - г KjMq ,
где Ма — статический момент от веса
груза иа тормозном валу, Н *м;
мо - ("ipp + «г.з) 9,81В6>?т/(2/п Ап).
здесь t)T — КПД механизма подъёма на
участке от груза до тормоза; tn — крат-
ность полиспаста; — передаточное
число механизма на участке от бараба-
на до вала, иа котором установлен тор-
моз; Кг — коэффициент запаса тор-
можения, регламентируемый Правила-
ми Госгортехнадзора.
89
ГЛАВА 9. МЕХАНИЗМ ПЕРЕДВИЖЕНИЯ
9.1. Исходные данные
При проектировании механизма пе-
редвижения задают следующие парамет-
ры: иг*? — массу перемещаемого крана
(тележки) ,кг; — массу номинального
груза, кг ; Ккр — номинальную скорость
передвижения крана (тележки), м/с;
режим работы механизма (ГОСТ 25836-83);
общую схему компоновки; тип элект-
родвигателя привада и систему регули-
рования.
При проектировании механизма пе-
редвижения мостового крана последова-
тельно определяются: диаметр ходового
колеса; передаточное отношение редуктора
и отклонение расчетной скорости от задан-
ной; тип электродвигателя н коэффициент
запаса сцепления; тип редуктора; опасные
сечения промежуточных валов; детали
спорного узла ходового колеса; тип со-
единительных муфт и тормозов.
9.2. Выбор диаметра ходового колеса
Диаметр ходового колеса выбирают по
допускаемым напряжениям с учетом за-
данной долговечности или заданной часто-
ты вращения (ОСТ 24.090.44-82). Выбор
минимального диаметра ходового колеса
имеет особое значение при оптимальном
проектировании механизма передвижения
крана, так как приводит не только к
у - -.T b-jH.w массы кодгс, ни и крутящего
момента на тихоходном валу, определяю-
щего габарит редуктора (при той же
мощности электродвигателя и скорости
крана).
Эквивалентная нагрузка от вертикаль-
ных сил на опорный узел ходового колеса
механизма передвижения
еэкв = ^Л.кСШах. <9-1>
где 2шах — максимальная нагрузка иа
ходовое колесо; Кх к — коэффициент
перегрузок, определяемый по табл. 9.1
и учитывающий дополнительные пере-
грузки вследствие ударов при движении
по неровностям пути; Kq — коэффици-
ент переменности нагрузки, учитыва-
ющий распределение веса грузов, а для
ходовых колес крана — распределение
веса тележки с грузом при ее различных
положениях (см. гл. 4).
Максимальная нагрузка на ходовое
колесо крана
2шах “ (Qcr + а 1 (£?тел + QНО&Р ) / Чх ’
где QCT — статическая нагрузка от веса
металлоконструкции с установленным
оборудованием, кабиной и др.; Qiejl —
вес тележки; Сном — вес номинального
груза; пх — число ходовых колес;
«1 “ 1 - и //„рол 13Десь Атрол — пре-
лет крана; и — минимальное расстоя-
ние от центра тяжести тележки до
центра опорного узла (для приближен-
ных расчетов и == 1,5 + 2 м) ].
Максимальная нагрузка на колесо
т ки
Отах “ (Отел + Оном^/лх а1'
Таблица 9.1-
Значения коэффициентов Кх х
Скорость передвижения крана, м/с КУ v ' при расчете на
Стыки на болтовых накладках Сварные стыки прочность сопротивление уста- лости
До 0,2 до 0,5 1,0/1,0 1,0/1,0
Св. 0,2 до 0,5 Св. 0,5 до 1,0 1.1/1,0 1,0/1,0
Св. 0,5 до 1,0 Св. 1,0 до 1,6 1.2/1,1 1,0/1,0
Св. 1,0 до 1,4 Св. 1,6 до 2,5 1.3/1,15 1.1/1,0
Св. 1,4 до 2,0 Св. 2,5 1.4/1,20 1.2/1.1
Св. 2,0 — 1,6/1,25 1,3/1,15
Примечание. В числителе приведены значения коэффициента Кх.х для обычной конст-
рукции крана, в знаменателе — для балансирных ходовых тележек.
90
где ах - 1,1+ 1,2 —коэффициент,
учитывающий неравномерное распреде-
ление нагрузки от веса тележки и веса
груза иа колеса тележки при иоминаль-
Коэффициент переменности нагрузки
на опорный узел тележки
Ко = -
4 л.
бтел
бшах
Qi бет \ т
+ п—'>а1 + Ъ ) Р‘^’ (9,2)
едпах Mmax
где Q, — вес груза для i - й ступени
гистограммы (рнс. 9.1) распределения
веса грузов; рг — доля времени работы
с грузом весом <2г; 5 у — доля времени
работы крана при положении тележки
на j - м участке пролета;
а/- (L - lj) /L, (здесь lj—расстояние
от середины /-го участка пролета до
расчетной опоры крана).
ед х т
+ о—) «1 ) Pi. <9-3)
едпах
где a i — коэффициент, учитывающий не-
равномерное распределение нагрузки от
веса тележки и веса груза на колеса те-
лежки при t - том значении массы груза
(при приближенных расчетах а, -ах).
В соответствии с ОСТ 24.090.44-82
эквивалентная нагрузка на опорный узел
используется для определения приведен-
ного числа оборотов /7np при проверочном
расчете напряжений в зоне контакта
дорожки катания ходового колеса
*пр - *об (бэкв /бшах)3 • (9-4)
где Мдв — расчетное число оборотов за
установленный ресурс;
6“4»
6л~О,25
lilllllllilllil
lllllllllllllil
Класс насру- ЖСНО* Ч> p, 4t Pl Чз p3
Q, 1,0 0,02 V 0,0 0,2 0,08
6 1,0 0,02 0,0 0,2 0,08
0t IL 0,05 W 0,55 0,2
Of IL 0,25 0,75 0,55 0,5 0,2
1,0 4L BL BL —
4?
Рис. 9.1. а) Рекомендуемая гистограмма положений тележки с грузом;
б) Примерные графики нагружения для различных классов нагружения по ГОСТ 25546-82
91
Ntf - 3600 <м пэкв
здесь t*—установленный ресурс для
заданного класса использования ме-
ханизма; ut — передаточное число от
привода до рассчитываемой детали;
ПэКВ — эквивалентная частота враще-
ния вала привода, 1/с;
лзхв m ЛиомЛиу *
— номинальная частота вращения
вала привода, принимаемая в зависи-
мости от выбранного типа электродви-
гателя; «ну - коэффициент, учитыва-
ющий работу механизма в иеустано-
вившемся режиме, зависит от длины
обслуживаемого участка пролета цеха,
^1Ц> м-
4m
Оду
до 20
0,55
(в общем случае принимается ащ -
- 0,65).
Далее в соответствии с ОСТ24.090.44-82
проводят выбор и расчет диаметра ходового
колеса (см. гл. 30). При этом минимально
допустимый диаметр (м) ходового колеса
для рельса с выпуклой головкой:
/ 1500KrKf 3.______
'°min = \ [<70 ] 103 *Сшах Х
для плоского рельса:
_(3AKf.
ш1“ X [Оо 1 ’ ЮВ
где Кг — коэффициент, зависящий от
радиуса закругления головки рельса;
Kj — коэффициент, учитывающий вли-
яние касательных напряжений; В —
рабочая ширина плоского рельса, м;
[°о) — допускаемые напряжения в кон-
такте, МПа.
Значения исходных параметров приве-
дены. в га 30.
По значению Рт,„ выбирается большее
значение диаметра ходового колеса из
стандартного ряда. При этом следует
учитывать также возможное влияние диа-
метра ходового колеса на коэффициент
запаса сцепления [см. формулу (9.17) ].
Коэффициент переменности нагрузки
Kq должен использоваться при опреде-
лении эквивалентной нагрузки на опорные
подшипники и вал ходового колеса. Пос-
кольку динамические нагрузки на под-
шипники учитывают при их расчете
специальными коэффициентами, в форму-
ле (9.1) следует принимать Кх к - 1.
При расчете сопротивления усталости
опасного сечения вала ходового колеса
эквивалентная вертикальная нагрузка (Н)
должна учитывать заданную долговечность
или число циклов нагружения:
Сэкв “ 2ном • 0.7)
где Kt - "Va^ /(No а) ,
здесь А^ — число оборотов [см. форму-
лу (9.4.) ]; т, No — параметры сопро-
тивления усталости расчетного сечения
вала (ГОСТ 25504-82); а — коэффи-
циент, корректирующий гипотезу ли-
нейного суммирования повреждений
(см. гл. 8).
93. Выбор передаточного отношения
редуктора
При заданной скорости (м/с) пе-
редвижения крана (тележки) VKp и но-
минальной частоте вращения электро-
двигателя привода Ли,* (мин*1), требуемое
передаточное отношение редуктора
Vp - 3,14 DX K пиом/(60VKp) , (9.8)
где Dx r — принятый диаметр ходового
колеса.
По значению ир из стандартного ряда
рекомендуется выбрать его ближайшее
меньшее значение. При этом фактическая
скорость будет несколько больше заданной,
а крутящий момент на шестерне тихоход-
ной пары меньше, что следует считать
92
наилучшим вариантом для последующего
выбора редуктора.
Однако, как и при проектировании
механизма подъема, отклонение фактиче-
ской скорости от заданной не должно
превышать 15%.
После выбора стандартного передаточ-
ного отношения редуктора (7р следует в
дальнейших расчетах использовать расчет-
ное значение номинальной скорости пере-
движения (м/с)
Гкр - 3,14Лх кпиом/(бОПр) . (9.9)
9.4. Выбор электродвигателей
Выбор электродвигателей привода ме-
ханизма передвижения производится в
соответствии с ОСТ 24.090.85-88, который
предусматривает вычисление расчетной
мощности, необходимой на преодоление
сопротивления перемещению крана, и
затем подбор мощности двигателя с соот-
ветствующими коэффициентами запаса,
зависящими от параметров режима рабо-
ты, заданных скоростей и допустимых
ускорений (см. гл. 32,34).
Полное статическое сопротивление (Н)
передвижению крана (тележки) при работе
в помещении
Wz = WTf+Wy, (9.10)
где Му — сопротивление силам трения;
Wy — сопротивление уклону путей.
При работе иа открытом воздухе
Wx = Wtp + И', + Wy > <9.11)
где WB — сопротивление ветровой на-
грузке (ГОСТ 1451-77).
Сопротивление силам трения (Н),
приведенное к ободу ходового колеса,
*pGn (2^+ Pn dn/^, (9.12)
где Кр — коэффициент, учитывающий
сопрстивлкение трению реборд (табл. 9.2);
Gn — вес (Н) крана (тележки) с грузом
(нагрузка от перемещаемой массы);
р — коэффициент трения качения ко-
леса по рельсу, значения ц определяют
по данным табл. 9.3 (после умножения
их на 10"4 ); dn — диаметр по посадке
подшипника ходового колеса, м;
у>п — коэффициент трения подшипни-
ков опор вала ходового колеса, для ша-
риковых и роликовых подшипников
<рп - 0,015, для конических подшип-
ников <рп - 0,020.
Сопротивление (И) уклону пути
Wy = Ga0 , (9.13)
где 0 - 0,001 и 0,003 соответственно
для мостовых и козловых кранов и
0 - 0,002 — для тележек.
Сопротивление ветровой нагрузке при
выборе электродвигателей должно опре-
деляться в соответствии с указаниями
ГОСТ 1451-77 (см. гл. 34) для ветра рабо-
чего состояния.
При выборе электродвигателя учиты-
вается та часть сопротивления пере-
движению крана (тележки), которая со-
ответствует этому двигателю. Кроме того
учитывается число приводов и неравномер-
ность распределения перемещаемой массы
крана (тележки), если она существенна.
Выбранные габаритные размеры элек-
тродвигателя и система регулирования
привода должны обеспечить возможность
Таблица 9-2.
Значения коэффициентов Кр
Назначение механизма Тип привода Профиль колеса Вид токоподвода
Для передвижения крана Центральный Конический — 1,2
Цилиндрический — 1.5
Раздельный Цилиндрический ребордный — 1,5
Безребордный (с горизон- тальными роликами) — 1,1
Для передвижения тележки Центральный — Жесткий 2,5
— Кабельный 2,0
93
Таблица 9.3.
Значения ц -104 . м
Форма головки рельса Диаметр колеса, м
0,2—0,32 0,4—0,5 0,63-0,7 0,8 0,9-1,0
Плосквя 3 5 6 6,5 7
Выпуклая 4 6 8 10 12
плавного разгона крана. Для этого уско-
рение, реализуемое при действии ми-
нимального пускового момента двигателя
Мпуос, должно быть не более значений,
приведенных в табл. 9.4.
Значения наибольших ускорений, при-
веденных в табл. 9.4 сответствуют ми-
нимальному пусковому моменту, реа-
лизуемому при плавном пуске, т. е. без
учета рывков.
Ускорения следует определять при
действии пусковых моментов для
соответствующих типов электродвигателей
и систем их регулирования. Обычно бла-
годаря регулированию электродвигателя
может быть обеспечено
Напуск “ (0,5 + 0,7) Мтм.
При отсутствии регулирования для
короткозамкнутых электродвигателей
5Л1УСК “ (1 Д + 1,8) -Mhojc
Тогда ускорение (м/с2) при пуске
2 (Мпуск ~ AQ Вх.к
"пуск- GD2t7p
(9.14)
тде Мс —= минимальный момент сопро-
тивления передвижению крана, приве-
денный к быстроходному валу, (Н-м),
^Х.К Ч
(9.15)
G Z)j - суммарный маховой момент,
приведенный к быстроходному валу,
(кг-м2),
СпРх2к
G Z)2 = 5 G £>2 + —; (9.16)
1 д“ &и9ч
Up — передаточное отношение редук-
тора; 1] — КПД механизма передвиже-
ния; г) » 0,8—0,9 для механизмов пе-
редвижения кранов и тележек с цилин-
дрическими зубчатыми передачами при
номинальной нагрузке; 5 — коэффици-
ент, учитывающий маховые массы де-
талей, насаженных на вал двигателя,
<5 - 1,2; g - 9,81 кг/м2; GZ)2B —при-
веденный к тормозному валу маховый
момент ротора электродвигателя приво-
да, кг-м2. - -
Далее определяют коэффициент запа-
са сцепления привода Kw, представля-
ющий собой отношение минимальной силы
сцепления приводных колес с рельсами Fm
к силе, реализуемой при действии пуско-
вого момента в зоне контакта:
*Сц= ^.к^ц/^пуск^нн)^.! (9-17)
где F^ = fnQmia, (9.18)
(здесь /сц — коэффициент сцепления;
обычно принимается /сц - 0,2 при
работе в помещении по сухим рельсам,
/сц - 0,12 при работе на открытом воз-
Таблица 9.4.
Значения наибольших ускорений аПуск , м/с2 , при разгоне механизма
Кран Грузоподъемность, т
не более 3,2 5,0 — 12,5 более 12,5
Крюковой с ручной строповкой 0,25 0,20 0,15
Для транспортирования жидкого металла 0,15 0,10 0,05
Грейферный, магнитный, с автоматическими захватами (спредерными, вакуумного типа) 0,30 0,30 0,30
94
духе; Qmin — минимальная вертикаль-
ная нагрузка иа ходовое колесо при
соответствующем псхложеиии тележки
с грузом); Кдин— коэффициент дина-
мических нагрузок, учитывающий уп-
ругие колебания в кинематической
цепи привода в период разгона; реко-
мендуется учитывать только при расчете
механизмов передвижения кранов
взрывобезопасного исполнения. В об-
щем случае допускается принимать
г- — 1
дин *•
Определение более важно для
выбора редуктора и расчета других узлов
кинематической цепи механизма.
где Л/уД - 2 <5 Ст — составляющая мо-
мента при ударе в зацеплении,Н-м;
Ст — жесткость кинематических связей
при кручении, значение которой опре-
деляется в основном жесткостью валов
тихоходного участка кинематической це-
пи;
jtG
32
'у Л
A rf/
(9.21)
(здесь G — модуль упругости при сдви-
ге, и/м2; dt — диаметр (-го участка ва-
ла, м; Z, — длина (-го участка, м;
3— приведенная к быстроходному валу
суммарная величина зазора в связях
9.5. Определение максимального
крутящего момента в кинематичес-
кой цепи механизма передвижения
При определении максимального кру-
тящего момента так же как при расчете
механизма подъема следует учитывать
случайный характер начальных условий
динамических процессов при пуске.
Максимальную динамическую нагрузку
(Н-м) рекомендуется определять при ус-
ловии пуска с полным выбором зазора в
связях (см. гл. 3):
механизма..
Конкретная величина зазора зависит
от точности изготовления передачи, до-
пустимого износа, габаритов и передаточ-
ного отношения. Приближенно можно
принимать 3 - 0,005U[.
При проектировании механизма, когда
нет данных по геометрическим размерам
валов и расчетным зазорам, рекомендуется
использовать значения Мт по табл. 9-5.
Коэффициент Kj учитывает отно-
шение момента инерции от перемещаемой
массы к общему моменту инерции привода
Чпах = *дии Чтуск 7 - О-1’)
где Up t], — передаточное число и КПД
Сп-Рх.к
gifyi
(9.22) .
на участке от двигателя до расчетного
сечения детали механизма,- Кдин — ко-
эффициент динамических перегрузок:
к
мпусЛЛ'2-' "
(9.20)
При расчете механизмов передвижения
крана допускается принимать Kj - 1.
С учетом принятых допущений и
экспериментальных данных расчетные зна-
чения следует ограничить условием
1 < *дин < 4,65.
/ ;
Таблица 9.5.
Значения коэффициентов МуЯ _>
Диаметр ходового колеса, мм Схема механизма
С навесным редуктором Развернутая, при отношении длины вала к его среднему диаметру
до 6-ти более 6-ти
200 2 1 0,6
320 . 3 2 1,2
400 6 4 2
500 12 8 4
630 25 15 8
710 — 300 40 30 15
900—1000 80 60 30
95
9.6. Нагрузки на участке от
электродвигателя до опорного узла
ходового колеса. Выбор редуктора.
По известному значению Mea)L, опре-
деляющему максимальную перегрузку, в
полной аналогии с описанным выше рас-
четом механизма подъема, определяется
наибольший длительно действующий мо-
мент Л/р (Н-м), число циклов действия
которого за срок службы не менее 5-104
раз.
Мр = "тах«р- <9-23)
где коэффициент ар для механизма
передвижения следует определять по
трафику рис. 8.2 (гл. 8), в зависимости
от суммарного числа циклов Nn дина-
мических нагрузок, которое для меха-
низма передвижения ' Следует прини-
мать прямо пропорциональным числу
включений механизма за срок службы
/<якл и обратно пропорциональным пе-
редаточному отношению от двигателя
до расчетного элемента.
• <9-24)
Число включений механизма,
приближенно'можно оценить по формуле
^вкл “ ^м>
тде <— машинное время работы ме-
ханизма для заданного класса исполь-
зования (ГОСТ 25835-83), Nw — сред-
нее число циклов работы крана, прихо-
дящееся иа час машинного времени ме-
ханизма передвижения.
Ориентировочно, в зависимости от
группы режима работы механизма могут
приниматься следующие значения N^:
Группа режима работы механизма
1М 30
2М 40
ЗМ 50
4М 60
5М 70
6М 80
При расчете на сопротивление уста-
лости деталей механизма передвижения на
участке от двигателя до ходового колеса
эквивалентный крутящий момент равен
Чк. -*41ах*а, (9.25)
Рис. 9.2. Зависимость коэффициента Кд от
Л : 1-3 соответственно при Лдин. равном 2,
3 и 4.
где Кв — коэффициент долговечности,
который определяется по графикам
рис. 9.2, в зависимости от параметра h
h-Nn/(Noa), (9.26)
где Ыа — подсчитывается по формуле
(9.24), No — базовое число циклов,
а — параметр, используемый для уточ-
нения гипотезы линейного суммирова-
ния повреждений.
Графики (рис. 9.2.) получены на основе
зависимостей,-приведенных в гл. 4, при
использовании статистических моделей
распределений динамических пиковых на-
грузок, при различных величинах расчет-
ного коэффициента динамической на-
96
грузки. При конкретных расчетах валов на
сопротивление усталости с учетом за-
висимости параметра а от величины пе-
регрузки следует использовать метод по-
следовательных приближений, как описа-
но в гл. 8.
В случаях, когда заданы конкретные
графики распределения нагрузок, для оп-
.ределения коэффициента а, следует ис-
пользовать указания гл. 4.
На участке от электродвигателя до
тормоза при проверке муфт и про-
межуточного вала следует пользоваться
указаниями гл. 8 (раздел 8.7), заменяя
приведенный момент от груза Мо приве-
денным моментом сопротивления Мс.
9.7. Выбор тормоза механизма
передвижения
Выбор тормоза механизма передви-
жения осуществляется из условия обеспе-
чения при его регулировке тормозного
момента, необходимого для плавного тор-
можения с величиной замедлений, не
превышающих значений, указанных в
табл. 9.4.
Исходя из этого, величина фактичес-
кого тормозного момента не должна пре-
вышать значения Мпу№ электродвигателя.
Более точно требуемое значение тор-
мозного момента AfT (Н-м), прн котором
будет обеспечиваться заданное замедление
Ор, определяется по формуле
М? £ ар
2 Др игп g
тп '
(9.27)
где тп — число приводов (принимается
равным числу тормозов); GD^ -при-
веденный к тормозному валу маховый
момент ротора электродвигателя приво-
да, к-гм2 ; б - 1,2 — коэффициент,
учитывающий вращающиеся массы де-
талей иа валу электродвигателя; Мс —
приведенный к валу тормоза момент
статического сопротивления (см.фор-
мулу 9. 15), Н-м.
При выполнении условия (9.27), про-
верка сцепления при торможении ие
производится.
Д ля кранов или тележек, работающих
на открытом воздухе и не имеющих
специальных противоугонных устройств,
момент тормоза, предназначенного для
удержания крана в неподвижном состо-
янии, доджей быть проверен по формуле
D к 1] . ,
кг wy- и;р), (9.28)
где WB , Wy , Wjp — силы от ветровой
нагрузки нерабочего состояния, уклона
путей и трения (Н) , в соответствии с
формулами 9.11, 9.12 и 9.13; —
коэффициент запаса при торможении,
в соответствии с'Правилами Госгортех-
надзора, Кг - 1,2.
При наличии противоугонных захва-
тов следует учитывать силы W, от ветровой
нагрузки, допустимой в рабочем состо-
янии.
9.8. Осевые нагрузки йа опорные
узлы ходовых колес
При расчете элементов опорного узла,
в частности, подшипников и валов ходовых
колес, в дополнение к радиальным
нагрузкам от массы крана и груза необ-
ходимо учитывать возникающие при кон-
такте реборд колеса с рельсом осевые
нагрузки. При применении безребордных
ходовых колес эти же нагрузки использу-
ются для расчета боковых роликов.
Для мостовых кранов максимальная
осевая сила (Н), действующая на под-
шипники ходового колеса или иа боковые
ролики при четырех колесах
Лшах - 0,15 Gn. (9.29)
Среднее (эквивалентное) значение
осевой нагрузки (Н)
^ср “ ^х.к 2экв>
где QSKB — эквивалентная нагрузка, оп-
ределяемая по формуле 9.7, а при числе
колес более четырех — по следующим
формулам:
97
•^max “ 0,05 Gn,
Acp- 0,05KXJtQMB. (9.30)
Для козловых кранов максимальная
осевая сила, действующая на опорный узел
ходового колеса (Н), определяется как
реакция на максимальные динамические
перекосные нагрузки по
ОСТ 24.090.72-83 “Нормы расчета сталь-
ных конструкций мостовых и козловых
кранов"
Лпах - /В , (9.31)
еде L,. — пролет крана, м; В — база хо-
довых колес крана, м; при числе ходо-
вых колес более 4-х база определяется
расстоянием между осями балансиров.
По ОСТ 24.090.72-83 максимальная
динамическая перекосная нагрузка F^
принимается равной удвоенной условной
статической перекосной нагрузке Fay (Н)
при внезапном отказе одного из тормозов.
Соответствующая расчетная схема показа-
на на рис. 9.3.
Из этой расчетной схемы
W2{LK-l)-W1l
(9.32)
тце Wp W2 — сопротивления передви-
жению опор 1, 2 при торможении и
отказе одного тормоза на опоре 1, Н;
для 2-х приводной схемы;
= Wrpr
Wj ~ ^трг "* ^тор
для 4-х приводной схемы;
+ «'тор
1Г2 = ^трг + 2 Жтор
— сопротивление от сил
трения на опорах' 1 и 2; W^p — приве-
денное к ходовому колесу расчетное
тормозное усилие при замыкании ме-
ханического тормоза; L* — пролег кра-
на, м; I — координата центра тяжести
крана с грузом, при наименее выгодном
положении тележки (когда перекосный
момент максимален), м.
Сопротивление от сил трения ,
IFjpj — определяется по формуле (9.12),
исходя из нагрузки на каждую из опор, а
И^рр—определяется по принятому момен-
ту тормоза AfT (см. формулу 9.28) из
выражения
. 2М,(/р
» -----------
1ОР
(9.33)
Рис. 9.3. Схема движения крана.
98
Средняя осевая нагрузка (Н), учиты-
ваемая при расчете деталей опорного узла
в сочетании с эквивалентной вертикальной
нагрузкой, для козловых кранов равна
Лр-АуАс/^В. (9-34)
где — перекосная нагрузка устано-
вившегося движения (Н) по
ОСТ 24.090.72-83.
Лу = (^х1 “ 0,75 )/1,75 , (9.35)
здесь и Жп — суммарные силы со-
противления передвижению (Н) прн
движении с эквивалентным грузом на
опорах 1 и 2 соответственно, с учетом
трения, ветра рабочего состояния и нор-
мативного уклона подкрановых путей,
определяемые при положении тележки
в середине пролета, по формуле (9.11),
исходя из величины нагрузки иа каж-
дую из опор.
99
ГЛАВА 10. РУЧНОЙ ПРИВОД
10.1. Ручной привод механизмов
Ручной привод применяют в случаях
невозможности использовать машинный
привод, при отсутствии силового токопод-
вода, а также в редко работающих н
вспомогательных механизмах. Привод осу-
ществляют с помощью вращающихся руко-
яток, качающихся рычагов, тяговых колес
с цепями, поводковых цепей и непосредст-
венным прикладыванием усилия рабочего.
Тяговые колеса и поводковые цепи исполь-
зуют в тех случаях, когда механизмы
располжены на высоте, исключающей
применение рукояток, и доступ к ме-
ханизмам затруднен. На одной рукоятке
или цепи могут одновременно работать два
человека. Возможна установка на одном
приводном валу двух рукояток или двух
тяговых колес. Размеры, расположение и
конструкцию элементов ручных приводов
принимают такими, чтобы была обеспече-
на удобная и безопасная работа человека.
Рукоятки лебедок (рис. 10.1, а):
расстояние от оси вращения рукоятки до
уровня пола Л ~ 0,9...1,1м; плечо (радиус
вращения) рукоятки г - 0,2.;.0,4 м; длина
ручки I “ 0,3—0,35 м (работает один
человек), I - 0,45—0,5 м (работают од-
новременно два человека); две рукоятки
на одном валу располагают под углом
90—120° одна относительно другой для
обеспечения плавности работы; рукоятки
могут быть съемными, при этом конец вала
выполняется квадратным; ручку рукоятки
снабжают свободно вращающейся втулкой
(отрезком трубы) для предотвращения
повреждения руки рабочего при трении о
ручку; расстояние от ручки рукоятки до
какого-либо предмета должно быть не
менее 0,25 м.
Рукоятки домкратов: расстояние от
оси вращения рукоятки до уровня опорной
поверхности домкрата h - 0,5 м; плечо
рукоятки г - 0,2—0,25 м.
Рычаги домкратов: длина 0,8—1,0 м.
Тяговые колеса (рис. 10.1,6): рассто-
яние от оси тягового колеса до уровня
рабочего места не менее 3 м; диаметр
тягового колеса в зависимости от общего
устройства механизма D ~ 0,2...!,0 м;
приводные цепи сварные круглозвенные
калиброванные по ГОСТ 2319—81 из
прутка диаметром d - 5 — 6 мм с шагом
в) в) 1}
Рис. 10.1. Ручной привод механизмов : а) рукоятка вращения; б) тяговое колесо;
в) поводковая цепь; г) непосредственное воздействие
100
t - 2,3d; профиль тяговых колес по
ГОСТ 13561-82; колеса снабжают направ-
ляющими скобами для предотвращения
спадания с них тяговой цепи; расстояние
от уровня рабочего места (пола) до
свисающей с колеса петли цепи
Лц - 0.6...0.8 м.
Поводковые цепи (рис. 10.1, в):
закрепляются непосредственно к тележ-
кам; цепи сварные круглозвенные диамет-
ром 5—6 мм; расстояние от кошта цепи до
уровня пела Лц = 0,6 м.
Кинематический расчёт. Наполняют
с целью обеспечения рекомендуемых ра-
бочих усилий на рукоятке или тяговой
цепи, а также возможных скоростей
механизмов. Расчётный рабочий момент на
валу рукоятки или тягового колеса (Н • м)
Л*₽«б= Z у Грае г, (10.1)
гае Z — число одновременно работа-
ющих человек; <р — коэффициент, учи-
тывающий иеодновремениость прило-
жения усилий рабочими ( у> > 1 — для
одного человека; <р - 0,8 — для двух
человек; у> - 0,75 — для трех чело-
век; <р - 0,7—для четырех человек);
fpa6 — расчётное рабочее усилие в за-
висимости от продолжительности рабо-
ты (табл. 10,1), Н; г — плечо рукоятки
или радиус тягового колеса, м.
Необходимое передаточное число пе-
редаточного механизма
tf- Ммех/(Мраб 7) , (10.2)
гае Л/мех — крутящий момент на ис-
полнительном органе механизма (бара-
бане, приводном колесе, опорно-
-поворотном устройстве), Н-м; Л/раб —
расчётный рабочий момент (10.1), Н-м;
7 “ 0,9 — общий КПД механизма.
Передаточное число (10. 2) реализует-
ся с помощью открытых зубчатых передач
или редукторов. Фактическое передаточ-
ное число может отличаться от расчётного
на 1О...15%.
Скорости подъёма груза и передви-
жения тележки, а также частоту вращения
крана не регламентируют. Эти скорости
можно ориентировочно рассчитать, при-
нимая среднюю окружную скорость руко-
ятки Vpag ~ 1...0,4 м/с и тяговой цепи
Граб “ 0,б...0,4 м/с (меньшие значения
при длительной работе).
Скорость подъёма груза (м/с)
*4 “ Vpa6D0/(21naMr), (10.3)
где Ураб — средняя окружная скорость
рукоятки, цепи, м/с; Do — диаметр
барабана по центру оси каната, м;
1а — кратность полиспаста; UM — фак-
тическое передаточное число механиз-
ма; г — плечо рукоятки или радиус
цепного колеса, м.
Скорость передвижения крана или
тележки (м/с) определяют по (10.3),
полагая - 1 и Do - DK (здесь 2>к —
диаметр приводного колеса, м).
Частота вращения крана (об/мин)
"ip - 30Ура6/(л и„г>,
гае величины Ураб, UM, г пояснены к
формуле (10.3).
Расчётное рабочее усилие на поводко-
вой цепи 180...250 Н. - ,
Расчётное рабочее усилие толкания,
прикладываемое непосредственно к телен-
ке 200, 120 и 80 Н соответственно при
продолжительности работы 5,10 н 15 мин.
Расчёт на прочность. Детали приво-
дов и их креплений рассчитывают прн
максимальных усилиях; на рукоятке
800 Н, на тяговой цепи 1200 Н, на
поводковой цепи 800 Н. Запасы прочности
деталей относительно предела текучести
материалов определяют по формуле (1.19)
гл. 1. Запасы прочности цепей [п] - 3.
Таблица 10.1
Значения расчётных рабочих усилий
Продол жителность работы Расчётное усилие, Н
иа рукоятке на тяговой цепи на рычаге управ- ления на педали управ- ления
Длительная 80...100 120...200 100...180 200...250
Кратковременная, до 5 мин до 200 до 400 до 200 до 300
Л— »’-лид«НУ"
101
10.2. Ручное управление механизмами
Ручное управление применяют для
тормозов, муфт, различных выключателей
и стопоров. Его осуществляют с помощью
рычагов с тягами, снабженными рычагами
или педалями управления (рис. 10.2).
Размеры, расположение и конструкция
деталей должны обеспечить удобную и
безопасную работу человека.
Рычаги управления', полный ход ручки
рычага 8 до 0,4 м при угле поворота а не
белее 60° ; ход рычагов может быть “от
себя" или “на себя"; вращательные и
боковые (в сторону) движения должны
быть ограничены; ручки рычагов должны
располагаться на уровне груди рабочего.
Педали управления', полный ход опор-
ной пластины педали S до 0,25 м при угле
поворота а до 30° ; начальное положение
педали должно быть под углом 45° к
горизонту, если она управляется сидящим
рабочим.
Рычаги и тяги: следует избегать
применения длинных сжатых тяг и распо-
ложения рычагов под острым углом к
тягам; для установления начального поло-
жения рукоятки или педали необходимо
предусматривать тяги, регулируемые по
длине с помощью резьбовых стяжек.
Расстояния между рукоятками и педа-
лями принимают с учетом работы в зимней
одежде и обуви. Рабочий ход рукоятки или
педали Sgrf должен быть не более 80%
общего хода S, учитывая возможные
изнашивания пальцев шарниров и от-
верстий рычагов и тяг, а также “мертвый
ход" всей системы управления, который
определяют с учетом фактических зазоров
в шарнирахиупругих деформаций рычагов
и тяг. Он не должен превышать 10%
рабочего хода 5^.
Кинематический расчёт. Выполняют
с целью определения передаточного числа
рычагов. Необходимое передаточное число
прн заданном усилии на исполнительном
элементе механизма
U “ ^мех /^раб^ >
где Рмех — заданное усилие, Н; Рра6 —
расчётное рабочее усилие иа рычаге
управления или педали,Н, (табл.10.1);
Ч - 0,9 — ориентировочный общий
КПД шарниров рычагов (более точно
определение КПД пояснено ниже).
Необходимое передаточное число при
заданном перемещении исполнительного
элемента механизма
U “ ^мех/ ^ра6>
Рис. 10.2. Схема ручного управления с помощью рычага с ручкой 1 или педали 2
102
Таблица 10.2
Значения коэффициентов трения подшипников скольжения шарниров
Материал трущейся пары При сухом трении (без смазки) При полусухом трении (недостаточ- ная смазка) При полужидком Трении (обеспечение консистентной смазкой)
Сталь по стали 0,15 0,10 0,06
Сталь по чугуну 0,12 0,08 0,05
Сталь по бронзе 0,10 0,07 0,04
еде 5мех — заданное перемещение, м;
— рабочий ход ручки рычага уп-
равления или опорной пластины пе-
дали, м.
Передаточное число осуществляют пу-
тем подбора длин плечей рычагов тяг и
рычагов управления (рнс. 10.2)
b i2
17 =-----1.-2.
а Oj
В случае управления педалью при-
нимают Ь ~ I.
Расчёт на прочность. Рычаги, тяги,
валы рассчитывают на прочность при
максимальных усилиях*. 600 Н — на
рычаге управления; 500 Н — на педали.
Запасы прочности в зависимости от вида
материала определяют по формуле (1.19)
гл. 1. Шарниры проверяют на среднее
давление, допускаемые значения которого:
[р ] 2...5 МПа — сталь по стали;
(pj - 3...6 МПа — сталь по чугуну;
[р ] •> б...8 МПа — сталь по бронзе
Большие значения принимают при тер-
мообработке. В случае обеспечения
шарниров смазкой допускаемые сред-
ние давления увеличивают на 50%.
Уточненное значение КПД рычаж-
ной системы управления определяют как
произведение КПД шарниров. КПД одного
шарнира
_ Ь^Л~ Гш^
п ~ а(Ь + гш/) ’
(10.4)
где гш — радиус шарнира; а — малое
плечо рычага; Ъ — большое плечо рыча-
га; / — коэффициент трения в шарнире.
При опорах скольжения рекомендуют-
ся значения коэффициентов трения, при-
веденных в табл. 10.2. Коэффициенты
трения подшипников качения:
/ “ 0,005 — шариковых, / - 0,008 —
роликовых, / - 0,02 — роликовых ко-
нических.
103
ГЛАВА 11. ГРУЗОЗАХВАТНЫЕ ПРИСПОСОБЛЕНИЯ
11.1. Исходные положения
Стандартизованные канатные и грузо-
вые стропы выбирают по таблицам стан-
дарта [1 ] с учетом массы поднимаемой)
груза и длины гибких ветвей.
Нестацдартизованные стропы и их
элементы — гибкие ветви и звенья —
рассчитывают на прочность по методам,
изложенным ниже. Эти расчёты включают:
— определение расчётных усилий,
действующих на элементы стропа;
— расчёт и выбор гибких ветвей стропа
(канатов или цепей);
— расчёт и выбор звеньев строповых
грузозахватных устройств.
Приведенные ниже зависимости мож-
но использовать прн расчёте элементов
специальных крановых грузозахватных
устройств — их гибких ветвей и звеньев,
если эти элементы подобны рассмотренным
ниже. Общие методы расчёта специальных
крановых грузозахватных устройств для
сыпучих и штучных грузов изложены в
справочной литературе [2,3] и-здесь не
рассматриваются. Расчёт и выбор звеньев
в виде крюков также не рассматривается,
так как этому посвящена гл.19.
11.2. Расчёт и выбор гибких ветвей
грузозахватных стропов
Расчёт гибких ветвей стропов выпол-
няют по усилию натяжения (Н), опреде-
ляемому по формуле
где wijp — масса поднимаемого груза,кг;
g “ 9,81 м/с2 — ускорение свободного
падения; т — число ветвей стропа;
к' — расчётный коэффициент неравно-
мерности нагрузки иа ветвь стропа (при
т - 1 и т - 2 к' -= 1; при т “ 4 и
т » 8 г1 • 0,75*) [2]; а — угол на-
клона ветви стропа к вертикали.
* Правилами Госгортехнадзора учёт
неравномерности нагрузки не отоваривает-
ся.
В соответствии с Правилами Госгор-
технадзора (п. 107) при расчёте многовет-
вевых стропов следует принимать а -
45°, для одноветвевых стропов — а - 0°.
При заданных значениях разрывного
усилия каната или разрушающей нагрузки
цепи [Qpy (Н) прочность гибкой ветви
оценивают по условию
Юр]
п = & [п], (11.2) .
Л
где п — действительный коэффициент
запаса прочности гибкой ветви; S —
расчётное усилие напряжения гибкой
ветви, Н (по формуле 11.1); [и] —
коэффициент запаса прочности гибкой
ветви, регламентированный Правилами
Госгортехнадзора (согласно п. 107 н 115
для стальных канатных стропов [п] ~
б, для цепных — [п] - 5 ).
При выборе гибкой ветви решается
обратная задача: определяется требуемое
значение Qp по формуле
Qp - 5 [л]. (11.3)
По этому значению Qp по таблицам
стандартов выбирают канат или цепь,
отвечающие условию
I2p]>Qp. (П-4)
где [Qp ] — разрушающая нагрузка ка-
ната или цепи по стандарту.
При использовании в качестве гибкой
ветви несгандартизоваиной круглозвенной
сварной цепи ее разрушающую нагрузку
определяют по формуле (22.4) в гл. 22.
11. 3. Расчёт и выбор звеньев стропов
Стандартизованные звенья грузовых
стропов — разъёмные треугольные, разъ-
ёмные овальные, треугольные (замкну-
тые), овоидные, овальные, крюки н ка-
рабины — выбирают по таблицам стандар-
та [3 J, исходя из условия, что грузоподъ-
емность звена, указанная в стандарте
соответствует действующему на него рас-
чётному усилию Р (Н).
Величина расчётного усилия, действу-
ющего на звено стропа, зависит не только
от его грузоподъемности и числа гибких
104
ветвей, ио и от положения звена в стропе
(табл. 11.1).
Для концевых звеньев гибкой ветви
расчётное усилие можно определять по
формуле (11.1), т.е. Р - S. Для верхних
навесных звеньев, соединяющих строп с
крюком грузоподъемной машины, Р -
-= ntjp g. Для промежуточных звеньев че-
тырехветвевых стропов, соединяющих по-
парно гибкие ветви и навешиваемых на
верхнее концевое звено, усилиеР опреде-
ляется также, как и для гибкой ветви
двухветвевого стропа.
Расчёт нестандартизованных звеньев
грузовых стропов сводится к раздельному
определению возникающих в них нормаль-
ных напряжений от растяжения и изгиба.
При этом коэффициент запаса прочности
по растяжению Лр определяется как отно-
шение предела прочности материала звена
<тв к напряжению от растяжения ар
Принимают
пр = ~>[Пр] = 5. (11.5)
Коэффициент запаса прочности по из-
гибу лизг определяется как отношение
предельного изгибающего момента Afnp
к действующему в сечении максималь-
ному изгибающему моменту АСшах или
как отношение предела текучести ма-
териала звена при изгибе от к напря-
жению изгиба «Гиз,,. В этом случае по
действующим нормам принимают ко-
эффициент запаса прочности >
> 1,25, т.е.
Мпр °т
пмт= м „ >
лашах wHar
Ь- (ЛиЗГ1 = 1,25. (11.6)
Напряжение растяжения (МПа) в
прямолинейных частях звеньев от на-
грузки Р (табл. 11.1) рассчитывают по
формуле
= 2 ( sinp ) Р ’ П1,7)
где /5 — угол наклона прямолинейной
части звена к горизонтали (рис. 11.1);
Р — площадь сечения звена, мм2.
Максимальный изгибающий момент в
расчётном сечении (сечение 1-1) звеньев,
показанных ца рис. 11.1 и 11.2, определяют
по формулам, приведенным в табл. 11.2.
Предельный изгибающий момент Afnp,
воспринимаемый расчётным сечением без
появления заметных пластических дефор-
маций, определяют по формуле
Мпр = т,И% (11.8)
где сгт — предел текучести материала
звена при растяжении; W — момент
сопротивления расчётного сечения зве-
на изгибу; ет — коэффициент эквива-
лентности (для внешних растянутых
волокои), определяемый по графикам
иа рис. 11.3 в зависимости от отноше-
R
ння х = р ; • (J? и у по рис. 11.4). Для
звеньев по рис. 11.1,6,г,д вместо R под-
ставляют Rt.
Таблица 11.1.
Формулы для определения расчётного усилия Р (Н), действующего на звено стропа
Место звена в стропе Числа ветвей стропа Формула для определения усилия Р
Кольцевое звено гибкой ветви 1 2 4 m„g m^g/2 cosa «ip g / 4 к' cos a
Навесное верхнее (присоединяемое к крюку крана) 1 - 8 «ipg
Промежуточное (объединяющее попарно гибкие ветаи и навешиваемое на верхнее на- весное звено) 4 m^g/2 cosa
105
Рис. 11.1. Схемы к расчету соединительных звеньев стропов : а) овальное;'б) овоидное;
е) круглое ; г) треугольное замкнутое; 3) треугольное разъемное:
1 - скоба, 2 - ограничитель (планка верхняя), 3 - планка нижняя.
Таблица 11.2.
Соотношения размеров звеньев по рис. 11.1 и формулы для определения максимальных
изгибающих моментов в их расчётных сечениях
Тип звена Соотношение размеров
Овальное (ряс 11.1.а) — 1 + R PR 21 +nR
Овоидиое (рис 11.1,6) Р » 0,75' ; 1?! > 2Лг 0,281%
Круглое (рис ИЛ,в) — 0,318 PR
ильное (рис 11,г) •= 60* ; « 21?2 Л - 1,5-Kj 0,3251%
Треугольная скоба (рис ПЛ, д и рис 11.2) — В сечении 1-1 ПЛ - Xh « th - 0,15ft) (X ® 0,15P — усилие распора); В сечении 2-2 А
Для сечения звена в виде круга
диаметром d у = ЛЛ, для эллиптического
сечения у = а/1.
Рис. 11.2. Схема к расчёту треугольного
разъёмного звена.
11.4. Примеры расчётов
Пример 1. Проверить соответствие
Правилам Госгортехнадзора гибкой ветви
нёстандартнзованного четырёхветвевого
стропа грузоподъёмностью Ют- 10000 кг.
В качестве гибкой ветви выбрана высоко-
прочная круглозвенная сварная цепь 14x50-7
по ГОСТ 25996-83. Разрушающая нагрузка
цепи— [Qp] - 230кН - 230000Н.
Решение. Расчётное усилие натяжения
гибкой ветви по формуле (11.1)
_ mrfg - 10000 ’ 9'81 _
т к' cosa 4 • 0,75 • cos45’
= 46434 Н.
Коэффициент запаса прочности гиб-
кой ветви по формуле (11.2)
106
Рис. 11.3. Графики^ для определения «т: области I кривых 1-4 и кривая 5 - наружные рас-
тянутые волокна; области II кривых 1-4 и кривая 6 - внутренние сжатые волокна; 1-4 для
звеньев по рис. 11.1, а-г я расчетного сечения 2-2 скобы по рис. 11.2; 5-6 - для расчетного
сечения 1-1 скобы по рис. 11.2; 1-4 - соответственно для прямоугольного, круглого, эллип-
тического (рис. 11.4, в) трапецеидального (рнс. 11.4,5) сечений;
х - Я/(Я +у ); а, Ях - по рис. 11.4.
1
Рис. 11.4. Поперечные сечения, а) сим-
метричные относительно оси х (прямо-
угольные, круглые, эллиптические, у = а/2);
б) несимметричное относительно оси х
(трапецеидальное, у « Л2 );
I2p 1 230000 ,
П~ S ~ 46434 = 5: = 5
Вывод. По прочности выбранная цепь
соответствует требованиям Правил Госгор-
технадзора.
Пример 2. Выбрать высокопрочную
круглозвенную сварную цепь
по ГОСТ 25996-83 для гибкой ветви
одноветвевого цепного стропа грузопо-
дъемностью Ют- 10000 кг.
Решение. Расчётное усилие натяжения
гибкой ветви по формуле (11.1)
S = Wfpjf _ 10060'9,81 _
т к' cosa 1 • 1 • 1 ~
= 98100Н.
Требуемое разрывное усилие гибкой
ветви по формуле (11.3)
Qp - 5 [л] - 98100 • 5 - 490500 Н -
- 490,5 кН.
Ближайшее большее значение разру-
шающей нагрузки (Q ] - 510 кН имеет
цепь 18x64-10 по ГОСТ 25996-83.
Вывод. Условие прочности (11.4)
ISpl “ 5Ю кН >Qp - 490,5 кН выпол-
нено. По прочности указанная цепь соот-
ветствует Правилам Госгортехнадзора.
Пример 3. Рассчитать на прочность
концевое овоидное звено, предназначенное
для соединения гибкой ветви, рассмотрен
ной в первом примере, со стандартным
промежуточным овальным звеном четы-
рехветвевого стропа грузоподъёмностью
Ют- 10000 кг. Овоидное звено выпол-
нено сварным из стали 26ХГА, круг
диаметром 16 мм. После сварки звено
термически обработано до твердости
HRC 40...45. Предел текучести материала
звена после термической обработки
ох - 1000 МПа, предел прочности сгв -
-1200 МПа. Расчётные размеры звена
(см. рис 11.1, ®: /5 - 75’; - 48 мм;
Я2 “ 24 мм.
Решение. Расчётное усилие, действу-
ющее на концевое овоидное звено по
табл. 11.1
_ mfPg _ 1°00°- 9,81 _
4 К’ cosa 4 • 0,75 • cos45"
= 46434Н.
107
Напряжение растяжения в прямо-
линейных частях звена от нагрузки по
формуле (11.7)
Р
°Р “ 2(sinjS) F
46434 _
_ . л-1б5
2 sm75 ——
4
119,6 МПа.
Коэффициент запаса прочности по
растяжению прямолинейных частей звена
по формуле (ПЛ)
ав 1200 , , ,
П = = ИМ = 10 * 1лр] = 5‘
Вывод. Прочность звена по растя-
жению прямолинейных частей обеспечена.
Максимальный изгибающий момент по
табл. 11.2. для овоидного звена
А/Шах - 0,23 PRt - 0,28-46434-48 -
- 624000 Н-мм.
Предельный изгибающий момент по
формуле (11.8)
Мпр = aTWe^ 1000 • 409,6 • 1,5 -
- 614000 Н мм,
где от - 1000 МПа - 1000 Н/мм2 ;
W - 0,1г/3 - 0,1 -163 - 409,6 мм3;
ет - 1,5 — по кривой 2 на рис 11.3 (для
сечения в виде круга) при -
48
х s------7 =------17 = °>86
а 16
Я1+- 48 +у
Коэффициент запаса прочности по
изгибу по формуле (11.6)
А^пр
Иизг ~ м
шах
614000
624000
= 0,985 <
< [лизг] - 1,25
Вывод. Прочность овоидного звена по
изгибу не обеспечена.
Лример 4. Рассчитать на прочность
скобу (основную деталь) треугольного
разъёмного звена четырехветвевого стропа,
рассмотренного в предыдущем примере.
Скоба треугольного разъёмного звена
по рис 11.1, д имеет эллиптическое се-
чение с размерами а - 32 мм, Ь - 16 мм.
Треугольное разъёмное звено с этими
размерами позволяет непосредственно на-
вешивать на него четыре гибкие ветви (по
две с каждой стороны) в виде отрезков
высокопрочной круглозвенной сварной це-
пи 14x50-7 по ГОСТ 25996-83 (рассмот-
ренной в примере 1) и тем самым
исключить в стропе овоидные звенья,
прочность которых по изгибу, как показано
в примере 3, недостаточна. Отказ от
сварного овоидного звена, подвергаемого
термообработке в осложненных условиях
(после соединения с цепью) позволит
существенно повысить надежность стропа
в целом. Рассчитываемая треугольная
скоба имеет следующие размеры;
L - 150 мм; h > 150 мм; А - 32 мм;
Ri - 56 мм; R2 ~ 28 мм; 0 - 15°.
Материал скобы — сталь 26ХГА, <тт =
- 1000 МПа, ов= 1200 МПа.
Решение. Расчётное усилие, действу-
ющее на скобу, по табл.11.1
Р - m^g - 10000-9,81 - 98100 Н.
Напряжение растяжения в прямоу-
гольных частях скобы от нагрузки Р по
формуле (11.7)
Р
СТР = 2 ( sin/? ) F ~
98100
2 sin75‘ • 401,9
126,3 МПа.
где для сплошного эллипса
/• = ^ai = ^-32- 16 = 401,9мм2.
4 4
Коэффициент запаса прочности по
растяжению прямолинейных частей скобы
°в 1200
ПР “ сгр “ 126,3 “ 9,5 * f"₽] “ 5'
Вывод. Прочность скобы на растя-
жение обеспечена.
Максимальный изгибающий момент в
расчётном сечении 1-1 скобы по табл. 11.2
(для треугольной скобы)
А<ш« = p(f - °>15Л) = 98100 х
X (у- - 0,15 • 150) = 5150250H-MM.
108
Предельный изгибающий момент по
формуле (11.8)
Мпр = ат^ет=
= 1000-1607,7-1,15 - 1848000 Н-мм,
гае для сплошного эллипса
лаЬ л • 322 -25 ,
W = -ду- =---------= 1607,7 мм3;
ет - 1,15
Коэффициент запаса прочности по
изгибу по формуле (11.6)
Л^пр 1848000 Л
”изг ~ мшах = 5150250 “ 0,36 <
< 1яизг1 “
Вывод. При выбранном сечении проч-
ность скобы по изгибу в сечении 1-1 ие
обеспечена. Для повышения прочности
скобы ее можно выполнить с переменным
сечением: эллиптическим в местах на-
вешивания гибких ветвей (сечение 2-2) с
указанными выше размерами (а - 32 мм,
Ь - 16 мм) и усиленным эллиптическим
— в расчётном сечении 1-1 (рис 11.1, д) с
размерами а ~ 50 мм; Ь - 25 мм.
Тогда
я 50? -25
32
6132,8 мм3;
я а Ъ
32 “
Ж =
М - 1000-6132,8-1,15 -
- 7053000 Н-мм;
мпр _ 7053000
”изг = Маю ~ 5150250 = 1,37 *
> [ли1г] - 1,25
Вывод. Прочность по изгибу в усилен-
ном сечении 1-1 обеспечена, ио требуется
проверка прочности по изгибу в сечении
2-2.
Для сечения 2-2
_ Р _ 98100 _
™шах “ 2 “ 2 32 -
= 1570000 Н-мм;
1Ияр = <гт 1000-1607,7-1,25 =
= 2010000 Н-мм,
да ет - 1,25 прн
ч
R2 28 Л .
В2 + - 28 + у
Mnp 2010000 , „о
“ маях ~ 1570000 = 1,28 >
> 1л„зГ] - 1,25
Вывод. Прочность скобы с усиленным
сечением 1-1 обеспечена в обоих расчётных
сечениях.
Литература
1. ОСТ 24.090.48-79. Стропы грузовые
Типы. Конструкции и размеры.
2. Вайнсон А. А., Андреев А. Ф. Кра-
новые грузозахватные устройства.
М.-. Машиностроение. 1982. 304 с.
3. ОСТ 24.090.49-79. Стропы грузовые.
Звенья. Типы. Конструкция и размеры.
109
ГЛАВА 12. АВТОМАТИЧЕСКИЕ ЗАХВАТЫ
Под автоматическими захватами под-
разумеваются ориентируемые грузозах-
ватные устройства с автономным при-
водом, управляемые дистанционно, как
правило из кабины крановщика, позволя-
ющие осуществлять застройку и отстропку
штучных грузов без участия стропаль-
щиков [1].
В данной главе представлены на
примерах особенности расчёта появив-
шихся в последние годы автоматических
захватов охватывающего и защемляющего
ТИПОВ.
В качестве автоматических захватов
охзатывающего типа рассмотрен захват
для труб большого диаметра, в качестве
автоматических захватов защемляющего
типа рассмотрен захват-кантователь для
рулонов стали. При этом, учитывая, что
автоматические захваты состоят из ме-
ханизмов, узлов и деталей, нагружаемых
подобно крановым механизмам, в главе
даны особенности расчёта, а, точнее,
подходы к решению задач, возникающих
при их расчётах [2-4].
Автоматический захват для труб
большого диаметра (рис. 12.1) состоит из
одной или нескольких направляющих 1 (на
рис. 12.1 из 2-х направляющих), вдоль
которых под действием привода 2, в данном
случае канатного, передвигаются захват-
ные каретки 3. На рис. 12.1 представлен
общий вид захвата, на виде А — боковая
проекция захвата, на рис. 12.2 — схема
запасовки каната на одной направляющей,
на рис. 12.3 — захватная каретка. Захват,
подвешиваемый к двум крюкам грузо-
подъёмного крана, может одновременно
поднимать одну или две трубы. Привод
захватных кареток 3 (рис. 12.2), осущест-
вляется от одной лебедки. В схему запа-
совки каната встроены ограничители
натяжения 4. Канатные блоки 5 захватных
кареток соединены с каретками системой
Рис. 12.1. Автоматический захват для подъёма одной или двух труб.
110
Рис. 12.2. Кинематическая схема привода кареток захвата для труб.
рычагов б и тяг 7, воздействующих на
убирающиеся подхватные губки 8 (рис.
12.3).
Возврат подхватяых тубок в вер-
тикальное наложение осуществляется под
действием пружин 9. Колеса 10 тележек
захватных кареток упираются в верхнюю
и нижнюю палки направляющих, при этом
несущая способность колес должна быть
рассчитана иа перемещение кареток без
нагрузки. Под действием нагрузки рычаги
11, на которых установлены колеса, пово-
рачиваются, сжимая пружины 12 так, что
тележки опираются на направляющие
специальными упорами 13, расположен-
ными на их корпусе. Вследствие этого,
захватные каретки под нагрузкой удер-
живаются от смещения силами трения,
возникающими между упорами и направ-
ляющими.
При расчёте захвата необходимо преж-
де всего определить режим работы его
механизмов и узлов. В данном случае, и
это относится к большинству захватов
охватывающего типа, группа режима рабо-
ты узлов и деталей соответствует группе
режима работы механизма подъёма крана.
В случае захвата для труб эго группа
режима 5М по ГОСТ 25835-83. Группа
режима работы стальных сварных конст-
рукций захвата 7К по ГОСТ 25546-82.
Группа режима работы механизма гори-
зонтального перемещения захватных каре-
ток — 2М.
Рис. 12.3. Каретка автоматического захвата (см. узел I рис. 12.1).
111
Расчет захвата производится поэле-
ментно. В соответствии с установленными
выше группами режима работы узлов и
механизмов определяются расчётные на-
грузки. Учитывая возможность самоуста-
новки лап захвата и сведения их прак-
тически к одной точке при подъёме одной
трубы, нагрузка на все лапы захвата
принимается равной, т. е. нагрузка на
каждую лапу равна G /4.
Расчетная нагрузка
Цр
+ U2.1)
где Grp — вес груза; Ко — коэфф-
ициент перегрузки; у>верг — коэффи-
циент, учитывающий динамику
механизма подъёма в соответствии с
ОСТ 24.090.72-83 “Нормы расчёта
стальных конструкций мостовых и коз-
ловых кранов“.
Колеса тележек нагружаются усилием
пружин, деформируемых за счет выборки
зазора между упорами 13 и поверхностью
направляющих.
Перемещение обычно составляет 5—
—8 мм, усилие предварительной затяжки
пружин в рассматриваемом примере сос-
тавляет ориентировочно 1800...2000 Н.
Это усилие обусловлено необходимостью
преодоления силы тяжести незагруженных
кареток и уточняется в каждом конкретном
случае.
После определения (шорных реакций,
действующих от упоров тележек на на-
правляющие в точках и Аг, иВ2
(рис. 12.4) от расчётной нагрузки Р,
приложенной к подхвапюй губке,
производится расчёт направляющей как
балки на двух опорах, симметрично нагру-
женной от кареток в точках Aj и А2, и
Bi. Опорами направляющей являются либо
опоры рамы, подвешиваемой к крюкам
крана, на которую опираются направля-
ющие, либо точки подвеса направляющих
при отсутствии рамы.
Захват-кантователь для рулонов
стали (рис. 12.5) состоит из зажимающего
устройства (собственно захвата 1), подве-
шенного на двух втулочно-роликовых
Рис. 12.5. Захват-кантователь для рулонов
стали.
112
цепи 2 к двум звездочкам 3 кантующего
устройства (кантователя) 4. Захват-канто-
ватель подвешивается к снабженному
приводом поворота крюку мостового крана.
Зажимающее устройство состоит из рамы
5 с неподвижным упором б, рычага 7,
винтового привода 8 предварительного
фжатия, установленного цапфами в экс-
центриках 9, приводимых винтовым при-
водом 10 окончательного зажатия. Оба
винтовых привада устроены одинаково и
включают в себя одноступенчатый редук-
тор с фланцевым электродвигателем. Зуб-
чатое колесо редуктора с помощью под-
шипников установлено на гайке, которая
взаимодействует с винтом.
Кантующее устройство включает в
себя помимо звездочек и цепей привод,
состоящий из редуктора и электродвигате-
ля, соединенных между собой зубчатыми
муфтами, и тормоза на валу электродвига-
теля. Конструкция обеспечивает при всех
положениях захвата с грузом или без груза
положение его центра тяжести между
ветвями цепей. С этой целью на кантова-
теле установлены отклоняющие ролики
(или звездочки) 11, 12, увеличивающие
угол отклонения цепей.
Расчет захвата-кантователя имеет ряд
особенностей.
При определении крутящего момента,
действующего на звездочки, необходимо
определить наибольшее отклонение центра
тяжести захвата с грузом относительно оси
звездочки. Это положение характеризует-
ся наибольшей разностью натяжения це-
пей. Положение центра тяжести следует
определять графически в S...9 положениях
захвата с грузом в пределах его рабочего
угла кантования 90*. При этом следует
исходить из того, что прн одноточечной
подвеске всего устройства на крюке крана,
в процессе кантования груза центр тяжести
захвата-кантователя с грузом находится
всегда под точкой подвеса, т. е. под
крюком, в то время как положение центра
тяжести захвата с грузом относительно оси
звездочки постоянно изменяется. Для
предварительных расчётов можно опреде-
лять крутящий момент по формуле
Мкр - О.гс^Рзе, (12.2)
где Gpp — вес груза; 2>ав — диаметр
делительной окружности звездочки.
После определения положения на-
ибольшего отклонения центра тяжести
захвата с грузом от оси звездочек гра-
фическим путем определяют натяжение
цепей 7i и 72 путем решения обычной
статической задачи.
Затем определяют расчётное значение
крутящего момента по формуле
•Озв
МКР-Р = ~2 (Л - ra) *1 кг . <12-3>
тде!?! - 1,2 — коэффициент, учитыва-
ющий неточность при определении по-
ложения центра тяжести и массы груза;
К3 ~ 1,3 — коэффициент, учитыва-
ющий степень ответственности меха-
низма.
Исходя из наибольшего натяжения
цепей Т2, производится расчёт цепей. При
этом следует учитывать некоторую нерав-
номерность нагружения ветвей цепи, вы-
званную четырёхточечной, статически не-
определимой подвеской захвата. Следова-
тельно, наибольшая нагрузка на цепь
равна
Гмакс “ 1>2 У» > (12.4)
где коэффициент 1,2 учитывает нерав-
номерность нагружения ветвей цепи.
При расчёте захвата следует руковод-
ствоваться следующими соображениями:
коэффициент трения между губками за-
хвата и поверхностью рулона должен быть
не больше коэффициента трения между
витками листа в рулоне; коэффициент
трения для стальных рулонов следует
принимать / > 0,1; коэффициент запаса
удержания рулона следует принимать
К3 - 1,5.
Исходя из этого, необходимое ми-
нимальное усилие сжатия витков рулона
определяется по формуле
Р If
где 0^, — вес груза; “2“ — коэффи-
циент, учитывающий число поверхно-
стей трения от двух губок; К3 » 1,5 —
коэффициент запаса; / — коэффициент
трения.
(12.5)
113
Фактическое усилие Рф зависит от
характеристики привода и может превы-
шать необходимое минимальное усилие Р.
Ряд интересных конструкций авто-
матизированных захватов описаны также
в (Ц-[41.
Рф-КпР, (12.6)
где Ка — коэффициент перегрузки
электропривода. Если усилие Р соответ-
ствует средне-пусковому моменту элек-
тропривода, то
^шах
•^п = ~м
Ср. пуск
(12.7)
При этом все механические узлы и
детали винтового привода должны быть
рассчитаны на усилие Рф.
Литература
1. Справочник по кранам, т. 2. Л.:
Машиностроение. 1973.
2. Андреев А. Ф. Грузозахватные уст-
ройства и приспособления. М.:
НИИИНФОРМТЯЖМАШ. 1977.
3. Протасов Л. П. Захватные устройст-
ва для грузов. М.: ЦБТИМС. 1968.
4. Смирнов Е. В., Альтшуллер Я. Е.
Грузозахватные устройства для кранов. М.:
Речной транспорт. 1971.
ГЛАВА 13. ГРЕЙФЕРНЫЕ МЕХАНИЗМЫ
13.1 Назначение, принцип действия
и классификация
Подъём (перемещение) груза выпол-
няется после загрузки несущего органа
грузоподъёмной машины. При крюковой
подвеске эта трудоёмкая операция осуще-
ствляется с помощью строп вручную.
Грейферные механизмы (грейферы)
предназначаются для автоматической за-
грузки крана грузом.
Краны, оснащенные грейферами, ши-
роко используются на погрузочно-разгру-
зочных и штабелевочных работах и на
транспорте, и в технологических целях:
для проходки вертикальных стволов шахт,
при подъёме взорванной породы из шур-
фов, для додачи материалов на шихтовых,
скрапных и рудных дворах, формовочных
материалов в литейных цехах, для уборки
стружки и лома, на земляных работах (при
рытье глубоких ям), для подачи инертных
материалов в бункеры бетонных заводов,
при выполнении работ “нулевого" цикла
(рытьё котлованов под фундамент) и др.
Грейфер представляет собой много-
звенный механизм, состоящий из привода,
который может быть на нем самом иди
раполагаться вне его (на тележке крана,
на лебедке, смонтированной на стационар-
ной раме, остове стрелы), передач, связы-
вающих привод с исполнительной частью —
лапами, челюстями, ковшами, створками
для зачерпывания и удержания груза.
По системе привода для смыкания
челюстей грейферы делятся на канат-
ные — одноканатные, двух-(четырех) ка-
натные и приводные (электромехани-
ческие, гидравлические, электрогидравли-
ческие и пневматические).
По характеру воздействия на зачерпы-
ваемый материал различают грейферные
механизмы без интенсифицирующих уст-
ройств и с интенсифицирующими устрой-
ствами. К последним относят грейферы
вибрационные, с пульсаторами, накопите-
лями энергии, реализующие ее для прео-
доления больших сопротивлений прн за-
черпывании [1 ]. По числу челюстей они
могут быть двухчелюстные, четырехчелю-
стные и миогочелюстные.
Классификация грейферных механиз-
мов дана на рис. 13.1.
Одноканатные грейферы представляют
собой группу, автоматических зачерпыва-
ющих механизмов, навешиваемых на крюк
грузоподъёмной машины (съёмные однока-
натные грейферы), либо связанных непос-
редственно с канатом механизма подъёма
крана (несъёмные одноканатные грейфе-
ры) . Преимущество одноканатных грейфе-
ров заключается в возможности исполь-
зования обычных однобарабанных приво-
дов грузоподъёмных машин. Этой особен-
ностью определяется и область их при-
менения.
Общим для всех цдноханатных грей-
феров является то, что весь цикл работы
грейфера (зачерпывание груза, подъём
груженого грейфера, раскрытие челюстей
для опорожнения и опускания пустого
грейфера в материал для нового зачерпы-
вания) ведется с помощью одного или двух
параллельных подъёмных канатов ме-
ханизма подъёма груза крана.
По схеме открытия челюстей эти
грейферы подразделяются на:
а) грейферы, челюсти которых откры-
ваются в пределах хода крюка на высоте с
помощью тросового выключающего уст-
ройства;
б) грейферы, челюсти которых откры-
ваются при упоре;
в) грейферы, челюсти которых откры-
ваются на определенной высоте с помощью
специального “колокола" [1].
Принцип действия одноканатного
грейфера наиболее распространенного ис-
полнения, работающего по схеме “б“,
показан на рис. 13.2. В момент зачерпы-
вания (рис. 13.2, а) головка 2 и нижняя
траверса б связаны между собой через
канатный полиспаст 3, промежуточную
траверсу 4 при помощи замкового устрой-
ства.
При перемещении вверх скобы 1,
одеваемой иа крюк крана, происходит
сближение нижней траверсы и головки,
поворот челюстей 5, внедрение их в
материал и его зачерпывание. Груженый
грейфер (рис 13.2, б) перемещают к месту
разгрузки. Для раскрытия челюстей грей-
115
Рис. 13.1. Классификация грейферных механизмов.
Рис. 13.2. Схема работы одноканатного грейфера.
фер опускают до касания с опорной
поверхностью, что ведет к автоматическо-
му размыканию замкового устройства (рис.
13.2, в). При последующем подъёме грей-
фера происходит раскрытие челюстей и
выгрузка зачерпнутого материала. Для
нового зачерпывания (рнс. 13.2, г) раскры-
тый грейфер кладут на материал, продол-
жают опускать скобу 1, что ведет к
срабатыванию замкового устройства и
соединению узлов б и 4.
Одноканатные грейферы имеют ряд
особенностей,которые необходимо учиты-
вать при выборе их для конкретного
назначения.
Если съёмный одноканатный грейфер
подвешен на крюк крана, то вертикальное
перемещение груженого грейфера огра-
ничивается ходом крюковой подвески. Так
как для зачерпывания большинства грузов
в конструкции грейфера должен быть
предусмотрен полиспаст со значительной
кратностью о,,, то ход каната для смыкания
челюстей будет (см. рнс. 13.2, а, б) [11,
[4]
“ Л йп “ (Сх — С2) ав,
где Л — величина, на которую сближа-
ются головка и промежуточная травер-
са, а полезная высота подъёма закры-
того грейфера будет
Я, - Н-1а.
Здесь Н — высота подъёма крюка.
Из изложенного видно, что приме-
нение съёмных одноканатных грейферов с
большой величиной ограничено, так как
в этом случае величина Ях становится
недостаточной для разгрузки или зачерпы-
вания. У несъёмных одноканатных грейфе-
ров может быть использована вся высота
подъёма крюка Я.
Двух - (четырех) канатные грейферы
для постоянной работы кранов с таким
грузозахватным устройством работают от
двух механизмов, размещенных на крано-
вой тележке — одного для замыкающего
каната, второго — для подъёмного. Двух-
четырех) канатные грейферы кинема-
тически идентичны — у первых внутри
грейфера одинарный полиспаст, а у вторых
— сдвоенный. Схема работы двух-
(четырех) канатного грейфера представле-
на на рис. 13.3.
Цикл работы грейфера включает:
— опускание порожнего раскрытого
грейфера на груз (рис. 13.3, а), при этом
подъёмный и замыкающий канаты должны
иметь одинаковую скорость;
— зачерпывание груза происходит при
смыкании челюстей с помощью одного
замыкающего каната при ослабленном
подъёмном (рнс. 13.3, б);
— подъём груженого грейфера должен
вестись обеими труппами канатов (рис.
13.3, в), однако он может быть выполнен
одним замыкающим канатом, в этом
случае замыкающий механизм крана
воспринимает полный вес гружёного грей-
фера;
— опорожнение грейфера
(рис. 13.3, г) происходит прн раскрытии
челюстей “навесу" прн неподвижном
подъёмном канате и ослаблении замыкаю-
щего каната. Под действием силы тяжести
челюстей, траверсы и зачерпнутого ма-
117
К барабану К барабану
механизма механизма
Рис. 13.3. Схема работы двух - (четырех) канатных грейферов:
1 - подъёмный канат; 2 - замыкающий канат; 3 - головка; 4 - канатный замыкающий
полиспаст ; 5 - тяги; 6 - траверса; 7 - челюсть.
тернала челюсти раскрываются и опорож-
няются.
Приводные электромеханические
грейферы составляют обширную труппу
съёмных механизмов. Они удобны для
быстрой смены грузозахватного органа. По
системе передаточных механизмов эти
грейферы подразделяют на винтовые
(шля сдельные), секторные, лебедочные
(талевые), эксцентриковые и др.
Винтовые грейферы могут быть с
вертикальным, наклонным или горизон-
тальным винтом. Лебедочный грейфер
полиспастный показан на рис. 13.4, а,
талевый — на рис. 13.4, б, винтовой — на
рис. 13.4, в, секторный — на рис. 13.4, г.
Гидравлические грейферы подразделя-
ются на грейферы, у которых гидронасос с
приводом находится вне его, а смыкание
челюстей осуществляется гидроцилиндра-
ми, связанными с насосом шлангами, и
грейферы, у которых гидронасос с элект-
родвигателем устанавливается на его кор-
пусе. Первые именуются гидравлические,
а вторые — алехтрогидравлические
(рис. 13 Л).
13.2 Кинематический анализ
канатных грейферных механизмов
Существенной особенностью канатно-
го грейферного механизма является то, что
число подвижных звеньев и кинемати-
ческих пар в нем может изменяться в
зависимости от характера и величины
сопротивлений, преодолеваемых челюстя-
ми при зачерпывании, а также — от
системы подвески звеньев грейфера к
канатам подъёмного и замыкающего бара-
банов. При этом некоторые звенья оста-
навливаются или изменяют характер сво-
его движения. Следовательно, и число
степеней подвижности данного грейферно-
го механизма может изменяться, Таким
образом, грейферы можно отнести к ме-
ханизмам с переменной структурой [1 ].
Структурный анализ канатных грей-
феров нужно вести в совокупности со
звеньями кранового механизма. Иначе
говоря, канатный грейферный механизм
есть кинематическая цепь, в которую
входят два ведущих звена (барабаны
подъёмных крановых лебедок при двухка-
натном варианте грейфера), головка, тра-
верса, челюсти, тяги и полиспаст. Если
барабаны имеют независимые друг от друга
движения, то такой грейферный механизм
является дифференциальным механизмам
с двумя степенями подвижности [2].
Для исследования кинематики грей-
ферных механизмов можно использовать
метод “затвердевшей выемки". Он состоит
в том, что выемка, образованная в зачер-
пываемом материале иожом челюсти,
рассматривается как абсолютно твердая
поверхность, по которой скользит при
118
Рис. 13.4. Приводные электромеханические грейферы: а) лебёдочный: 1 - питающий элек-
трокабель; 2 - скоба для навески на крюк; 3 - головка; 4 - ограничитель усилия; 5 - замы-
кающий полиспаст; 6 - лебёдка; 7 - тяги; 8 - челюсти; 9 - траверса;
б) талевый:10 - таль; 11 - питающий электрокабель; 12 - головка; 13 - тяги; 14 - траверса;
15 - челюсти;
в) винтовой: 16 - питающий злектрокабель; 17 - подвеска; 18 - электромеханический привод;
19 - винтовые тяги; 20 - поворотные гайки;
г) секторный: 21 - секторное колесо, связанное с челюстью; 22 - электропривод с ведущей
шестернёй; 23 - питающий кабель; 24 - челюсть.
119
Рис. 13.5. Гидравлические грейферы: а)подвесной: 1 - скоба для навески на крюк, 2 - го-
ловка, 3 - тяги, 4 - шланг, 5 - гидроцилиндр, 6 - траверза, 7 - челюсти;
б) навесной штанговый: 8 - стрела крана, 9 -/шланги к ротатору, 10 - ротатор для поворота,
И - верхняя секция штанги, 12 - средняя секций штанги с размещенным внутри гидроцй-
линдром, 13 - шланги к гидроцилиндру смыкания челюстей, 14 - июкняя секция штанги с
направляющими для перемещения головки грейфера с тягами,, 15 - тяги, 16 - челюсть.
зачерпывании нож челюсти. При этом
условии можно считать, что нож и затвер-
девшая поверхность образуют высшую
кинематическую пару. Кривая этой вы-
емки (кривая зачерпывания) может быть
снята специальными приборами (при ана-
лизе работы грейфера) или задана ана-
литически (при синтезе механизма). При
известных, таким образом, кривой зачер-
пывания и характере движения замыкаю-
щего каната получим механизм с одной
степенью подвижности, обладающий опре-
деленностью движения всех звеньев.
Принимая, что нож челюсти переме-
щается по кривой зачерпывания и так как
скорость ветви каната, идущего к ведуще-
му звену (барабану), Vt равна окружной
скорости этого ведущего звена, то скорости
перемещения головки, траверсы и замыка-
ющего каната можно связать рядом зави-
симостей (рис. 13.6).
Если в процессе смыкания челюстей
траверса неподвижна (скорость точки А,
VK - 0) , то связь между скоростью го-
ловки VD и скоростью замыкающего
каната VK , идущего к ведущему звену
(барабану), определяется зависимостью
Ук = Уо (*п - 1) > (13.1)
где ап — кратность полиспаста грей-
ферного механизма.
Если в процессе смыкания челюстей
головка неподвижна (скорость точки D,
- 0),то
FK=VDan- (13.2)
В общем случае, когда перемещаются
одновременно головка (VD # 0) и траверса
(УА*0), причем закон движения их
неизвестен, можно написать
Ук = Уо (*п - 1) ± Ук "п • (13-3)
120
Рис. 13.6. Схемы для кинематического анализа грейферных канатных механизмов.
Для определения действительных ско-
ростей звеньев механизма необходимо
установить соответствующие зависимости
между скоростью каната и скоростями
движения головки и траверсы в зави-
симости от характера движения головки по
отношению к траверсе. Могут иметь место
четыре случая этих движений, когда
скорости головки и траверсы направлены
(рис. 13.6):
в) в одну сторону — вверх;
г) навстречу друг другу;
д) в противоположные стороны;
е) в одну сторону — вниз;
Рассмотрим первый случай. Восполь-
зуемся методом обращения движения.
Прикладываем ко всей системе скорость
VD, направленную вниз, тогда скорость
каната VK' = VK — Vo
скорость траверсы УА' = УА - Ув
скорость головки Уо' = Уо - VD = 0.
Так как связь между скоростями .
траверсы и каната при принятой схеме
полиспаста определяется соотношением
Ук = УА <гп то в случае обращенного
движения Ук' = УА' а„ следовательно,
Ук - VD » (VA ~ Fo) > откуда
П-
V.
Обозначив — = К получим
"п
Очевидно, для всех случаев эта фор-
мула имеет вид
VK
У„ = ~Т~Ч - (13.4л)
D К а„ + (ап + to) а
где а - ± 1 ; е0 - ±1 .
Таким образом, могут быть вычислены
скорости головки для веек четырех случаев:
первый а = -1; s0 “ —1;
121
второй а = +1; е0 = —1;
третий а = +1; е0 = +1;
четвертый а = —1; е0 = +1.
Пусть необходимо определить скорость
звеньев грейфера по схеме, изображенной
на рис. 13.6,а, для 'которого известна
кривая зачерпывания или ее уравнение.
Для каждого положения грейфера скорость
ножа известна лишь по направлению (она
направлена по касательной к кривой
зачерпывания в точке С). Известна также
скорость замыкающего каната VK. Для
построения плана скоростей (рис. 13.6, б)
напишем векторное уравнение для точки
А (рис. 13.6, а):
VA = Vc + vAC (13.5)
В этом уравнении известны направ-
ления всех векторов скоростей. Так как
характер движения траверсы и головки
неизвестен, план скоростей строим в
отвлеченном произвольном масштабе fi
(рис. 13.6, б).
Пусть вектор РА на плане скоростей
выражает в этом масштабе величину
скорости УА для данного положения грей-
фера. Очевидно, построением векторного
уравнения (13.5) сразу определяется в том
же произвольном масштабе абсолютная
скорость Vc точки С и относительная
скорость вращения точки А вокруг
точки С.
Для -точки В пишем два векторных
уравнения
Vb^c + Vbc; Vb^a + Vb*.
Так как в этих уравнениях три
неизвестных (величина и направление
скорости точки В и величина скорости Ув),
v-o для определения скорости точки В
недостаточно.
Для нахождения скорости VD точки D
пишем векторное уравнение
= + VDB.
Дальнейшее определение действитель-
ных скоростей всех точек механизмов
ведется в такой последовательности. По
плану скоростей определяется величина К
*АВ
К = = ^ . (13.6)
r DB r D
Так как и сп известны, то по
формулам (13.4) и (13.4а) определяют
действительные величины VD и VA в
зависимости от характера движения го-
ловки и траверсы. Следовательно, масштаб
построения
V V
’о *л
Затем последовательно определяют
скорости точек С и В
Vc = Vc/3, VB = VB/?
Аналогично определяют скорости всех
точек механизма для других положений
грейфера. Очевидно, что для каждого
положения грейфера будет свой масштаб
0, который может быть определен так же.
13.3. Сущность процесса
зачерпынзния
Процесс зачерпывания , под которым
понимается заполнение челюстей грейфера
материалом, прн данном характере вза-
имосвязанных движений элементов грей-
фера в большой степени зависит от
физико-механических свойств материа-
лов, подлежащих зачерпыванию. Зачерпы-
вание таких материалов, как песка, це-
мента протекает иначе чем гравия, щебня,
руды и др. В первом случае почти
отсутствуют силы сцепления между час-
тицами, во втором — силы сцепления
довольно значительны. Эти силы опреде-
ляют относительную взаимную подвиж-
ность частиц. Проявлением подвижности
частиц является коэффициент внутреннего
треиня, который тем больше, чем меньше
подвижность частиц [1 ] [3] [4].
Форма частиц определяет характер
движения их по плоскостям переме-
щения — внутренним поверхностям челю-
стей (скольжение или качение). При
скольжении на характере движения отра-
жается различное значение коэффициента
трения, а при качении, кроме того, радиусы
и моменты инерции частиц.
Следует различать внутренюю область
зачерпывания и внешнюю, находящуюся
вне контура грейферного ковша. Во внут-
ренней области происходит уплотнение
122
материала, его рыхление и перемещение.
Во внешней области происходит также
уплотнение оставшегося массива мате-
риала, сдвиг слоев в нем и т. д.
Геометрическая форма поверхностей
играет важную роль и влияет на характер
перемещения частиц материала при зачер-
пывании. Параметрами геометрических
ферм поверхностей челюстей является угол
наклона плоскости, вид кривой в направ-
лении движения материала (вогнутая или
выпуклая) и- кривизна этой кривой.
Процессы, связанные с зачерпыванием
материала грейферами, происходят со
сложными объёмными деформациями ма-
териала. Последовательность этих процес-
сов следующая. Вначале опущенный грей-
фер под действием собственного веса
внедряется в материал; при этом ножевые
части челюстей, перемещаясь в материале,
несколько его уплотняют как с боков, так
я под тррцетюй поверхностью ножа; при.
наличия зубьев на режущей кромке челю-
стей уплотнение материала по длине
челюсти неодинаково. Затем под действием
усилий в замыкающем канате начинается
поворот челюстей с одновременным
перемещением их вниз. Благодаря
этому (при челюстном варианте грей-
фера) из массива вырезается слой
материала, объём которого ограничен
контуром челюсти и глубиной внед-
рения челюсти в материал. Далее
происходит перемещение постепенно
увеличивающегося объёма материала
к середине грейфера.
Два потока материала, движу-
щихся навстречу друг другу, посте-
пенно начинают Взаимодействовать и
по мере смыкания челюстей сжима-
ются, перемещаясь по оси грейфера в
вертикальном направлении.
Под действием усилия на ноже
куски материала перемещаются в
зоны меньших сопротивлений: вниз и
расщелину между другими кусками и
в стороны (внутрь контура ковша и
вне его). Перемещение вне контура
ведет к некоторому уплотнению окру-
жающего массива. Однако сопро-
тивление этому уплотнению велико,
поэтому челюсть под действием реак-
тивных сил перемещается к оси
грейфера, что вызывает дополнительное
усилие сжатия кусков материала, дви-
жущихся внутри контура.
При зачерпывании мелких сыпучих
материалов, таких, как песок, мелкий
уголь и др., усилие в замыкающем канате
по мере смыкания челюстей возрастает
равномерно — кривая 1 (рис. 13.7, б).
Иначе проходит процесс при зачерпывании
крупнокусковых материалов — кривая 2.
В этом случае при смыкании происходит
образование из контактирующих кусков
жёстких “балок", линия контакта между
которыми характеризуется сложными кри-
выми (рис. 13.7, а). Были выявлены фак-
торы, сопутствующие процессу образова-
ния и разрушения “балок", возникающих
при сжатии перемещающихся навстречу
друг другу массивов материалов; при
кусковых материалах сначала выбираются
зазоры между кусками, а затем при их
контактировании возникают жёсткие
“балки" различной протяженности. Таких
контактных линий в плоскости зачерпы-
вания между днищем челюсти и кусками
по высоте массива зачерпываемого ма-
Рис. 13.7. а) процесс-образования “балок" при
зачерпывании; б) изменение усилий в
замыкающем канате грейфера при зачерпывании
мелкосыпучих материалов (кривая 1) и крупно-
кусковых (кривая 2).
123
териала может образоваться одновременно
несколько (рис. 13.7, б). Распорные “бал-
ки" возникают также и в поперечном
сечении между стенками челюстей, причем
с уменьшением отношения В /L assp&-
тивление их разрушению возрастает (L—
раскрытие челюстей; В — ширина челю-
стей). Уменьшение влияния или разру-
шение “балок" достигается выбором для
данной труппы материалов соответствую-
щей формы челюстей, а в ряде случаев
применением интенсифицирующих воз-
действий, например, вибрации.
134. Силы, действующие на грейферный
механизм в процессе зачерпывания
Силы, действующие на челюсть в
процессе зачерпывания, включают в себя:
— силы, связанные с перемещением
режущего контура челюсти, состоящего из
постоянного по длине горизонтального
участка (равного ширине челюсти) и двух
наклонных участков боковых щек челю-
стей, длина которых изменяется в зави-
симости от ординаты погружения челюсти;
— силы, связанные с перемещением
зачерпываемого материала по наклонной
плоскости, образуемой в процессе' смы-
кания днищем челюсти (угол р наклона
плоскости переменный);
— силы сопротивления трения ма-
териала, находящегося внутри ковша, об
оставшийся массив материала и о стенки
челюсти, а также трения наружных стенок
челюстей об охватывающий массив ма-
териала;
— силы сопротивления при сжатии
двух движущихся навстречу потоков ма-
териала.
Инерционные силы, действующие на
грейферный механизм в процессе зачерпы-
вания, в большинстве случаев незна-
чительны, поэтому ими можно пренебречь.
В обобщенном виде силы сопротив-
ления могут быть сведены к следующему
[1] [51:
Сила сопротивления на ноже челюсти
R1=Bipot (13.7)
где В — длина иожа, равная ширине
челюсти, 6 — толщина ножа, рд —
удельное сопротивление резаиию мел-
кого сыпучего материала или сопро-
тивление внедрению деформатора (для
кусковых сыпучих материалов).
Сила сопротивления на двух наклон-
ных баковых участках ножа
’• |13!>
где у — текущее значение вертикаль-
ной ординаты погружения иожа челюс-
ти, р — текущий угол поворота че-
люсти.
Величину рд можно определить по фор-
муле
Ро = j 31 УРм gf0 + (31 /о - Т) 1 х
I '0 1
где рм — насыпная плотность матери-
ала, xr/M’j g - 9,81м/с2; /0 — ко-
эффициент внутреннего трения мате-
риала, т' — начальное сопротивление
материала сдвигу, <5 — толщина ножа,
а' — средний размер куска.
R3 — сила сопротивления, возникаю-
щая при перемещении зачерпываемого
материала по наклонной плоскости, обра-
зуемой днищем челюсти с учетом трения
о поверхности.
Rt — сила сопротивления, возникаю-
щая при сжатии двух движущихся друг к
другу потоков материала.
Определение величин R3, R4 пред-
ставлено в специальной литературе [1 ].
Аналитическое определение зачерпы-
вающей способности грейфера и его собст-
венной массы сводится к решению диф-
ференциального уравнения процесса за-
черпывания на основе определения те-
кущих координат погружения у при
указанной системе сил сопротивлений.
Следующая система уравнений (рис.
13.8) позволяет определить текущее зна-
чение веса зачерпываемого материала и
далее зачерпывающую способность за весь
процесс смыкания челюстей в материале
*о
Gx = В RxpMg = Врмg f ydx (13.10)
х
124
X
Gx= - BpugJ ydx
x,
dGx
— = -BPltgy, t.k.
X =pcos(P + y) + Co
dx = - psin(P + y)dp
Следовательио,
dGx
-Jp- = BpMgpsia{P+Y)y (13.11)
ющих грейферов, обладающих низкими
энергозатратами при работе с данной
группой материалов.
Величина С0‘ зависит от насыпной
плотности перегружаемого груза, грануло-
метрического его состава и податливости
зачерпыванию. Данные по Со' для ряда
грузов приведены в табл. 13.1.
Дальнейшие экспериментальные ис-
следования позволят расширить перечень
грузов, для которых величины Со' опреде-
лены.
Этот метод требует учета мно-
гих факторов таких, как силы
сопротивления на ноже и стенках
челюсти, сопротивления внедре-
нию в зависимости от рода перег-
ружаемого материала и его фи-
зико-механических свойств, вли-
яния формы челюсти, распреде-
ления масс отдельных частей грей-
фера и т. д. Поэтому, в связи с
действием ГОСТ 24599-87 “Грей-
феры канатные для навалочных
грузов. Общие технические ус-
ловия" , определяющего ряд харак-
теристик материалов по их по-
датливости зачерпыванию, ниже
излагается практический метод
расчёта грейферов по энергети-
ческим затратам, обладающий до-
статочной точностью.
Рис. 13.8. Нагрузки на грейфер при зачерпыва-
нии; сила тяжести масс:
13.5. Энергетический метод
расчёта грейферов
mg - головки, rrijg - траверсы, mDg и mBg - тяг,
<?х - груза на одну челюсть; Sk - усилие в ветви ка-
ната полиспаста, Я2 Я3 Rt - силы сопротивления
зачерпыванию.
Сущность энергетического метода со-
стоит в использовании для определения
основных параметров грейфера данных об
энергетических затратах на зачерпывание
1данного груза, полученных экс-
периментальным путем. Такими данными
могут служить величины, характеризу-
ющие удельную работу, необходимую на
зачерпывание 1м3 груза Со' (кДж/м3)
либо удельную мощность Со (квт. ч/м3).
Эти величины можно получить по
результатам исследований хорошо работа-
ГОСТом 24599-87 установлены пре-
дельные значения собственной массы грей-
фера «ф в зависимости от грузо-
подъёмности крана Q для различных групп
грузов (см. табл. 13.2) [6 ], а также данные
об углах отсыпки материала а в грейфере
от горизонтального уровня (в пределах от
0° до 60“).
Энергетическим методом можно вести
расчёт всех типов канатных и приводных
В
грейферов с параметрами — = у» только в
125
Таблица 13.1
Удельная работа,необходимая для зачерпывания 1м3 груза____________
Наименование груза Насыпная плотность т/м3 Рм Удельная работа на зачерпывание 1м3 груза кДж Со з м Коэффици- ент наполне- ния и уплотнения Ку
Уголь марок AM, АО, АС, ЛШ, АРШ 0,9 — 1,0 50 1,30
Бокситы: греческие 2,15 220
гвинейские 1,25 175 1.15
югославские 2,1 210
венгерские 1,4 185
Зола, гашеная известь, дрззгсный уголь, злаковые не более 0,7 40 1,20
Песок: сухой 80
тяжелый сухой до 1,85 90 1,25
влажный 100
Руда: железная 2,6 100
хромовая 2,5 125 1,15
медная 2,7 140
марганцевая 2,0 160
Гравий с камнями 1,9 120 1,15
Колчедан с фракциями 10-80 мм 3,0 230 1,20
пределах 0,4 + 0,75. Здесь L — раскрытие
челюстей (размах), В — ширина челюстей
[1] [2]*.
Могут быть два варианта задач по
расчету грейферов.
1. Известна требуемая ёмкость (вме-
стимость) грейфера VT м3 и группа грузов,
для которых си предназначается. Необ-
ходимо определить собственную массу
грейфера т^, массу зачерпываемого груза
т* и основные силовые и кинематические
его параметры. Эти данные нужны для
определения грузоподъёмности кранов.
2. Известны характеристики крана и
группы грузов, с которыми он должен
работать. Необходимо определить пара-
метры грейфера н его зачерпывающую
способность.
По первому варианту задач порядок
расчёта следующий:
1. Для требуемой номинальной ем-
кости двух-(четырех) канатного грейфера
• Энергетический метод расчёта грей-
феров для круглых лесоматериалов [1 ].
в соответствии с ГОСТ 24599-87 вы-
черчивают боковой профиль челюсти и
устанавливают конструктивные размеры:
раскрытие челюстей (размах) , ширину
челюсти , тип полиспаста — одинарный
или сдвоенный и величину его кратности ,
ход головки и траверсы от положения
открытого до закрытого грейфера. Реко-
мендации по выбору ширины величины В
даны в табл. 13.3
2. Определяют предварительное зна-
чение собственной массы грейфера с
учетом характеристики металла для изго-
товления его основных элементов, пара-
В
метра — = V • величины рм , среднего
размера кусков а' груза
В
mrp= ^гр^Рм^О^О > <1312)
здесь ри — иасыпиая плотность зачер-
пывания материала, (кг/мэ); То — ко-
эффициент жёсткости, принимаемый
для углеродистых сталей — 1,5, для
низколегированных сталей — 1,2;
do — коэффициент, учитывающий раз-
126
Таблица 13.2
Предельные значения собственной массы грейфера в зависимости
_______________ от грузоподъёмности крана
Масса грейфера т„ нс более J7Q Группа грузов
0,375 Q Щепа древесная технологическая Опилки
• 0.4Q Гравий Земля формовочная Уголь
0.45Q Щебень Бокситы Глинозем
0.5Q Цинковый концентрат Кокс
0.6Q Колчедан Ферросплавы Труднозачерпываемые крупнокусковые грузы
мер кусков груза; а' — размер куска
груза:
а’ ДО 10 св.10 до 100 св.100 до 150 св. 150 до 200 св.200
do 1,0 1.15 1,3 1,4 1.6
Рекомендации по выбору = ~:
— для экскавации грунтов = 0,4 -
-0,45
— для мелкосыпучих уплотненных
материалов V" = 0,6-0,65
— для средне- и крупнокусковых
материалов V" = 0,4-0,55
— для неуплотненных мелкосыпучих
материалов = 0,7-0,75
3. Определяют максимальную массу
зачерпывания груза (кг)
= (13-13)
тде Ку — наибольший возможный для
данного груза коэффициент наполне-
ния и уплотнения по ГОСТ 24599-87
(см. табл. 1 ГОСТа).
4. Определяют необходимую работу на
зачерпывание данного объёма груза (кДж)
А = Ку Со' , (13.14)
5. Определяют необходимое общее
стягивающее усилие (кН), которое должно
быть реализовано полиспастом грейфера
(при канатном варианте)
A Krp -^v (-о
5общ = д’ =
(13.15)
^общ 110 формуле 13.15 позволяет
определять для гидравлических и элект-
ропщравлических грейферов параметры
центрального гидроцилиндра для сбли-
жения головки и траверсы, либо усилия в
наклонных гидроцилиндрах (тягах), а в
электромеханических грейферах усилия в
винтовых тягах (см. рис. 13.4); по этому
усилию можно вести расчёт стягивающей
системы от лебедки (рис. 13.4, а) либо от
тали (рис. 13.4, б).
6. Определяют усилие в ветви замыка-
ющего каната полиспаста Sp, идущего к
барабану замыкающего механизма крана
при данной его структуре — одинарном
или сдвоенном и величине его кратности
«п
*^общ _ _ ,
у» = . <13Лб>
р К ап V п
где К - 1 — для одинарного полиспа-
ста, К - 2 — для сдвоенного полиспа-
ста, т]п — КПД полиспаста.'
Предварительно кратность полиспаста
грейфера можно устанавливать по следу-
ющей рекомендации (а затем по формуле
13.17 проверить ее достаточность):
Q. т 3 5
7,5 10 16 20
4+6 7+8 8+10
<Jn 2 2+3 3+4
127
Таблица 13.3
Рекомендации по выбору ширины челюсти В
Вид груза Формула для определения В , м
Мелкий сыпучий сильнр уплотненный В - ’V 1,6 Угр
Средне— и крупно-кусковой, неуплотненный В - Jv 1,8 Угр
Мелкий сыпучий неуплотнеыный В - V 2,1 Угр
Средне— и крупно-кусковой, свёженасыпанный В - V 2,4 Угр
Мелкий сыпучий, свеженасыпанный В - 3V 2,6 Угр
7. Во избежание подъёма грейфера в '
процессе зачерпывания должно быть обес-
печено условие:
KSpKm^g, (13.17)
если К Sp > т,р g, необходимо увели-
чить кратность полиспаста а„, что ведет
к уменьшению Зр.
8. Если допустимая величина Sp из-
вестна, например, при использовании стан-
дартных приводов (талей, лебедок), то
необходимую кратность полиспаста опре-
деляют
После конструктивной разработки
грейфера и определения истинного зна-
чения его собственной массы проверя-
ют условие, чтобы она была ие более
величин ITQ (по табл. 13.2).
9. Если скорость ветви замыкающего
каната, идущей к барабану, VK известна,
то длительность замыкания челюстей опре-
деляют
han
Т = ~. (13.19)
'к
10. Замыкающий канат рассчитывают
на прочность по массе груженого грейфера
с учетом загрузки подъёмных канатов Ко.
K0Qg
~ , (13.20)
где Q — грузоподъёмность крана, кг;
g — 9,81 м/с2; Ко — число замыка-
ющих канатов.
При подъёме гружёного грейфера толь-
ко замыкающими канатами Ко - 1, если
подключаются подъёмные канаты,
*о-0,6.
По второму варианту задачи порядок
расчёта грейферов следующий:
1 .Группа режима работы грейфера
принимается по режиму работы крана. Для
работы крана с грейфером класс его
нагружения не может быть ниже Q4, а
группа режима работы 4К .и выше
(см. ГОСТ 25546-82 “Краны рузоподьём-
ные. Режимы работы"), поэтому расчёт
грейфера ведется для коэффициента за-
грузки Кр -1.
Для данной группы грузов и известных
значениях насыпной плотности рм уста-
навливают предельное значение собствен-
ной массы грейфера.
2. Так как собственная масса груза
= ^гр Рм КУ ’ а Q Ш Wrp +
то при коэффициенте уплотнения и на-
полнения Kv - 1 потребная емкость
грейфера
тм _ Q (1 - Л)
PmKv
где П потабл. 13.2.
3. По таблице 13.3 по виду груза
определяют ширину челюсти грейфера В и
в зависимости от назначения грейфера
В
устанавливают величину ~, далее
определяют величину раскрытия челюстей
В
L~ Ч>'
128
4. Полученные исходные данные до-
статочны для графического изображения
закрытого и открытого грейфера и опреде-
ления на этой основе величины А сбли-
жения головки и траверсы грейфера.
5. Необходимую работу на зачерпы-
вание данного объема груза определяют по
формуле 13.14, тде величину Со' — по
табл. 13.1.
б.Последовательио определяются об-
щее стягивающее усилие, создаваемое
канатным полиспастом (при канатном
варианте) (форм. 13.15), усилие в ветви
каната Sp, идущего к барабану замыкаю-
щего механизма (форм. 13.16), и про-
водится проверка соответствия формуле
(13.17).
Пример. Определить характеристики четырехканатного грейфера емкостью (вместимостью)
Уц, - 23м3, предназначенного для перегрузки неуплотненной железной руды насыпной плотностью
рм - 23 т/м3 крупностью кусков до 100 мм.
Основные узлы грейфера изготовляют из низколегированной стали.
Из табл. 13.1 определяем величину Со' — необходимую удельную работу на зачерпывание
этого вида груза Со' = 100 кДж/м3. Определяем величины Тд ,dg, В: для низколегированной стали
Тд - 1,2, dg = 1,15. Для средне- и крупнокусковых неуплотненных грузов ширина челюсти (см.
табл. 13.3)
В = = Vl.8-2,5 = 1.61 м
Принимаем В - 1,6 м. Определяем ход замыкающего каната Л, он равен 1,9 м. Величину
В
— принимаем равной 0,45, тогда L « 3550 м. При данном значении V^,, L, В вычерчиваем контур
челюсти (см. рис. 13.9).
Необходимая собственная масса грейфера (ориентировочно)
В
mIf = VtT -£р*Тд dg ; /л,, = 2,5 • 0,45 • 2500 • 1,2 • 1,15 - 3880 кг.
_ Номинальная масса поднимаемого груза m* = V^p* = 2,5 2500 = 6250 кг.
Необходимая грузоподъёмность крана Q ~ т* = 3880 + 6250 = 10130 кг,
принимаем Q = 10 т.
Возможная кратковременная перегрузка при Ку - 1,15
Иц = рмК у = 2,5 • 2500 • 1,15 - 7200кг;С - 3880+7200 - 11080, перегрузка на 11%
допустима.
Проверяем соответствие требованию ГОСТ 24599-87. Величина массы грейфера для этого
вида груза, должна быть более 0,4Q (см. табл. 13.2). В данном случае эта величина 0.388Q.
Необходимая работа на зачерпывание А - V Ку Со' = 2,5 • 1,15 • 100 = 288 кДж =
- 288000 Н-м.
При числе замыкающих Канатов С = 2 общее стягивающее усилие
А 288000
Sofa = 7 = = 151600Я.
Задавшись величиной кратности полиспаста о„ - 4; - 0,97, определяем усилие в
замыкающем канате
sofa 151600
S. = Z-------- ----ГТ7 = 19500 Н;
’ 2^^ 2-4-0,97
проверяем условие Sp С Оп^ g; 19500 • 2 > 3880 9,8; 39000 > 38024 — оно не выдержано.
Принимаем Од • 5, qg - 0,96, тогда
129
151600
Хр = — р — = 15780 Н; 2Sp- 31560 < 38024
Следовательно, ап = 5 приемлемо.
Общий ход замыкающего каната L3: (по ГОСТ 24599-87 требуется указать эту величину)
L,-ft <^-1,9-5-9,514.
Если скорость замыкающего каната, идущего к барабану, VM = 20 м/мин (зга величина
диктуется данными механизма подъема груза), то длительность зачерпывания
1,9-5
Т *------ =------= 29с.
VK 0,33
Замыкающий канат на прочность рассчитываем по усилию
подъемных канатов при подъёме груженого грейфера
5к с учетом подключения
0.6QJ 10000-9,81
5К = —-— = 0,6----------
к С - 2
= 29,4 кН.
Диаметр каната d рассчитывается по методике Госгортехнадзора (см. главу 20) с
коэффициентом запаса прочности л: для 2-х (4-х) канатных грейферов с одномоторным приводом
и для одноканатных и моторных грейферов п -5, для 2-х (4-х) канатных грейферов с раздельным
двухмоторным приводом п - 6.
Диаметр блоков Dg в полиспасте грейфера определяется по формуле £>g >de; где е - 18.
Расчет на прочность челюстей и других элементов металлоконструкции грейферов
рекомендуется вести по [7J, [8J.
Литература
1. Таубер Б. А. Грейферные меха-
низмы. Машиностроение. 1985. 267 с.
2. Каракулии Г. Г.. Методика расчёта
оптимальных параметров канатных грей-
фсрсз /'-'Труда Горько»ттото института
инженеров водного транспорта. 1980
зып.177. ч. 1. с. 3 — 100.
3. Зенков Р. Л. Методика расчёта
грейферов // Труды ВНИИПТМАШ.
1966. выл. 8 (72). с. 18 — 38.
-(.Колосов А. С. Динамика раскрытия
челюстей одноканатного грейфера //Ис-
следование машин и механизмов лесной
промышленности. Научные труды МЛТИ.
1975. вып.75.
5. Таубер Б. А., Бондаренко А. Д..
Исследование влияния формы челюстей
грейфера на процесс зачерпывания дре-
весины // Исследования машни и ме-
ханизмов лесной промышленности. Труды
МЛТИ. 1975.вып. 75. с. 26 — 37.
6. Дукельский А. И., Никитин Ю. А.,
Малеев Л.М., Обоснование выбора грейфе-
ров портовых перегрузочных машин для
сыпучих грузов // В кн. Новое в подъёмно-
транспортной технике. Горький:
ГИИВТ. 1980.
7. РД 31.46.07-87.Грейферы канатные
для навалочных грузов. Типовые расчёты
на прочность. Методика М.: ВО Мор-
техинформреклама.1987.
8. Ясиновский А. М.. Методика проч-
ностного расчёта системы днище -режущий
пояс челюсти канатных грейферов ва-
риационным методом на ЭВМ типа ЕС
// Вопросы проектирования, и экплуа-
тации инженерных сооружений и оборудо-
вания портов. Сб. научных трудов. М.:
В/О Мортехинформреклама. 1987.
130
ГЛАВА 14. ОСТАНОВЫ И ТОРМОЗА
14.1. Остановы
Храповые и фрикционные (роликовые)
остановы применяются в кранах как
составная часть тормозных устройств н
безопасных рукояток [1, 2].
Храповой останов (рис. 14.1.) состоит
из храпового колеса 1 и собачки 2. Зуб
храпового колеса рассчитывается на смятие
кромки зуба: q - P/b S fa], где Ь —
ширина кромки зуба, см; q — удельная
линейная нагрузка, Н/см; fa] — допуска-
емая линейная нагрузка, Н/см, принима-
емая пр рекомендациям табл. 14.1; Р —
окружное усилие, Н.
Соотношение между шириной зуба Ъ
и модулем m определяется коэффициентом
С - b/т, принимаемым в зависимости от
материала храпового колеса по табл. 14.1.
Ширина собачки принимается на 2-4 мм
шире зуба храпового колеса.
Модуль храпового колеса, см, прн
крутящем моменте от внешней нагрузки,
М (Н-см), при расчёте кромок на смятие:
1М
ZC[q]
или т - 2М/ (С [q ] D)
При т £ б мм производят проверку
зуба на изгиб:
Рис. 14. 1. Храповой останов: а) схема; б) расчётное положение собачки.
Таблица 14.1
Значение fa), Силв зависимости от материала храпового колеса при расчёте
зубьев% на изгиб [3]
Материал храпового колеса Коэффициент ' С - b/m fa], Н/см Запас прочности,п
Чугун с механическими свойствами не ниже марки СЧ 15 ГОСТ 1412-85 2,0-4,0 1500 5
Сталь 35Л-2, 55Л-2 (ГОСТ 977-88) 1,5-4,0 3000 4
СтЗ сп, СтЗ (ГОСТ 380-88) 1,0-2,0 3500 3
Сталь 45-2 а<6) (ГОСТ 1050-88) 1,0-2,0 4000 3
Примечание'. Значения fa] даны для механизмов с ручным и машинным приводами
режимов работы Ш-ЗМ. Для более тяжелых условий работы приведённые значения fa]
рекомендуется уменьшить на 25-30%.
131
для внешнего зацепления
»</ м
И = 1’75 * CZ[a]u ’’
для внутреннего зацепления
1 , V м
т 1,1 *CZ[(7]/
где [ст]и — допускаемое напряжение
изгиба, определенное по запасу проч-
ности, принимаемому по табл. 14.1.
Значения запасов прочности п даны для
чугуна относительно овр , а для сталей
— относительно от.
Для уменьшения ударов устанавлива-
ют на одно храповое колесо несколько
собачек, расположенных так, что они
входят в зацепление не одновременно, а
оказываются сдвинутыми на долю шага.
Тоща максимальный путь зуба до контакта
с собачкой будет меньше шага и колесо не
успеет развить большую скорость, что
соответственно уменьшит динамические
усилия. Каждая из собачек, независимо от
их числа, рассчитывается на полное окруж-
ное усилие Р. В зависимости от конст-
руктивного исполнения собачка рассчи-
тывается на изгиб и сжатие иди на изгиб
и растяжение при коэффициенте запаса
прочности относительно предела теку-
чести, равном пяти. Собачку изготавлива-
ют из стали с механическими свойствами
не ниже стали 45-2 а (б). Для построения
профиля храпового колеса описывают
начальную окружность ЛЧУвершин зубьев
радиусом R - mz /1 и окружность 5-5
основания зубьев радиусом R-h д тя наруж-
ного и R + h для внутреннего зацепления
(рис. 14.2). Окружность N-N делят на
равные части АС - t От любой точки
деления А откладывают хорду АВ - а -
- т и через точку В проводят хорду ВС.
Из середины хорды ВС восстанавливают
перпендикуляр 1М, а из точки С под углом
30° для наружного и 20°—для внутреннего
зацепления проводят линию СК, пересека-
ющую перпендикуляр LM в точке ОР Из
точки Oi описывают окружность радиусом
О£. Точка,Епересечения этой окружности
с окружностью 5-5 является вершиной угла
СЕВ (для наружного зацепления, равного
60°, для внутреннего—70°), образующего
Рис. 14.2. Построение профиля зуба
храпового колеса для зацепления:
а) наружного; б) внутреннего.
профиль зуба колеса. Линию, направлен-
ную к центру качания собачки, проводят
при наружном зацеплении из точки А под
углом 90°клинии АО, а при внутреннем —
из точки D под углом 30° к линии,
являющейся продолжением линии СК.
Размеры зубьев колеса и собачки в
зависимости от модуля т для числа зубьев
храповика Z от б до 30, приведены в
табл. 14.2.
В роликовых остановах используются
силы трения, благодаря чему они, по
сравнению с храповыми остановами, ха-
рактеризуются плавной, безударной и
бесшумной работой. Останов (рис. 14.3)
состоит из неподвижно закреплённого
корпуса 4, втулки 5, сидящей на вращаю-
Рис. 14.3. Схема роликового останова.
132
щемся валу механизма, и заложенных в
клиновые пазы роликов 1. При вращении
втулки 5 против часовой стрелки ролики
увлекаются силами трения в широкую
часть клинового паза и не препятствуют
вращению втулки. При перемене направ-
ления вращения ролики переходят в узкую
часть паза, что приводит к их за-
клиниванию и к остановке втулки. Надеж-
ное заклинивание роликов обеспечивается
при угле заклинивания а - 6 + 10° . Для
уменьшения холостого хода, предшеству-
ющего заклиниванию, во втулке уста-
навливают толкатели 2 с пружинами 3.
Расчет роликового останова ведут по
расчётному крутящему моменту
Н-м:
1Ирасч - КЯМ /Кт,
где М — номинальный крутящий мо-
мент, Н-м; Кл - ^да + ^м — коэффи-
циент динамичности, равный сумме ко-
эффициента АдВ, учитывающего вли-
яние типа примененного двигателя, и
коэффициента Км, учитывающего вли-
яние типа машины:
Км
1.2
Тип механизма
для элеваторов, ленточных конвейеров и
подъёмников
Кт - 0,65-0,9 — коэффициент, учиты-
вающий точность изготовления и мон-
тажа останова. При повышенной точ-
ности применяются большие значения.
Максимальное касательное контактное
напряжение (МПа) в месте контакта
ролика со втулкой
0,25
Тнп двигателя
электропривод
оз
двигатель внутреннего сгорания шести*
цилиндровый
0,5
двигатель внутреннего сгорания четырех*
цилиндровый
Tmax = 0,2 Vf-sj S [г],
где Р - 2Л/расч / *8 ~ нор-
мальная нагрузка на ролик; z — число
роликов (принимаемое обычно в преде-
лах от 3 до 5); d — диаметр ролика, см;
а — угол зацепления, °; Е — приве-
денный модуль упругости материала
контактирующих элементов останова,
МПа; 1р — рабочая длина ролика, см;
D — диаметр отверстия корпуса, см.
Допускаемые контактные напряжения
[г] МПа при линейном контакте роликов
для механизмов с малым числом вклю-
чений [2]
fr] - (8+12) HRC.
Для механизмов с частыми вклю-
чениями расчёт ведется по пониженным
допускаемым напряжениям
Хм
2
1,4
___________Тип механизма_______
для кранов, пассажирских лифтов, экска-
ваторов___________________________
для подвесных дорог и барабанов транс*
портирующих машин
где N* — общее число циклов нагру-
жения за срок службы, когда >107.
Таблица 14.2
Размеры элементов храпового соединения, мм
Модуль Храповое колесо Собачка
m а й t й,
6 6 4,5 18,85 4 6
8 8 6,5 25,13 4 8
10 10 7,5 31,42 6 10
12 12 9,0 37,70 6 12
14 14 10,5 43,98 8 14
16 - 16 12,0 50,27 8 14
18 18 13,5 56,55 12 16
20 20 15,0 62,83 12 18
22 22 16,5 69,12 14 20
24 24 18,0 75,40 14 20
26 26 19,5 81,68 14 22
30 30 22,5 94,25 16 25
133
Ролики остановов изготовляются из
стали ШХ15 с твердостью HRC 59-63.
Для механизмов с малым числом вклю-
чений применяется сталь У8А с твердо-
стью HRC 60-62. Целесообразно ис-
пользование роликов, изготовляемых
подшипниковой промышленностью. Кор-
пус и втулка изготовляются из сталей
ШХ15 (HRC 59-63), 40Х (HRC 48-55),
У10 (HRC 60-64). Длина ролика 2р
принимается в пределах (1...4)d; чаще
всего - (l,15...1,5)d, где d — диаметр
ролика. Работа роликового останова н его
расчёт аналогичны работе н расчёту обгон-
ных муфт [2].
14.2. Тормоза
Тормоза могут быть подразделены:
1. По конструктивному выполнению
рабочих элементов на колодочные, лен-
точные, дисковые й конусные. '
2. По характеру действия приводного
усилия — на тормоза нормально-замкну-
тые, замыкание которых создается при
выключенном приводе внешней силой
(усилием пружины, весом замыкающего
груза и т. п.), а размыкание — действием
привода тормоза; нормально-разомкну-
тые, размыкающиеся действующим внеш-
ним усилием, а замыкающиеся при воз-
действии привода тормоза; комбинирован-
ные, работающие в нормальных условиях
кдк нормально-разомкнутые, а в аварий-
ных условиях — как нормально-замкну-
тые действием замыкающего усилия.
3. По принципу действия — на тормоза
автоматические нормально-замкнутые,
замыкающиеся при отключении двигателя
механизма, на котором установлен тормоз
или при срабатывании элементов защиты
и управляемые, замыкание или размы-
кание которых производится обслужива-
ющим персоналом, при воздействии на
орган управления тормозом.
4;' По назначению — на стопорные
тормоза, останавливающие механизм, и
спускные — ограничивающие скорость
движения в определенных пределах (регу-
ляторы скорости).
Особыми типами тормозов являются
тормоза грузоупорные (замыкаемые весом
перемещаемого груза), а также цен-
тробежные — замыкаемые силой инерции
вращающихся специальных тормозных
грузов; гидродинамические — действие
которых основано на использовании силы
сопротивления жидкости вращению рото-
ра, снабженного лопатками; вихревые
тормоза (тормозные генераторы), исполь-
зующие вихревые токи, наводимые маг-
нитным потоком в роторе тормоза для
создания тормозного момента; электро-
магнитные порошковые тормоза, исполь-
зующие для торможения сопротивление
сдвигу намагниченных частиц порошка.
К тормозам предъявляются следующие
требования: высокая надежность и ста-
бильность действия, достаточный тормоз-
ной момент для заданных условий работы;
быстрое замыкание и размыкание; плав-
ность торможения; простота конструкции,
определяющая малую стоимость изготов-
ления; удобство осмотра, регулирования и
замены изношенных элементов; устой-
чивость регулирования; минимальные раз-
меры и масса.
Замыкание тормозов производится
усилием сжатой пружины или весом
специального замыкающего груза. В насто-
ящее время тормоза кранов имеют в
большинстве конструкций пружинное за-
мыкание.
Автоматическое размыкание тормозов
нормально-замкнутого типа производится
тормозными электромагнитами и элект-
рогвдравлическими толкателями. Ручное
(ножное) управление тормозами произ-
водится машинистом прн помощи рычаж-
ных, рычажно-канатных или гидравли-
ческих передач.
В тормозах подъёмно-транспортных
машин используют треине специальных
фрикционных материалов по металличес-
кому элементу пары трения. Эти ма-
териалы должны обладать повышенными
фрикционными свойствами — высоким и
стабильным коэффициентом трения и
термостойкостью, повышенной износо-
стойкостью, хорошей приработкой к ме-
таллическому элементу, достаточной ме-
ханической прочностью, масло-, влаго- и
огнестойкостью, низкой склонностью к
схватыванию в горячем и холодном состо-
янии.
134
Наибольшее приме-
нение находят фрикци-
онные асбополимерные
материалы, представля-
ющие собой многоком-
понентную композицию,
основным компонентом
которой (до 70%) явля-
ется асбест. Сочетание н
количественное содержа-
ние компонентов опреде-
ляют свойства фрикци-
онного материала. Свя-
зующим компонентом
являются каучуки, смо-
лы н их комбинации.
Рекомендуемые пара-
метры фрикционных пар
тормозов приведены в
табл. 14.3 [3].
Для тяжело нагру-
женных тормозов, в пос-
леднее время, получают
все большее распростра-
нение спеченные порош-
ковые фрикционные
материалы (метал-
Рис. 14.4. Крепление фрикционной накладки с помощью
заклепок:
1- колодка; 2 - накладка; 3 - заклепка; 4 - стальная подкладка;
5 - металлический диск.
локерамика) на железной и медной основе.
Материалы на железной основе применяют
для тяжелых условий эксплуатации без
смазки, на медной основе — для более
легких условий работы без смазки и со
смазкой.
Для многод исковых тормозов рекомен-
дуется снижать давление на 20-30%
против приведённых в табл. 14.3. В грузо-
упорных тормозах с металлической парой
трения, работающей в масляной ванне,
допускаемое давление принимается не
более 0,3 МПа.
Наибольшее применение в тормозах
кранов находит эластичная вальцованная
лента ЭМ-1 и ЭМ-2 по ГОСТ 15960-79
“Материалы асбестовые фрикционные
эластичные", допускающая изгиб по ра-
диусу, не меньшему 40 толщин ленты. Она
выпускается следующих размеров:
Ширина, мм Толщина, мм
30-35 5,6
40,45,50,55 5,6,8
60,65,70,80,90 5,6,8,10
.100,120 6,8,10
140,160 8,10
Метод крепления фрикционных накла-
док к металлическому элементу тормозно-
го устройства (колодке, ленте, диску)
оказывает большое влияние на обеспе-
чение надежной и долговечной работ я
тормоза [1 ]. Крепление осуществляется с
помощью заклепок или болтов, при-
клеиванием, прнформованием.
Наиболее рациональным является кре-
пление . с помощью термостойкого клея
ВС-ЮТ, который наносится сплошным
слоем толщиной 0,1 - 0,2 мм, выдержива-
ется 10 -15 минут, а затем накладки
прижимают к металлическому элементу
под давлением 0,1 - 0,3 МПа и выдержива-
ют в течение 45 минут в камере прн
температуре 180 ±5° С. Прн клеевом
креплении накладок срок их службы почти
вдвое превышает срок службы приклепан-
ных накладок.
Наиболее распространенным является
крепление латунными, алюминиевыми
или медными заклепками (рис. 14.4, а-в).
Исходя из условий предохранения шкива
от черезмерного износа, заклепка должна
быть утоплена в накладке не менее чем на
135
Таблица 14.3
Рекомедуемые параметры фрикционных пар тормозов
Материалы фрикционной пары Коэффициент трения Допускаемое давление, МПа „ для тормозов
Шкива Наклади или диска Отсут- ствие смази Случай- ное попа- дание смази Обильная смазка каемая колодочных и темпе- ленточных MTVU. 4а ааза Дисковых и конусных
’С стопор- спуск- ных ных отсут- ствие смази густая смази масля- ная ванна
Чугун чугун Z.L Сталь 0,15-0,20 0,17-0.20 0,10 0,12-0,15 0,05-0,08 0,06-0,08 320 М 1,0 260 0,4 0,6 0,8
Сталь Сталь 0,15-ОД 8 0,10-0,12 0,06-0,08 260 0,4 0,2 0,3 0,4 0,8
Бронза Бронза Чугун Сталь 0,18 0,20 0,15-0,20 0,15 0,15 0,12 0,07-0,10 0,06-0,10 0X38-0,11 150 1,2 1,0 150 0,3 0,4 ол
Тканая тормозная лента тяпа А ГОСТ 1198-78 Чугун 0,35-0,40 0,32-0,35 0,10-0,12 200 0,3 0,6 0,8
Тканая тормозная лента тяпа Б Чугун ГОСТ 1198-78 Сталь 0,32-0,35 0,30-0,32 0,09-0,12 175
Вальцованная лента эм-t Сталь ГОСТ15960-79 0,42-0,45 0,35-0,38 0,12-0,15 200 0,6 0,3 0,6 1.0 1,2
Вальцованная лента эм-з Х™’ ГОСГ15960-79 0,42-0,48 0,35-0,40 0,12-0,16 200
Холодноформованиый на асбестовой основе Чугун при каучуковом связую- Сталь щем 0,30-0,42 0,32-0,45 - - 220 220 0,8 0,4 0,6 1,0 1,2
Горячеформованный на , г Чугун асбестовой основе прн ' Сталь каучуковом связующем 0,30-0,42 0,32-0,45 - - 240
Пластмассы типа КФ-3, Чугун КФ-ЗМ, K2I7-57 Сталь 0,22-0,40 0,29-0,45 0,12-0,15 0,15-0,20 0,09-0,12 250 0,8 0,4 0,6 1,0 1,2
Текстолит Сталь 0,25-0,30 0.12 0,10 150 0,3 0,4 0,6
Металлокерамяка: на медной основе МК 5 на хелезвой основе ФМК-8 на хелезвой основе ФМК-11 на хелезвой основе МКВ-50А 0,17-0,25 - 0,08-0,15 300 1,2 2,0
0,16-0,22 - - 1000 0,8 0,4
О.М - - 1000
0,35 - - 1000
половину её толщины. В случае приме-
нения спеченных фрикционных мате-
риалов, наносимых на стальную под-
кладку, крепление секторов к металличес-
кому диску производится заклепками с
использованием подкладки (рис. 14.4, д).
Центр заклепки должен отстоять от края
накладки не менее чем на 15 мм, во
избежание выкрашивания. Расстояние
между заклепками рекомендуется при-
136
нимать не менее 80-100 мм. Поставленная
на место накладка должна плотно приле-
гать к металлическому элементу. Контак-
тная поверхность между накладкой и
шкивом на площади касания должна быть
не менее 80% номинальной площади.
Тормозную накладку ленточного тормоза
следует приклепывать к стальной ленте
при ленте согнутой по необходимому
радиусу.
Кованые тормозные шкивы обычно
изготавливают из стали ие ниже марки 45
по ГОСТ 1050-88, литые — не ниже марки
55Л-2 по ГОСТ 977-88. Рабочая поверх-
ность шкива должна иметь чистоту не ниже
шестого класса по ГОСТ 2789-73, точность
не ниже четвертого класса, биение, оваль-
ность и конусность — не более 0.0005D и
твердость не ниже HRC 35-45 (стальные
шкивы) или НВ 250-300 (чугунные шки-
вы). Наиболее рекомендуемым матери-
алом д ля тормозных шкивов является сталь
35СГ (закалка до температуры 900° С,
твердость НВ420) или сталь 65Г и 65ГЛ
(сорбитизация или закалка ТВЧ на глу-
бину 3-4 мм до твердости не менее НВ350).
Для тормозных шкивов механизмов пе-
редвижения и поворота режимов работы
1К-5К допускается применение чугуна с
механическими свойствами ие ниже марки
СЧ28 по ГОСТ 1412-85. Тепловой режим
тормозного устройства оказывает сущест-
венное влияние на надежность работы
тормоза, поэтому необходимо проведение
теплового расчета [3 ].
Колодочные тормоза. Наибольшим
распространением в кранах пользуются
колодочные тормоза по ОСТ 24290.08-82
“Тормоза колодочные. Типы, основные
параметры и размеры", с приводом от
тормозных электромагнитов и электро-
гидравлических толкателей. Параметры и
размеры тормозов с электромагнитами
переменного тока типа МО-Б (рис. 14.5, а)
и постоянного тока с электромагнитами
типа МП (рис. 14.5,6) с диаметрами шкивов
от 100 до 300 мм приведены в табл. 14.4;
тормозов с диаметрами шкивов 400-800 мм
с приводом от злектормагнитов типа МП
(рис. 14.6, 14.7) приведены в табл. 14.5;
в табл. 14.6 приведены параметры и раз-
меры тормозов с электрогидравлическим
приводом от однопггоковых толкателей —
для диаметров шкивов от 160 до 500 мм по
ОСТ 24.290.08-82 (рис. 14.8, а) и по
нормали Елгавского машиностроительного
завода для диаметров шкивов от 600 до 800
мм (рис. 14.8, б).
В табл. 14.7 приведены параметры и
размеры тормозов с электрогидравличес-
ким приводом от двухпттокового толкателя
типа Т-160Б по нормали Елгавского
машиностроительного завода (рис. 14.9).
Тормоза ТКТ с приводом от электро-
магнита типа МО-Б выпускаются для
работы при продолжительности включения
40 н 100%. При этом допустимое число
включений тормозов при повторно-кратко-
временном режиме не должно быть больше
600 включений в час, а при продолжитель-
ном режиме* работы — не более 300.
Тормоза ТКП (табл. 14.4) выпуска-
ются для работы при продолжительности
включения 25,40 и 100%. Установленный
ресурс до капитального ремонта обоих
типов тормозов не менее 4 -106 циклов. В
лебедках лифтов применяются тормоза с
верхним расположением электромагнита
(рис. 14.10, табл. 14.8). В этих тормозах
максимальный ход якоря электромагнита
4 мм, отход колодок — 0,5 мм.
Тормоза серии ТКП Сибтяжмаш (рнс.
14.6 и 14.7) рассчитаны на-работу с
допустимым числом включений 720 в час
при допускаемой температуре окружаю-,
щей среды + 65’С. В тормозах с приводом
от электрогидравлических толкателей ось
толкателя должна располагаться верти-
кально (угол отклонения от вертикали не
более 15").
. Значения радиальных установочных
зазоров е между колодкой н шкивом при
расчетах хода рычажной системы тормоза
принимаются по следующим рекомен-
дациям:
Диаметр тормозного шкива, мм 160 200 250 320
Зазор £ , мм 0,8 1,0 1,0 1,23
Диаметр тормозного шкива, мм 400 500 630 800
Зазор £ , мм 1,25 1,5 1,5 1,75
137
ткп
:. 14.5. Колодочные тормоза типа ТКТ (а) и ТКП (б) с диаметром шкивов 100... 300мм.
138
Рис. 14.6. Колодочный тормоз серии ТКП с диаметрами шкивов 400... 600мм.
139
gpwiwmiwilMiM
Рис. 14.7. Колодочный тормоз серии ТКП с диаметрами шкивов 700... 800мм.
Рис. 14.8. Колодочный тормоз типа ТКГ:
а) с диаметром шкивов 160... 500мм;
б) с диаметром шкивов 600... 800мм.
Таблица 14.4
Колодочные тормоза типа ТКТ и ТКП
Тип тормоза Параметры Размеры, мм
тормозной мо- мент Н-м при ПВ% тип электро- магнита масса !ормоа, кг диа- метр шкива ОТХОД колод- ки от шкива L I /1 ll В b bl bl b. bl H h A a O1 d di a »1 »2
25 40 100
ТКТ-100 ТКП-100 20 20 16 10 8 МО-100Б МП-101 12 16 100 0,4 3’8 11 300 ИЗ 132 30 70 65 45 36 274 100 НО 15 40 13 9 8 6 4
ТКТ-200/100 ТКП-200/100 40 40 32 22 16 МО-100 Б МП-101 25 30 200 0.4 394 ш „ 90 90 54 47 3f? 170 175 22 60 18 13 11 6 7
TKT-200 ТКП-200 160 160 125 80 54 МО-200Б МП-201 35 37 200 0,5 “° 394 38 90 90 54 47 387 170 175 22 60 18 13 11 8 7 54o JZo 17o 40 < __
ТКТ-300/200 ТКП-300/200 240 240 190 120 80 МО-200Б МП-201 70 75 300 0,5 68? *80 550 396 In 38 140 120 81 72 577 240 250 25 80 22 >7 14 8 9
ткп-зоо 500 420 170 МП-301 90 300 0,7 718 92 550 436 223 54 140 120 81 72 600 248 250 25 80 22 17’ 14 8 9
Примечания:
эскиз тормоза типа ТКТ представлен иа рис. 14.5,а;
эскиз тормоза типа ТКП представлен на рис.14.5,б.
ТКП-700 8000 5750 2800 8000 5750 4800 3250 700 1110 1363 624 - 890 1215 730 610 430 495 550 280 290 150 - 29 3 4Д
ТКП-800 12500 9100 4400 12500 9100 7500 5000 800 1250 1532 683 - 1020 1420 827 700 480 580 600 320 330 180 .- 29 3,3 5,0
Примечания: эскиз тормоза типа ТКП-400, ТКП-500 и ТКП-600 представлен на рис.14.6;
эскиз тормоза типа ТКП-700 и ТКП-800 - на рис. 14.7.
аг
I
Колодочные тормоза с приводом от электрогидравлических толкателей
1 Размеры, мм I диаметр L t t в b ь b н л А а Я1 в d t fj шкива 1 1 . 160 490 147 268 201 116 120 70 415 144 200 90 90 6 13 25 15 200 603 198 332 213 130 90 90 436 170 350 120 60 8 18 32 22 300 772 275 421 232 130 120 140 550 240 500 150 80 8 22 50 30 400 940 375 489 232 130 140 180 620 320 340 68 68 8 22 50 30 500 1160 435 650 232 130 160 200 735 400 410 85 85 8 27 50 30 600 1420 560 860 ' 365 125 250 240 940 475 500 126 126 8 38 55 35 700 1630 625 1005 * 390 145 290 280 1081 550 610 150 150 8 38 85 55 800 1975 695 1280 405 165 330 320 1216 600 700 180 180 8 38 135 90 1 ТКГ-160 - ТКГ-500 представлен на рис. 14.8, а; i ТКГ-600М, ТКГ-700М и ТКГ-800 - на рис. 14.8, б. Таблица 14.7 юза с приводом от двухштокового электрогидравлического толкателя Т-160Б Размеры, мм м Q о с •«* •с as -о •4 1428 560 740 250 240 940 475 132 500 126 126 600 55 35 1640 625 885 268 290 280 1081 550 170 610 150 150 700 85 55 38 8 1898 695 1075 330 320 1216 600 174 700 180 180 800 135 90 за представлен на рис. 14.9.
Масса тормоза, кг 420 595 845 оза тип< оза тип< 'иые тор*
Тип тол- кателя S «л о о о *© сч ее оо ТЭ-160 >схиз торм >скиз торм Колодоч Масса ' тормоза, кг 435 605 845 киз тормо
Тормоз- ной мо- мент, Н*м 5000 8000 12500 гания: г 8 S * -1® ё * и g о а»
Тип тормоза ТКГ-160 ТКГ-200 ткг-зоо ТКГ-400 ТКГ-500 ТКГ-600М ТКГ-700М ТКГ-800М Приме>
Тип тормоза ТКГ-600 ТКГ-700 ТКГ-800 ГТрил
е
Рис. 14.9. Колодочный тормоз с приводом от двухштокового
электрогццравлического толкателя типа Т-160Б.
Расчет тормозных рычагов ведется по
изгибающему моменту в опасном
сечении рычага:
а = a MK/w £ [ст ] ,
тде W — момент сопротивления изгибу
в опасном сечении; а — динамический
коэффициент, учитывающий влияние
ударной нагрузки при замыкании тор-
моза, принимаемый по рекомендациям:
Тип привода тормоза а
Короткоходовые электромагниты перемен- ного тока типа МО-Б 2,50
Короткоходовые электромагниты постоян- ного тока типа МП 2,00
Длинноходовые электромагниты типа КМП 1,50
Электрогидравлические и электромехани- ческие толкатели и ручное управление 1,25
Материал рыча-
гов ие ниже Ст. 5 или
сталь 35Л-2. Допуска-
емые напряжения на
изгиб [п] = 0,4°'т-
Оси шарниров изго-
тавливают из стали ие
ниже марки 45 с тер-
мообработкой поверх-
ности трения до
твердости HRC45-50.
При расчёте осей с
учетом динамики за-
мыкания тормоза за-
пас прочности отно-
сительно предела те-
кучести ат должен
быть не менее 1,5.
Давление в шарнирах
не должно превы-
шать 3,0 МПа для
сталей 45, 50 и 60 с
закалкой до твердости
НВ300-350. При прн-
менении в шарнирах
рычажных систем тор-
мозов подшипников
из металлофторопла-
стовой ленты Климов-
ского машзавода имени В. Н. Доенина, по
ТУ 27-01-01-2-71, допускаемые значения
удельной мощности принимаются по
табл. 14.9. Эти подшипники могут приме-
няться с пальцами из закаленной и не
закаленной стали. Износостойкость шар-
нирного соединения при незакаленных
пальцах примерно на 14% меньше, чем
при использовании пальцев из закаленной
стали.
Рычажная система тормоза прове-
ряется расчётом на жесткость. Мертвый ход
рычажной системы с учетом зазоров и
упругой деформации элементов не должен
превышать 10% хода якоря электро-
магнита или штока толкателя.
Таблица 14.8
Параметры тормозов с верхним расположением электромагнита типа МП
Электро- магнит Тормозной момент, Н*м Размеры, мм
Л а b С е / К Z m
МП-201 80 200 535 125 165 46 98,5 382 63 170
МП-301 120 300 738 160 260 58 112 600 70 280
145
144
Рис. 14.10. Тормоз с верхним расположением электромагнита МП.
Расчет тормоза с короткоходовым
электромагнитом (см. рис. 14.11).
Рис. 14.11. Расчетная схема колодочного
тормоза с электромагнитным приводом.
При заданном тормозном моменте МТ
результирующая сила Р основной Ро и
вспомогательной Рв пружин: Р « P0-Pv
где
Р = М^/р Dlt] , (14.1)
здесь р — коэффициент трения
(табл. 14.3); t] — коэффициент, учиты-
вающий потери на треиие в шарнирах
рычажной системы тормоза, принимае-
мый равным 0,9 при отсутствии смазки
в шарнирах и 0,95 — при наличии
смазкн; D, I, 4 — размеры по расчетной
схеме.
При расчёте пружин тормозов с элек-
тромагнитами переменного тока (типа
МО-Б) следует учитывать момент от веса
якоря магнита, уменьшающий рабочее
усилие основной пружины, н соответствен-
но корректировать величину ее расчётного
146
Таблица 14.9
Значения допускаемой удельной мощности pv, Вт/см’
Материал оси Длительность работы, ч
1000 10000
Сталь без термообработки 106 81,5
Сталь закаленная 117 85
усилия. Усилие вспомогательной пружины
принимается Р„ - 20...60Н в зависимости
от размера тормоза.
Нормальное усилие от давления каж-
дой колодки тормоза на шкив без учета
влияния неуравновешенной массы элект-
ромагнита
= AfT/(/i£>) .
Среднее давление между колодкой и
шкивом
Р = 7 S [Р1 .
где [р ] — допускаемое давление, при-
нимаемое по табл. 14.3; F — площадь
соприкосновения обкладки со шкивом
F = ЛВВ0/36О ,
где D — диаметр шкива', В — ширина
колодкн, 0 — угол обхвата шкива ко-
лодкой, принимается в пределах
60-120° (в тормозах с прямыми рыча-
гами — 60-90°).
Влияние веса электромагнита типа МП
или МО-Б, установленного на рычаге
тормоза, на нормальное усилие N не-
значительно и может не учитываться прн
расчёте среднего давления.
Усилие, действующее на ось колодки
тормоза,
5 = Д'V 1 +р‘ .
Оси колодок и рычагов рассчитываются
на изгиб как двухопорные балки, нагру-
женные равномерной распределенной на-
грузкой (значение коэффициента запаса
прочности принимается равным 2,5 - 3).
Максимально допустимый установоч-
ный зазор между колодками н шкивом
е - hl,/(21),
где h — половина максимально допус-
тимого хода штока тормоза, определяе-
мого ходом якоря электромагнита.
Тормоз с электрогидравлическим
приводом (см. рис. 14.9).
Горизонтальное усилие замыкания
тормоза Р, приложенное к верхнему
шарниру тормозных рычагов определяется
по формуле 14.1.
Необходимое усилие пружины
Рп = MTS,f/(fiDSct]) .
Влияние веса подвижных элементов
толкателя (поршня и штока) и веса
верхнего рычага тормоза обычно не учиты-
вается.
Необходимое усилие толкателя
Рт - РПс/е.
Ленточные тормоза
Ленточные тормоза, способные раз-
вивать большие тормозные моменты, име-
ют простую конструкцию и весьма ком-
пактны. Их недостатки: значительные
усилия, изгибающие тормозной вал, по
величине равные геометрической сумме
натяжений концов ленты; неравномер-
ность распределения давления и износа по
дуге обхвата шкива лентой, малая эксплу-
атационная надежность (обрыв стальной
ленты приводит к аварии); высокая чув-
ствительность к изменению значения ко-
эффициента трения.
Наибольшее натяжение на набегаю-
щем конце ленты
2МТе^а
Dfef"* - 1) '
Минимальное натяжение на сбегаю-
щем конце ленты
2МТ
С________________
mln ~ D(efta - 1) ’
Соотношение между натяжением кон-
цов ленты
•^max = *^min e>l >
147
где AfT — тормозной момент; D —
диаметр тормозного шкива; ц — коэф-
фициент трения; а — угол обхвата (рад).
Приведенные соотношения справед-
ливы при сплошной фрикционной наклад-
ке. При установке на ленту п колодок из
фрикционного материала, при угле
между осями смежных колодок это соотно-
шение принимает вид
= 5ш)а(1+ 2Д tg/fc)".
Ширина стальной ленты В назначается
по допускаемому давлению [р] для фрик-
ционного материала (см. табл. 14.3) и
принимается на 5-10 мм менее ширины
поверхности трения шкива.
В - 25шах/([р]В).
Толщина ленты 6 определяется из
расчёта на растяжение в ее опасном
сечении при максимальном натяжении
Согласно ОСТ 22-109-79 ленту изго-
тавливают из полосовой стали марок
ВСтЗпс, 5, 35, 45, 35Г.
Рекомендуемые параметры — диаметр
шкива D, ширина ленты В, толщина
ленты <5 и радиальный установочный за-
зор Е, мм, — следующие:
2) 100-200 250-310 400-500 630-800
В 30-70 70^90 90-110 120-150
<5 3-4 4-6 4-7 6-10
€ 0,80 1,00 1,25-1,50 1,50
Для обеспечения плотного и равномер-
ного прилегания ленты к шкиву прн
толщине ленты более 5 мм её следует
изготавливать нз двух половин по дуге
обхвата, соединенных в средней части
шарниром. Применяемые в подъёмно-
транспортных машинах ленточные тормо-
за в зависимости от их схемы под-
разделяются на простые, дифференциаль-
ные и суммирующие (рнс. 14.12).
, Тормозной момент простого тормоза
(рнс. 14.12, а)
мт = (ея <4 _ 1) £
<f)
Рис. 14.12. Расчетные схемы ленточных тормозов: а) - простого; б) - дифференциального;
в) - суммирующего.
148
где Gp, G„., G^ — соответственно вес
тормозного рычага, якоря электромаг-
нита, замыкающего груза;
а, Ь, с, d — плечи действующих усилий.
Обычно d/a » 10...15; 17 « 0,9...0,95.
Тормозной момент простого тормоза
при изменении направления вращения,
при прочих равных параметрах, изме-
няется ве*1” раз. Поэтому он иаходнт
применение, главным образом, в ме-
ханизмах подъёма, причем его уста-
навливают так, что наибольший тор-
мозной момент развивается им прн тор-
можении опускающегося груза. Тогда
более слабого момента оказывается до-
статочно для торможения поднимающе-
гося груза. Перемещение точки кре-
пления ленты к рычагу при обеспе-
чении радиального зазора £ равно
Д = е а.
В дифференциальном ленточном тор-
мозе (рнс. 14.12, б) концы ленты закреп-
лены на тормозном рычаге по обе стороны
его оси вращения, причем плечи а2 и а2
действия сил и 3^ не равны между
собой. Тормозной момент, развиваемый
тормозом при вращении шкива по часовой
стрелке,
Мт =
GP*+<V, „
(е
l)f>7
При перемене направления вращения
шкива тормозной момент изменяется по
соотношению
e1-a2e*'“
Вследствии склонности дифференци-
ального тормоза к самоторможению эти
тормоза находят применение главным
образом в механизмах подъёма прн ручном
управлении тормозом. Во избежание само-
затягивания должно быть соблюдено ус-
ловие ах > а2 ° . Обычно принимают
aj - (2,5 - 3)п2 .
Перемещение точек креплениях рыча-
гу при отходе ленты на величину с
Д j = £ a aj (пх — nJ и
Д 2 = £ a a2/(aj - Oj)
В суммирующем тормозе (рис. 14.12, в)
концы ленты прикреплены к тормозному
рычагу по одну сторону его оси вращения.
Плечи щ и а2 действия сил Зшах и 3^
могут быть одинаковыми или различными
по величине. При одинаковых плечах
тормозной момент не зависит от направ-
ления вращения шкива. Такие тормоза
находят преимущественное применение в
механизмах, для которых необходимо
постоянство тормозного момента не-
зависимо от направления движения (ме-
ханизмы передвижения и поворота).
Тормозной момент при вращении шки-
ва по часовой стрелке
Gp 6+g»k с+Grpd „„ D
М' = --“ - 1) 2 Ч-
а2е + а2 L
Тормозной момент при изменении
направления вращения шкива при
a, + flj е*10
а2 < aL уменьшается в----------- раз.
аг + п2
Перемещение точек крепления ленты
к рычагу
ai
Д. = £ а----------; Д, = е a------------
1 а2 + а2 1 а2 + а2
При аг — а-
- - е а
Д1 = Д2 = Т.
Для размыкания ленточных тормозов
обычно используются длинноходовые тор-
мозные электромагниты или гидравли-
ческий привод.
Тормоза осевые (дисковые и конусаые)
Достоинствами дисковых тормозов яв-
ляются большая энергоемкость; большие
тормозные моменты при относительно
небольших размерах за счет увеличения
числа пар поверхностей трения; ста-
бильность действия — практически линей-
ная зависимость тормозного момента от
коэффициента трения; уравновешенность
тормоза — осевые силы могут быть
замкнуты внутри конструкции тормоза и
не восприниматься подшипниками ма-
шины; трение по плоскости обеспечивает
равномерное изнашивание трущихся эле-
ментов; независимость тормозного момен-
та от направления вращения тормозного
вала; конструктивная простота защиты
тормоза от воздействия внешней среды.
149
Однако из-за ухудшения условий теп-
лоотвода с поверхностей трения степень
нагрева их может быть выше, чем у
ленточных или колодочных, что в ряде
случаев требует использования специаль-
ных фрикционных материалов, выдер-
живающих высокие температуры без сни-
жения фрикционных свойств (спеченые
материалы).
Дисковые тормоза могут работать без
смазывания трущихся поверхностей, с
применением густой смазки и в масляной
ванне. Прн работе со смазкой уменьшается
значение коэффициента трения, но тормоз
может работать при значительно больших
(примерно в 3 раза) давлениях, его
замыкание происходит более плавно и его
конструкция более компактна.
В дисковых тормозах момент трения
создается прижатием дисков 2
(рис. 14.13, а), закреплённых от враща-
тельного движения, к дискам 1, враща-
ющимся вместе с валом механизма. Осевая
сила N, сжимающая диски, может созда-
ваться усилием пружины, силой тяжести
груза и усилием человека, прилагаемым
гхсредством рычажной, гидравлической
или пневматической системы. Внутренний
радиус поверхности трения — Лв вы-
бирается минимально допустимым по кон-
структивным соображениям. Наружный
радиус из условия обеспечения смазкой
всей поверхности трения принимается
RH - (1,25...2,5)ЛВ н разность радиусов
Ян— Ra £ 6 см.
Средний радиус поверхности трения
*ср - (Лн + Лв)/2.
Тормозной момент дискового тормоза
AfT = (/«.УЛср , где I — число пар
поверхностей трения; ц — коэффициент
трения, принимаемый по табл. 14.3.
Среднее давление на трущихся повер-
хностях
₽=1₽ь
Допускаемое давление для всех типов
тормозов с осевым нажатием принимается
по табл. 14.3.
Тормозной момент многодискового
тормоза, с учетом потерь на трение в
направляющих дисков
Мт = tfZ/^cpXz,
Рис. 14.13. Схемы осевых тормозов: а) - дискового б) - конусного.
В)
150
где — коэффициент уменьшения осе-
вого усилия вследствие потерь на тре-
ние в направляющих
___________1__________
(&! + ЯЛ
1 +д'“1Лс₽1 2ЯХЛ2 I а
здесь ц « 0,1-0,18 — коэффициент
трения в направляющих; Лх и R2 —
средний радиус осевых направляющих
дисков, (см. рис. 14.13, а); а — общее
число дисков, перемещающихся по на-
правляющим. Для дисковых тормозов,
работающих в масляной ванне, зна-
чение К( принимается в зависимости от
числа трущихся пар [3]:
где Ав — площадь трения вставки; т —
число вставок в одном диске; Ядф —
эффективный радиус трения; Z— число
пар поверхностей трення.
Адф ж АСр<3/Д ,
где а — коэффициент, зависящий от
отношения внутреннего радиуса к на-
ружному р - Яв/Ян
Р o,i 0,2 0,3 0,4
а 1,223 1,148 1,097 1,062
.Р 0,5 0,6 0,7
а 1,037 1,021 1,01
Р — коэффициент, зависящий от
центрального угла у>.
число трущихся пар 3 4 5 6 7
1,00 0,97 0,94 0,91 0,88'
<21
£.
число трущихся пар 8 9 10 11
Ki 0,85 0,82 0,79 0,76
Рис. 14.14. Формы фрикционных накла-
док:
а) - кольцевой сектор; б) - прямоугольный;
в) - круглая вставка; г) - овальная вставка.
При применении отдельных накладок
из-за различия скоростей скольжения
отдельных точек поверхности трения,
расположенных иа различном рассто-
янии от оси вращения, и из-за различия
формы накладок (рис. 14.14), тормоз-
ной момент определяют по формуле
ЛГТ - др Ав т Z йэф,
10
0,999
60
0,953
20
0,995
70
0,936
40
0,980
80
0,915
50
0,968
90
0,891
При фрикционном элементе, имею-
щем форму сплошного кольца, а = 1,
/? = 1, т - 1 и Ав — площадь трения
кольца с одной стороны.
Прн расчёте хода рычажной системы
тормоза осевой зазор между дисками
разомкнутого тормоза принимается ие
менее 0,5мм при работе с асбо-
фрикционными накладками и не мене
0,20 мм при работе с металлическими
дисками в масляной ванне и при металло-
керамическом фрикционном материале.
Для надежной работы дискового тор-
моза необходимо исключить возможность
заедания дисков в направляющих, что
достигается повышением чистоты обра-
ботки шлицевого соединения, уменьше-
нием давления в направляющих, со-
ответствующим подбором материалов, а
прн работе со смазкой обеспечением
надежного смазывания шлицев. Работос-
пособность шлицев существенно повыша-
ется прн замене шлицев прямоугольного
профиля шлицами эвольвентного профиля.
Для предупреждения повреждения контак-
тных поверхностей шлицевого соединения,
детали которых изготовлены из термооб-
работаниой стали с HRC 50, допускаемые
напряжения смятия принимают [сг]^, -
- 5...15 МПа. Шлицы соединения дисков
с валом проверяют также на изгиб.
151
В дисковых тормозах находит приме-
нение покрытие стальных дисков слоем
фрикционного порошкового материала.
Толщину опорного стального диска при-
нимают равной 1,6 мм при слое порошко-
вого материала до 5 мм и равной 3-3,2 мм
при слое 5-10 мм. Диски без фрикционнно-
го материала изготовляют из конструк-
ционнных сталей. При использовании
фрикционного порошкового материала иа
медной основе стальные диски закаливают
до HRC 43-52, а при порошковом ма-
териале на железной основе их азотируют
до HRC 65.
В конусном тормозе (рис. 14.13, б)
тормозной момент создается прижатием
конуса 1, вращающегося вместе с валом
механизма, к неподвижной конической
втулке 2. Достоинствам конусного тормоза
является повышенный тормозной момент
по сравнению с однодисковым тормозом
прн одинаковых условиях нажатия и
среднем радиусе трения. К недостаткам
следует отнести повышенную чувствитель-
ность к перекосам и несоосности элементов
трения.
Средний радиус конической поверх-
ности трения Яд, - (7?н +Я8)/2, тде 7?н и
RB — соответственно наружный и внут-
ренний радиус поверхности трения. По
конструктивным соображениям рекомен-
дуется принимать Ra - (1,2...1,б)Дв. Для
предотвращения заедания конусов угол
Д/2 должен быть больше угла трения
поверхностей тормоза, т. е. /?/2 > р и прн
введении коэффициента надежности про-
тив заедания конусов, учитывающего воз-
можность изменения коэффициента тре-
ния, равного 1,2 угол р определяется из
соотношения
tg&i = 1,2 tgp .
Тормозной момент конусного тормоза
ЛГТ = N Ясрд/зтй*г.
Ширина конической поверхности тре-
ния назначается в зависимости от допуска-
емого давления
2хйср [p]sinfti ‘
Весьма перспективным является при-
менение дисково-колодочных тормозов, в'
которых торможение осуществляется при-
жатием тормозных колодок к тормозному
диску, укрепленному на тормозном валу
механизма. В одной из конструкций тор-
моза, изображенной на рис. 14.15 с
приводом от электрогидравлического тол-
кателя 4, тормозные колодки 1 укреплены
на тормозных рычагах 2 и прижимаются с
обеих сторон к тормозному диску 5
действием замыкающих пружин сжатия 3.
Тормоза дисково-колодочные по срав-
нению с барабанными колодочными тор-
мозами обладают рядом преимуществ,
среди которых следует отметить: улучшен-
ные условия теплоотвода от поверхности
трения вследствие малого значения ко-
эффициента взаимного перекрытия, а это
позволяет реализовать прн примерно рав-
ных диаметральных габаритах значитель-
но более высокие тормозные моменты.
Ниже приведены технические характе-
ристики дисково-колодочных тормозов.
При установке на одном диске двух
зажимов тормозной момент удваивается, а
радиальные нагрузки на тормозной вал
уменьшаются.
Удельная энергоемкость дисково-коло-
дочных тормозов при равных условиях
Технические характеристики дисково-колодочных тормозов по ОСТ 92-5020-87.
Типоразмер тормоза ТДК-40 ТДК-160 ТДК-500 ТДК-1250
Тормозной момент. Н м 200-400 400-1600 1600-5000 5000-12500
Средний радиус трения, мм 150 150 250 300
Необходимый ход привода тормоза, мм Габаритные размеры, мм (без привода и тормозного диска) 20 20 28 35
длина 200 200 284 318
ширина 152 152 210 220
высота 200 200 200 308
Масса (кг) (без привода и тормозного диска) 8 8 25 80
152
Рис. 14.15. Дисково-колодочный тормоз с верхним креплением штока привода:
а) - общий вид; б) - размыкающее устройство.
эксплуатации выше удельной энергоем-
кости тормозов колодочных в 4 раза,
конусных — в б раз и дисковых — в 10 раз.
В дисково-колодочных тормозах отно-
шение внутреннего радиуса дорожки тре-
ния к наружнему меньше или равно 0,7.
Тормоза, замыкаемые весом поднима-
емого груза (грузоупорные тормоза).
В этих тормозах усилие, замыкающее
тормоз, создается силой тяжести поднима-
емого груза. При прекращении вращения
приводного вала тормоз под действием
грузового момента автоматически развива-
ет тормозной момент, пропорциональный
весу поднимаемого груза, останавливая
механизм подъёма и удерживая груз в
подвешенном состоянии. Такие тормоза
находят применение в подъёмных и стре-
ловых лебёдках и в электроталях
(рис. 14.16). Вал 4 вращается от двигателя
механизма подъёма и передает крутящий
момент через зубчатое колесо 3 на
передачу, идущую к грузовому барабану.
Диск 1 закреплён на валу 4. Колесо 3
посажено на винтовую нарезку вала 4.
Между диском 1 и колесом 3 расположено
храповое колесо 2, свободно сидящее на
валу 4. Винтовая нарезка на валу 4
выполнена так, что при вращении вала в
сторону, соответствующую подъёму груза,
колесо 3 перемещается к храповому коле-
су, зажимая его между диском 1 и
колесом 3. При этом зубья храпового
колеса не препятствуют совместному дви-
жению на подъём элементов 1, 2 и 3. При
прекращении вращения вала 4 храповое
колесо сцепляется с собачкой 5 и за счет
сил трения между поверхностями дисков,
прижатых усилием, возникающим от дей-
ствия момента от веса груза, удерживает
элементы 1, 2, 3 от движения груза в
сторону спуска. Для опускания груза
необходимо вращать вал 4 в сторону
спуска. Прн этом колесо 3 отходит по
винтовой резьбе от храпового колеса,
уменьшая усилие прижатия дисков и
153
Рис. 14.16. Схема грузоупорного винтового тормоза.
создавая возможность ускоренного дви-
жения диска 1 и колеса 3 относительно
неподвижного храпового колеса. Когда
угловая скорость колеса 3 превысит угло-
вую скорость вала 4, колесо 3 снова
переместится по резьбе к храповому
колесу, увеличивая момент трения и
замедляя скорость движения груза.
В процессе работы движение колеса 3 в
осевом направлении приводит к непре-
рывному проскальзыванию дисков 1 и
колеса 3 по храповому колесу 2 и наступает
состояние, прн котором груз опускается со
скоростью, соответствующей скорости вра-
щения ведущего вала 4. Момент от веса
груза на тормозном валу, приложенный к
колесу 3 и стремящийся прижать колесо 3
к храповику, уравновешивается моментом
трения в резьбе и моментом трения
колеса 3 по храповому колесу 2.
Осевая сила N, сжимающая диски
тормоза прн подъёме груза и удержании
его в подвешенном состоянии,
+Рп) +Дплз ’
где — момент от груза в процессе
подъёма, приведённый к тормозному
валу; г — средний радиус винтовой
резьбы (прн выполнении замыкающего
устройства в виде винтовых кулачков с
торцевыми поверхностями — средний
радиус рабочей поверхности кулачков);
р„ — угол трения покоя по винтовой
поверхности; рп — коэффициент тре-
ния покоя на поверхности трення дис-
ков 2 и 3; R2 — средний радиус поверх-
ности трення дисков 2 и 3; а — угол
подъёма винтовой линии.
Если средний радиус поверхностей
трения дисков 2 и 3 не равен среднему
радиусу дисков 1 и 2, то в формулу надо
подставить произведение дпК - той пары,
для которой оно имеет меньшее значение.
Тормозной момент тормоза, замыкае-
мого весом груза,
мт = ^(^ + 2?,),
где R2 н R2 — средние радиусы тру-
щихся поверхностей дисков.
Данный момент не должен быть мень-
ше величины
^т ж Пгр -^гр»
где Ирр — запас торможения; принима-
емый для грузоупорных тормозов по
нормам Госгортехнадзора.
Надежность удержания груза в подве-
шенном состоянии гарантируется прн соб-
людении неравенства [1 ]:
154
г [г tg(a + p„) + дп й2] i]l ’
где — КПД части механизма между
валом двигателя и тормозным валом.
При опускании груза размыкание пар
трения и плавность спуска обеспечиваются
при условии, что величина Мг (момент
трения диска 2 со средним радиусом Л2 по
храповику) будет в пределах (0,7-0,8)
(меныпие значения для быстроходных и
большие для тихоходных механизмов).
Момент, необходимый для размы-
кания тормоза при работе механизма с
номинальным грузом,
^разм = I Дп “ г 18(а “ Рп)1+ Ч-р •
По этому моменту рассчитываются
элементы храпового останова.
Остановка опускающегося груза обес-
печивается при собюдении неравенства
rtg(a+р) < дЯ/Игр .
Расчет прочности элементов грузо-
упорного тормоза следует производить по
наибольшим (с учетом динамических яв-
лений замыкания тормоза при подъёме
груза с опоры) значениям осевой силы
которая для тормозов электроталей
типа ТЭ равна 1,4М
Резьба на тормозном валу выполняется
трапецеидальной или прямоугольной с
последующей шлифовкой. В некоторых
конструкциях вместо резьбы используются
торцевые кулачки с наклонными поверх-
ностями. Радиус резьбы выполняется ми-
нимальным по условию прочности вала и
по давлению в резьбе
4N
Р~ 1₽,₽’
где <ZpH и dpg — соответственно наруж-
ный и внутренний диаметр резьбы; п —
число витков резьбы в гайке.
При трении стального закаленного
винта по бронзовой тайке допустимое
давление [р] - 12,0 МПа и по чутуну
6,0 МПа; при незакаленном стальном
винте и бронзовой тайке 9,0 МПа и прн
чугунной тайке 5,0 МПа. Число ходов
резьбы тормозного вала принимается от 2
до 4. По последним данным, угол подъёма
винтовой линии а принимается в пределах
6-20° без ухудшения работы тормоза.
Тепловой расчёт тормоза ведется по
количеству тепла, образующегося на по-
верхности трения дисков при опусканиии
груза с установившейся скоростью. Наи-
большая расчётная удельная мощность
трения в грузоупорном тормозе электро-
тали не должна превышать 0,011 кВт/см2
при работе в масляной ванне и в корпусе
редуктора, снабженном охлаждающими
ребрами и обдуваемом вентилятором. Ис-
ходя из этой величины удельной мощности,
выбирается общая площадь тормозных
накладок и средний расчётный радиус
трения тормозных дисков.
Скоростные тормоза
Тормоза этой группы предназначены
для ограничения скорости спуска груза в
определенных пределах. Остановить и
удержать транспортируемый труз на весу
они не могут. По принципу действия они
могут быть подразделены на механи-
ческие, использующие действие центро-
бежной силы вращающихся грузов для
создания необходимого давления между
трущимися поверхностями прн дости-
жении механизмом заданной скорости
движения; гидродинамические — действие
которых основано на использовании силы
сопротивления жидкости вращению в ней
ротора, снабженного лопастями; электро-
магнитные вихревые (тормозные генерато-
ры), использующие вихревые токи, на
водимые магнитным потоком в роторе
тормоза и электромагнитные порошковые,
использующие для торможения сопро-
тивление сдвигу намагниченных частиц
металлического порошка.
К положительным качествам гидро-
динамических тормозов относится сни-
жение динамических нагрузок и вибраций,
обычно действующих на элементы машины
прн использовании механических тормоз-
ных устройств; существенное увеличение
развиваемой тормозной мощности при
повышении скорости: мощность гидро-
динамических тормозов пропорциональна
третьей степени скорости; простота ре-
гулирования замедления и малое время
нарастания тормозного момента.
Электромагнитные тормозные устрой-
ства применяют для регулирования ско-
рости движения механизмов в больших
диапазонах н создания плавного замед-
155
Рис. 14.17. Дисковый центробежный тормоз:
а) - общий вид; б) - схема для расчета грузового рычага.
лення. Тормозной момент этих тормозов
изменяется за счет изменения тока возбуж-
дения в широких пределах, как прн
высоких, так и при малых скоростях
движения. К их достоинствам следует
отнести также высокую надежность, от-
сутствие быстроизнашивающихся элемен-
тов.
Исходными величинами для расчёта
механических скоростных тормозов явля-
ются ЛГф — крутящий момент от груза на
тормозном валу и наибольшая допустимая
частота вращения тормозного вала п,
соответствующая заданной скорости опу-
скания груза. Наиболее распространен-
ными типами механических скоростных
тормозов являются дисковые центробеж-
ные тормоза. В этом тормозе (рис. 14.17)
центробежные грузы 2, закреплены на
двуплечем рычаге. При увеличении ско-
рости центробежная сила преодолевает
усилие размыкающей пружины 1 и про-
изводит зажатие неподвижного диска 4
между дисками 3 и 5, вращающимися
вместе с тормозным валом 6.
Усилие размыкающей пружины 1 прн
заданной частоте вращения пх
G (я пД1 а * -^гр
P-g^3oJ brz (DK + D^filt]'
где G — вес одного замыкающего груза;
z - 2...б — число замыкающих грузов;
а и Ь — плечи углового рычага; г —
расстояние от оси вращения до центра
тяжести замыкающих грузов при зажа-
тых дисках; I — число пар трущихся
поверхностей; DH и Рв — наружный и
внутренний диаметр дисков трения;
ц — коэффициент трения (см. табл.
14.3); 7 — коэффициент, учитывающий
потери иа трение в механической систе-
ме тормоза.
Давление на поверхности трения
G (я п1] а
4 7 Гзо / ~ьгг
П Рн + ^в)
- F
-----S [р] ,
где [р ] — допускаемое давление, при-
нимаемое по табл. 14.3.
Привод тормозов.
В качестве привода тормозных уст-
ройств подъемно-транспортных машин на-
ходят применение электромагниты и
электрогидравлические толкатели.
Электромагнитный привод из-за боль-
шого тока включения (кратность пускового
тока электромагнита МО-Б составляет
примерно 5-6) не может работать с
высоким числом включений в час. Процесс
включения сопровождается ударом якоря
об ярмо, приводящим к расклепыванию
магнитопровода, что уменьшает долговеч-
ность электромагнита (особенно для маг-
нитов переменного тока). Основным до-
стоинством этого привада является его
быстродействие. В настоящее время элек-
тромагнитный привод вытесняется приво-
дом от электрогидравлических толкателей,
156
Рис. 14.18. Тормозной электромагнит постоянного тока серии МП.
допускающих высокую частоту вклю-
чений, позволяющих производить регу-
лирование хода и скоростей прямого и
обратного ходов, обеспечивающих плавное
замыкание тормоза. Усилие на штоке
толкателя ие зависит от его положения и
практически постоянно на всей длине
рабочего хода. По сравнению с электро-
магнитами толкатели имеют меньшую
стоимость, повышенную долговечность,
потребляют значительно меньшую мощ-
ность.
Электромагнитный привод осущест-
вляется с помощью тормозных электро-
магнитов переменного тока серии МО-Б и
постоянного тока серий МП и ТКП.
Длинноходовые электромагниты серий
КМТ, КМП и ВМ практически вышли из
употребления в кранах и находят еще
небольшое применение в некоторых кон-
струкциях ленточных тормозов. Элек-
тромагниты серин МП (рис. 14.18 и
табл. 14.10 и 14.11) предназначены для
установки непосредственно на тормозных
рычагах тормоза типа ТКП (см. табл. 14.4).
По способу включения они подразделяются
на магниты с обмоткой параллельного и с
обмоткой последовательного возбуждения.
Ориентировочное время срабатывания
электромагнитов типа МП прн различных
способах их включения приведено в
табл. 14.12. Указанное" в табл. 14.13 тяго-
вое усилие электромагнита параллельного
возбуждения гарантируется при напря-
жении не менее 85% номинального при
номинальном ходе якоря.
Таблица 14.10
Технические данные электромагнитов серии МП
Тип электро- магнита Мощ- ность» Вт Тяговое усилие электромагнита. Я Ход яко- ря,
параллельного дения возбуж- последовательного возбуждения
при 60% ном.тока при 40% ном.тока
ПВ25% ПВ40% ПВ100% ПВ15% ПВ25% ПВ40% ПВ15% ПВ25% ПВ40%
МП-101 - 280 230 95 - 3
МП-201 285 960 780 320 1200 900 600 600 450 300 4
МП-301 490 2000 1650 700 2500 2000 1650 1750 1350 1050 4,5
157
Рис 14.19. Катушка тормозного электромагнита серии ТКП.
Для тормозов типа ТКП (см. рис. 14.6
и 14.7) с диаметрами шкивов 400...800 мм
выпускаются катушки (рис. 14.19) парал-
дельного и последовательного возбуж-
дения, встроенные в корпус, располо-
женный на рычажной системе тормоза.
Тяговые усилия, ход якоря, размеры,
технические данные и ориентировочное
время срабатывания этих тормозов при-
ведены в табл. 14.13; 14.14; 14.15; 14.16.
Таблица 14.lt
Габаритные и установочные размеры И масса электромагнитов серии МП
(см. рис. 14.18)._____________________________________ .___________
Тип Размеры, мм Масса,кг
электро- магнита С1 с3 с. А Ог Оз о< о5 о6 Я, Нз Из Я, »3 А L1 fflnp
МП-101 30 15 22 44 70 14 126 132 М8 4,5 ?8 32 15 74 74 135 200 9 —
МП-201 33 19 40 80 110 13 178 178 М12 4,5 43 60 20 100 97 180 300 20 21
МП-301 54 27 46 92 140 24 214 223 М16 4,5 48 90 24 122 120 220 425 36 38
:ния:
I. Размер £>.. относится к катушкам параллельного возбуждения.
2. Размер Н1 предусмотрен для снятия крышки.
3. тпр — масса, при параллельном возбуждении катушек.
тк — масса, при последовательном возбуждении катушек.
Таблица 14.12
Ориентировочное время срабатывания электромагнитов серии МП и ТКП 13].
Тнп электромагнита Время, с
втягивания отпадания
без добавочного сопротивления с добавочным сопротивлением с форсировкой
МП-101 0,25 0,15 0,1 0,1
МП-201 0,40 0,25 0,15 0,15
МП-301 0,50 0,35 0,25 0.25
ТКП-400 1,3 0,8 0,5 0,3
ТКП-SOO 1,8 1,3 0,6 0,3
ТКП-600 2,0 1,4 0,7 0,4
ТКП-700 2,3 1,5 0,9 0,5
ТКП-800 2,5 1.6 1,0 0,6
158
Таблица 14.13
’Тяговое усилие и максимальный ход якоря электромагнитов к тормозам серии ТКП
Катушка к тормозу типа Тяговое усилие, кН Ход якоря, мм
параллельное возбуждение последовательное возбуждение
при 60% ном.тока при 40% ном.тока
ПВ25% ПВ40% ПВ100% ПВ25% ПВ40% ПВ25% ПВ40%
ТКП-400 9,85 7,9 3,7 9,85 7,9 5,9 3,8 3,0
ТКП-500 13,2 10,0 4,6 13,2 10,0 8,0 5,5 3.5
ТКП-600 21,9 15А 7,0 21,9 15,5 13,2 9,0 4,0
ТКП-700 30,0 21,5 10,5 30,0 21,5 18,0 12,2 4,5
ТКП-800 41,0 30,0 14,4 41,0 30,0 24,6 16,5 5,0
Таблица 14.14
Размеры и масса катушек электромагнитов для тормозов серии ТКП (рис. 14.19)
Катушка к тормозу типа Размеры, мм Масса, кг
А Б В1 В] Яг я2 Яг Яг Яз
ТКП-400 17 105 90 94 287 161 230 15
ТКП-500 17 125 95 86 366 186 300 25
ТКП-600 9 17 1,5 158 100 88 428 221 360 38
ТКП-700 17/42 188 110/140 88 504 256 435 50
ТКП-800 17/42 220 125/155 88 572 311 500 76
Примечания: 1 .Размеры А, и масса относятся к катушкам параллельного
возбуждения; для катушек последовательного возбуждения эти
данные указаны в табл. 14.16.
2. Размеры Ь - 42 мм и Н1 » 140 и 155 относятся соответственна
к катушкам ТКП-700 (ток 910 А) и ТКП-800 (ток 1050 А) прн
ПВ 25% (см. табл. 14.16).
Таблица 14.15
Технические данные катушек параллельного возбуждения тормозов серии ТКП
Катушка к тормозу типа Мощность, Вт
п ри номинальном напряжении, В
110 22(i 440
П325% ПВ40% ПВ100% ПВ25% ПВ40% ПВ100% ПВ25% ПВ40% ПВ100%
ТКП-400 ТКП-500 ТКП-600 ТКП-700 ТКП-800 850 960 1260 1770 2320 600 690 890 1290 1680 355 395 520 750 965 1390 1600 2090 2960 3650 1100 ИЗО 1620 2280 2800 600 715 960 1400 1650 2600 2800 4100 5030 6950 1970 2100 2900 4400 5350 1285 1360 1620 2550 3220
Для уменьшения времени срабаты-
вания или повышения тягового усилия
электромагнита применяется форсировка.
При этом катушка включается последова-
тельно с экономичным сопротивлением,
которое на время втягивания якоря маг-
нита закорачивается размыкающими кон-
тактами тягового реле и вводится в схему
после втягивания якоря, значительно сни-
жая ток и нагрев катушки. Катушки
последовательного возбуждения характе-
ризуются номинальным током, по которо-
му они рассчитаны. Указанныевтабл. 14.16
значения тока являются максимально
159
Таблица i4.t6
Технические данные катушек последовательного возбуждения к электромагнитам
тормозов серии ТКП___________________________________________________________
Катушка к тормозу типа Номинальный ток, А Размеры,мм (см. рис. 14.19) Масса, КГ Мощность, Вт
ПВ 15% ПВ 25% ПВ 40% А Б
96,5 75 69 20 730
139 108 85,5 19 730
ТКП-400 192 231 149 179 118 141 9 1,5 17 18 730 810
268 208 164 19 810
346 268 212 20 810
201 156 123 9 31
ТКП-500 316 245 193 9 1,5 33 1000
495 383 302 13 33
> 209 162 128 9 1,5 42,8
300 233 184 9 1,5 45
ТКП-600 510 295 312 13 1,5 45,5 1500
630 490 378 13 3 48
770 600 475 13 3 49
312 234 185 9 1,5 61,5
ТКП-700 715 555 438 13 3 64 1850
1175 910 720 13 4,5 66,5
910 705 555 13 4,5 66
ТКП-800 595 460 363 13 3 80 2300
1355 1050 830 13 6 81
Примечание. А и Б — размеры отверстия выводов под контактные болты.
Мощность приведена для горячей катушки при токе, соответству-
ющем ПВ 25%.
допустимыми по нагреву при работе в
соответствующем режиме. Величина тяго-
вого усилия указана для двух значений
тока катушки — для 40% (что относится
к механизмам подъёма) и 60% (что
относится к механизмам передвижения).
Клапанные короткоходовые тормоз-
ные электромагниты переменного тока
серии МО-Б (рис. 14.20) предназначены
для установки непосредственно на рычаге
тормоза (см. табл. 14.4). Размеры, тех-
нические данные и масса этих электро-
магнитов приведены в табл. 14.17, 14.18.
Катушки электромагнитов серии МО-Б
рассчитаны на полное напряжение сети и
изготавливаются на напряжение 220, 380
или 500 В для ПВ - 100% и ПВ - 40%
при допустимом по нагреву числе вклю-
чений до 300 в час. Момент электро-
магнита, приведённый в табл. 14,17,
гарантируется при напряжении не ниже
85% номинального и угле поворота не
более указанного. В величину момента
электромагнита не включен момент, соз-
даваемый весом якоря магнита, примерная
величина которого приведена в табл. 14.17
для нормального положения электромаг-
нита. Время притягивания якоря электро-
магнитов серии МО-Б составляет примерно
0,03 с, время отпадания — 0,015 с.
Долговечность электромагнитов серии
МО-Б равна примерно 1,5 млн. включений.
Эти магниты рекомендуют применять
главным образом при режимах работы
1К-ЗК. Кратность пускового тока электро-
магнитов серии МО-Б составляет примерно
5-6, что необходимо учитывать при выборе
предохранителей.
Тормозные электромагниты подбира-
ются по их работоспособности по следу-
ющим зависимостям:
при поступательном движении якоря
Рм = 2 , (14-2)
160
Рис. 14.20. Тормозной электромагнит переменного тока серии МО-Б.
при клапанном якоре
Мм <рм KY = 2Ne/ij , (14.3)
где Рм и Мм — соответственно тяговое
усилие и момент электромагнита; h* и
<рм соответственно ход якоря и угол
поворота якоря магнита (значения Рм,
Мы, \<’ Рм см- табл. 14.10, 14.13
и 14.17); Ki — коэффициент использо-
вания хода якоря, принимаемый 0,8-
-0,85 для короткоходовых электромаг-
нитов; # — сила нажатия тормозной
колодки иа шкив; е — радиальный от-
ход колодки от шкива при размыкании
тормоза; i] - 0,9-0,95 — коэффициент,
учитывающий потери на трение в ры-
чажной системе тормоза.
Подбор-электромагнитов для ленточ-
ных тормозов производится по формуле
14.2, которая принимает вид:
для простого тормоза
2МТ е а
РМ К1 = '
и для суммирующего тормоза
2Мте а + aj
рм^к1 = 1)(ах + '
Таблица 14.17
Технические данные электромагнитов серии МО-Б
Тип электро- магнита Угол поворота якоря а (см. рис. 14.20) Масса магнита, кг Момент веса якоря магнита, Н-см Момент электромагнита, Н-см
ПВ 40% ПВ 100%
МО-100Б 7°30' 4,4 50 540 290
МО-200Б 5'30' 16,5 360 3900 2000
Примечание: а — максимальный угол поворота якоря, при котором обеспечива-
ется момент электромагнита.
161
Рис. 14.21. Одноштоковый электроснд-
равлический толкатель.
Электрогидравлический привод. Оте-
чественная промышленность выпускает
злгктрогндравличэские толкатели одно- и
двухштоковые. Для рабочих усилий от 160
до 800 Н выпускаются одноштоковые тол-
катели типа ТЭГ и ТГМ и для усилия
1600 Н — одноппоковый толкатель
ТЭ - 160 и двухштоковый Т-160Б.
Технические данные толкателей при-
ведены в табл. 14.19.
Размеры одноштоковых толкателей
приведены в табл. 14.20 и на рис. 14.21.
Размеры толкателя типа Т-160Б при-
ведены на рис. 14.22.
Электрогидравлические толкатели из-
готавливаются в общепромышленном, тро-
пическом, северном, морском и взры-
вобезопасном исполнениях. Толкатели об-
щепромышленного и тропического испол-
нения могут работать при температуре
среды от -40* до, + 50°С и относительной
влажности воздуха ие более 95%, а
северного исполнения — при температуре
окружающей среды от-60* до +50°С.
В качестве'рабочей жидкости рекомен-
дуется применять следующие масла и
жидкости:
Температура
окружающей среды
от + 50 до -20‘С
от + 20 до -40‘С
Рабочая жидкость
Трансформаторное
масло (ГОСТ 982-80)
Жидкость ПЭС-ЗД
по ТУ 6-02-688-76 или
масло АМГ-10
(ГОСТ 6794-75).
Подбор электрогидравлических толка-
телей производится по их техническим
данным (см. табл. 14:19). Ход штока,
указанный в каталоге, является мак-
симально возможным ходом штока — от
крайнего нижнего (когда поршень садится
на заплечики внутрн корпуса), до крайнего
верхнего положения (когда поршень упи-
рается в верхние заплечики). Рабочий ход
штока, установленный при регулировке
тормоза, должен составлять примерно 2/3
максимального хода. Прн этом 1/3 хода
резервируется на компенсацию износа
фрикционных накладок, зазоров в шар-
Лримечания: h — перемещение штока, соответствующее углу а (см. табл. 14.17);
В6 — размер, соответствующий возможному крайнему положению
якоря.
162
Рис. 14.22. Электрогидравлический толкатель типа Т-160Б.
163
Таблица 14.19
Технические данные электрогидравлических толкателей [3]
Параметры Тип толкателя
ТЭГ-16М ТЭГ-16-2МУ2 ТЭГ-25 ТЭГ-25-МУ2 ТГМ-16 ТГМ-25 ТГМ-50 ТГМ-80 Т-160Б
Номинальное усилие подъема, Н 160 160 250 250 160 250 500 800 1600
Число штоков 1 1 1 1 1 1 1 1 2
Ход штока, мм 25 25 32 32 25 , 32/50 50 50 140
Время подъема поршня при максимальном ходе и но- минальной нагрузке,с 0,35 0,26 0,35 0,24 0,35 0,4/0,5 0,5 0,5 2,5
Время опускания поршня при максимальном ходе и номинальной нагрузке, с 0,28 0,23 0,30 0,24 0,28 0,32/0,37 0,37 0,37 0,8
Мощность электродвигате- ля, кВт 0,2 0,1 0,2 0,11 0,2 0.2 0,2 0,2 0,4
w Максимальное число вклю- £ чений в час 720 2000 720 2000 2000 1200 2000 1500 720
Допустима» продолжи- тельность включения, ПВ% 100 100 100 100 60 100 100 100 100
Объем рабочей жидкости, л 1,5 1,25 1.6 1,7 1,5 3,5 5,0 7,5
Масса толкателя (с рабочей жидкостью), кг 10 12,5 11,0 13,7 9,0 16 32,2 41,5 69,3
Примечания: 1. Время подъёма соответствует температуре неработающего двигателя и при допустимом колебании напряжения
сети (от +5 до -15% номинального напряжения).
2. Время опускания соответствует нагретому состоянию толкателя.
3. Для ТГМ-25 ход поршня и время даны для различных исполнений.
888888
Таблица 14.20
ГЛАВА 15. МУФТЫ
Наибольшим распространением в кра-
иосгроеиии пользуются муфты:
— зубчатые (ГОСТ 5006-83 “Муфты
зубчатые. Технические условия,");
— упругие втулочно-пальцевые
(ГОСТ 21424-75 “Муфты упругие втулоч-
но-пальцевые. Основные параметры, га-
баритные и присоединительные разме-
ры");
— упругие с торообразной оболочкой
(ГОСТ 20884-82 “Муфты упругие с торо-
образной оболочкой. Типы, основные пара-
метры и размеры").
Для выбора муфт, в общем случае
необходимо знать:
— диаметры и типы концов соединяе-
мых валов;
— величины крутящего номинального
момента Мя и максимального момента при
кратковременной перегрузке Мм , переда-
ваемых муфтой, Н м;
— величину максимального расчетно-
л'-> J , xiciii'LXXlbbllCrD ИЗ
длительно действующих (для которого
число циклов за срок службы механизма
не менее 5-104) Мр (гл. 8 формула 8.10 и
гл. 9 формула 9.22) на соединяемых валах,
Н-м ;
— величину максимального расчетно-
го крутящего момента, определяющего
максимальную допускаемую перегрузку
(гл- 8 формула 8.9 и гл. 9 формула
9.19), Н-м;
— требуемую компенсационную спо-
собность (осевое, радиальное и угловое
смещения);
— демпфирующую способность;
— внешние температурные условия;
— компоновочное решение механиз-
ма;
— ограничительные требования нор-
мативных документов к применению той
или иной конструкции муфты.
Муфты выбираются в соотвествии с
запасами прочности К и по максималь-
ному моменту.
Запас прочности определяется
Ми
к = к, к, к, s —,
мр
где Aj — коэфициент, учитывающий сте-
пень ответственности присоединяемой
передачи, табл. 15.1 (ОСТ 24.190.06-86
“Краны мостовые и козловые. Основ-
ные положения расчета механизмов",
группа Г86); Кг — коэффициент,
учитывающий условия работы муфты
табл.15.2 (ОСТ 24.190.06-86); К3 — ко-
эффициент углового смещения, для вы-
бора зубчатых муфт принимается по
табл. 15.3. Для остальных типов со-
единительных муфт К3 - 1.
Проверка по максимальному моменту:
Таблица 15.1
Значения коэффициента К3
Механизм Коэффициент ответст- венности передачи
Передвижения 1.1
Подъема 1,3—1.5
Таблица 15.2
Значение коэффициента К2
Механизм Коэффициент условий работы
1М — зм 4М — 5М 6М
Передви- жения 1,1 1.2 1.3
Подъема 1.3 1.4 1.5
Таблица 15.3
Значение коэффициента К3
Угол перекоса вала, градус Коэффициент углово- го смещения
0,25 1
0,5 1,25
1 1,5
1,5 1,75
166
15.1 Муфты зубчатые
Зубчатые муфты отличаются высокой
несущей способностью.
Основные параметры и размеры зуб-
чатых муфт должны соответствовать
ГОСТ 5006-83.
Диапазон паспортных величин момен-
тов — М„ “ 1000...63000 Н-м.
Компенсационная способность: угло-
вое смещение 1,5° , осевое смещение до
2 мм, радиальное смещение не допустимо.
Для компенсации радиального смещения
используются две муфты с промежуточным
валом.
Иногда одну из полумуфт заменяют
тормозным шкивом (см. рис. 15.1). Такое
соединение хорошо работает при легких и
средних режимах (1М-4М).
Рис. 15.1. Муфта зубчатая.
Демпфирующей способностью не обла-
дают (жесткие муфты).
Диапазон внешних температур опре-
деляется материалом уплотнений н смаз-
кой.
Выбор типоразмера муфты осуществ-
ляется по запасу прочности К и проверке
по максимальному моменту.
Запас прочности определяется
Мн
К = К,КгК3£~ ,
р
где Kj , Кг , К3 — коэффициенты из
табл. 15.1, 15.2 и 15.3.
Проверка максимального момента:
15.2. Муфты упругие
втулочно-пальцевые
Упругие втулочно-пальцевые муфты,
способные смягчать динамические на-
грузки, широко используют в местах
установки тормозов.
Основные параметры, габаритные и
присоединительные размеры муфт должны
соответствовать ГОСТ 21424-75 (рис. 15.2).
Рис. 15.2. Муфта упругая втулочно-
пальцевая.
Диапазон паспортных величин момен
тов — Л/н- 6,3... 16000 Н-м.
Компенсационная способность: угло-
вое смещение 0,5... 1,5°, радиальное сме-
щение — 0,2...0,6 мм, осевое смещение
1... 2 мм.
Демпфирующая способность в за-
висимости от жесткости резиновых вту-
лок — 1...2”.
Диапазон внешних температур опре-
деляется материалом упругих элементов.
Выбор типоразмера муфты осуществ-
ляется по запасу прочности К и проверке
по максимальному моменту.
Запас прочности определяется
Ч
Р
где Ki , К2 — коэффициенты из табл.
15.1 и 15.2.
Проверка максимального момента:
Чпах S “ 2ЛГН.
167
15.3. Муфты упругие с торообразной
оболочкой
Муфты упругие с торообразной обо-
лочкой обладают хорошими компенси-
рующими и демпфирующими свойствами,
Однако имеют относительно большие га-
бариты.
Основные параметры и размеры уп-
ругих муфт с торообразной оболочкой
должны соответствовать ГОСТ 20884-82
(рис. 15.3).
'Запас прочности определяется
Мн
где Ki , Кг — коэффициенты по
табл. 15.1 и 15.2, ЛСЭКВ — эквивалент-
ный крутящий момент (гл. 8 форму-
ла 8.12) с показателем степени ш-5
[1].
Проверка максимального момента:
^шах ~
Рис. 15.3. Муфта упругая с горообразной
оболочкой.
Литература.
1. Расчеты крановых механизмов и их
деталей. ВНИИПТМАШ. М.: Машиност-
роение. 1971. 495 с.
2. Поляков В. С., Барабаш И. Д.,
Ряховский О. А. Справочник по муфтам
/Под ред. В. С. Полякова. Л.: Машиност-
роение. 1979. 344 с.
Диапазон паспортных моментов
Мк - 20...40000 Н м.
Компенсационная способность: угло-
вое смещение 1...1,5°, осевое смещение
1...11 мм, радиальное смещение 1..Л мм.
Демпфирующая способность в за-
висимости от материала и размеров -горо-
образной оболочки — 2,5.._5,5°.
Долговечность муфт определяется ста-
рением и усталостной прочностью горооб-
разной оболочки [1], [2].
Выбор типоразмера муфт осуществля-
ется по запасу прочности К и проверке по
максимальному моменту.
168
ГЛАВА 16. ОГРАНИЧИТЕЛИ ГРУЗОПОДЪЕМНОСТИ
В соответствии с “Правилами устрой-
ства и безопасной эксплуатации грузоподъ-
емных кранов" Госгортехнадзора (статья
172) краны мостового типа должны обору-
доваться сираничителями грузоподъемнос-
ти (ОГ), когда ие исключается их
перегрузка по технологии производства.
Ограничитель грузоподъемности не
должен допускать перегрузку более, чем
на 25%.
К кранам, в которых перегрузки
возникают по технологическим причинам,
следует отнести грейферные и магнитные,
краны предприятий строительной инду-
стрии, используемые для извлечения гото-
вых железобетонных изделий из опалубки,
краны, работающие на открытых складах,
когда не исключено прилипание или
примерзание к грунту поднимаемых гру-
зов, краны, используемые для демонтажа
оборудования и других подобных работ.
В ряде случаев могут перегружаться и
краны общего назначения, например, при
ошибочной визуальной оценке массы под-
нимаемого груза.
При симметричной навивке двух вет-
вей грузового каната на барабан (такая
система навивки характерна для подавля-
ющего большинства кранов) датчик усилия
ОГ устанавливается на опоре барабана.
При этом корпус подшипника барабана
установлен на двух опорных элементах и
имеет возможность поворота на угол 2-3
градуса в вертикальной плоскости, прохо-
дящей через продольную ось барабана.Та-
кое решение пригодно как для новых
кранов, так и для кранов, находящихся в
эксплуатации.
В качестве ОГ могут быть использова-
ны серийно выпускаемые промышленно-
стью ОГ типа ОНК-М (ранее выпу-
скавшиеся модели имели обозначения
ОГП-1 и ОГК-1) со схемой установки
датчика усилия, приведенной на рис. 16.1.
Основные геометрические соотноше-
ния в конструкции узла установки датчика
усилия зависят от 5шах — суммарного
натяжения ветвей грузового каната, за-
крепленных иа барабане, соответствующе-
го 1,25 номинальной грузоподъемности
крана, Н; Г’пред — величины предельного
усилия, которое может воспринять сило-
измерительный элемент датчика усилия, Н;
для указанных типов ограничителей грузо-
подъемности в зависимости от их испол-
нений Т’прйд - 2500...10000 Н.
Рис. 16.1. Схема установки датчика усилия.
169
Нагрузка, действующая на подшипник
барабана,Н
(16.1)
где I — расстояние от подшипника,
установленного в зубчатой полумуфте
редуктора, до плоскости симметрии на-
резанной части барабана; L — рассто-
яние между подшипниками, на которые
опирается барабан.
Нагрузка (Н) на датчики усилия ОГ
" = = (16.2)
где е — смещение опорных элементов
корпуса подшипника барабана по отно-
шению к плоскости симметрия подшип-
ника барабана (рис. 16.1); а — рас-
стояние от центра опорных элементов
корпуса подшипника барабана до сило-
измерительного элемента датчика уси-
лия. Размеры е и а определяются из
соотношения
е _ °.^Рпрел
a Sx
(16.3)
В приведенных формулах при опреде-
лсхин усилий ие учтены потерн на трение
в шарнирах, т. к. эти потерн компен-
сируются при настройке ограничителя по
фактически действующим нагрузкам.
В качестве опорных элементов корпуса
подшипника целесообразно использовать
шарики и ролики стандартных подшип-
ников. Опорные элементы размещаются
между стальными вкладышами, подверг-
нутыми термообработке до HRC 56...63.
Вкладыши должны иметь сферические для
шариков или цилиндрические для роликов
гнезда, радиус которых равен 1,1Я, где
R — радиус шарика или ролика.
Проверка напряжений (МПа) в зоне
контакта проводится по формулам:
для шарика
для ролика
'шах = 5,75
(16.5)
где Р — максимальная нагрузка иа ша-
рик, Н ; q — максимальная нагрузка-
на единицу длины ролика, Н/см.
5. +
P = -iy— , (16.6)
(16.7)
Где
21р ’
1р— длина ролика, см.
Допускаемые напряжения для элемен-
тов, изготовленных на неспециализиро-
ванных заводах и имеющих твердость
HRC 58...60, [ст]сМ - 15000 кг/см2 -
- 1470 МПа.
При некоторых сочетаниях параметров
системы “поднимаемый груз - кран - ОГ“
(приведенные масса и жесткость, инер-
ционность, скорость подъема и др.) и
попытке осуществить подъем сверхнор-
мативного груза может быть превышено
нормативное значение перегрузки, равное
1,25QH. Это обусловлено тем, что в
применяемых ОГП формирование сигнала
в датчике усилия на отключение ме-
ханизма происходит на уровне нагрузки,
превышающем номинальное значение, и
нагрузка продолжает расти до полной
остановки двигателя, а время полной
остановки двигателя зависит от времени
задержки прохождения сигнала от датчика
усилия до контактора двигателя, времени
срабатывания контактора и выбега ме-
ханизма.
В связи с этим при разработке новых
ОГ для эффективного снижения уровня
перегрузок рекомендуется вводить в кон-
струкцию ОГП дополнительно первый
уровень Qi срабатывания ОГП (уровни
нагрузок, а также характерные точки
приведены на рис. 16.2) на нагрузке,
величина которой ниже номинального
значения. Это соответствует точке 2
графика нагружения крана при начале
нагружения в точке 1. В точке 3 произойдет
отключение двигателя, а его полная оста->
иовка в точке 4. В случае, если нагрузка
после полной остановки механизма не
превысит второго окончательного уровня
О, срабатывания ОГП, происходит пов-
торное включение механизма в точке 5, по
мере возрастания нагрузки — срабаты-
170
Рис. 16.2. График нагружения крана оснащенного ОГ.
ванне ОГП на уровне О, в точке б,
отключение двигателя — в точке 7 с
выходом на окончательный уровень на-
грузки в точке 8.
Если после срабатывания ОГ на уровне
Qi нагрузка превысит уровень О-> , то
повторное включение не должно про-
исходить.
Наибольший эффект работы такого бг
достигается при настройке уровня сраба-
тывания Qi таким образом, чтобы после
отключения на этом уровне величина
действующей нагрузки после полной оста-
новки механизма достигала уровня (22 или
несколько превышала его, но ие достигала
уровня, соответствующего l,25Q„. На-
стройка производится с грузом на крюке
1.25QH.
При разработке ОГ следует руко-
водствоваться следующими наиболее важ-
ными техническими требованиями:
время срабатывания ОГ, с не более 0,02
погрешность срабатывания, % ± 1.5
пределы настройки первого уровня Qi, %2н 10—50
пределы настройки второго уровня Й2 . %СН 105—120
Описанная система ограничителя гру-
зоподъемности может быть реализована
при ее выполнении в соответствии с
функциональной схемой, приведенной на
рис. 16.3.
Рис. 16.3. Функциональная схема ОГ.
171
ГЛАВА 17. ПРОТИВОУГОННЫЕ ЗАХВАТЫ
Противоугонные захваты служат для
предотвращения самопроизвольного дви-
жения крана и грузовой тележки при
давлении ветра, превосходящем допус-
тимое для рабочего состояния (q - 125Па)
и достигающем предельного значения не-
рабочего состояния, нормированного ГОСТ
1451-77 для района установки крана.
Оснащение козловых кранов, установ-
ленных на открытом воздухе, такими
захватами обязательно. Привод противоу-
гонных захватов кранов может быть как
машинный, так и ручной. Тип привода
определяется организацией-разработчи-
ком крана. При использовании машинного
привода должна быть предусмотрена воз-
можность приведения в действие захвата
вручную или должны быть установлены
дополнительно ручные захваты или сто-
поры.
Мостовые краны могут не снабжаться
противоугонными захватами, если при
действии ветра нерабочего состояния запас
удерживающей силы, обеспечиваемой тор-
мозами механизма передвижения и сцеп-
лением ходовых колес крана или грузовой
тележки с рельсом, ие менее 1,2.
Приведенные в данной главе нормы и
методика расчета применимы для основ-
ных типов противоугонных захватов кра-
нов, перемещающихся по рельсовому пути.
17.1 Исходные данные для расчета
Исходными данными для расчета про-
тивоугонных захватов являются:
— полная ветровая нагрузка (Н) .на
подветренную площадь крана без груза в
направлении крановых путей — (опре-
деление этой нагрузки производится в
соответствии с данными ГОСТ 1451-77
“Краны грузоподъемные. Нагрузка ветро-
вая" , глав 9 и 33 или по специальным
техническим требованиям);
— нагрузка (Н) от уклона крановых
путей —Wy (см. гл. 9) ;
— суммарное сопротивление пере-
движению крана (Н) от сил трения (без
учета трения в ребордак) и от усилий,
создаваемых тормозами механизма пе-
редвижения крана — Wm.
Значение Wm, определенное в соот-
ветствии с данными гл. 9, должно быть
скорректировано: сопротивление передви-
жению крана или тележки уменьшено на
50%, а усилие, создаваемое тормозами
механизма передвижения, учтено только
при наличии системы плавной остановки.
При этом вводимое в расчет тормозное
усилие ие должно превышать минимальной
силы сцепления, определенной с учетом
уменьшения вертикальной нагрузки;
— условия приведения захвата в
рабочее состояние (по сигналу из кабины
крана, по сигналу датчика скорости или
давления ветра, при обесточивании систе-
мы электроснабжения крана);
— конструктивная схема противоугон-
ного захвата.
Данная методика расчета составлена
для случаев приведения противоугонных
захватов в рабочее состояние после нало-
жения тормозов и полной остановки крана.
Цеобходимая задержка приведения захва-
та в рабочее состояние после выдачи
управляющего сигнала может быть полу-
чена за счет электрической схемы захвата
или вводом в конструкцию захвата спе-
циальных устройств, например, демпферов
или центробежных регуляторов.
Для случаев, когда по специальным
условиям эксплуатации наложение захва-
та на головку рельса до полной остановки
крана не исключено, следует производить
соответствующий расчет на этот случай
как самого захвата, так и всей конструкции
крана с учетом возникающих при этом
динамических воздействий.
17.2 Расчет противоугонных захватов
Расчетная нагрузка (Н), действующая
на захват, равна
Р - We' + Wy'~ Wa', (17.1)
172
Таблица 17.1
Значение коэффициента сцепления
Характер поверхности губок захвата Материал губки захвата Термообработка я
Насечка острая Насечка притуплена до пло- Сталь 65Г, 60С2 ИКС г 55 0,3
щадок шириной 0,15 мм У8А, У10А — 0,13
Насечка отсутствует Сталь 45, 50 ИВ S 350 0,15
тде W* ; Wy'; — нагрузки, прихо-
дящиеся на один захват; при приве-
дении нагрузок Wt, Wy и Wm к каждому
захвату следует учитывать наиболее
неблагоприятное распределение ветро-
вой нагрузки и нагрузки от силы тя-
жести между опорами.
Усилие зажатия захватом головки
рельса, (Н),
N = к/- , (17.2)
в Р
где X - 1,2 — коэффициент запаса;
2.— число поверхностей контакта за-
хвата с рельсом; р — коэффициент
сцепления губок захвата с рельсом, зна-
чение которого следует принимать по
табл. 17.1.
Рекомендуемый профиль насечки гу-
бок показан на рис. 17.1. Шаг к насечки
обычно принимают равным 5 мм, угол
у - 90...110*.
Рис. 17. 1. Профиль насечки губок захва-
тов
Площадь рабочей поверхности губок
(проекция на плоскость) определяется из
допускаемых напряжений смятия, при-
нимаемых для закаленных губок равными
200...250 МПа, для незакаленных —
80 МПа. Для эксцентриков допускаемые
напряжения могут быть увеличены в
1,5...1,8 раза.
Противоугонные захваты должны обе-
спечивать необходимое усилие зажатия
при уменьшении ширины головки подкра-
нового рельса до 10 мм за счет износа и
при опускании губок захвата относительно
начального положения на 5 мм за счет
износа рабочих поверхностей ходовых
колес и подкрановых рельсов.
Расчет элементов захватав на проч-
ность следует производить на совместное
действие усилия зажатия # и усилия угона
Р.
Коэффициенты запаса прочности сле-
дует принимать в соответствии с рекомен-
дациями гл. 1.
Захват с ручным приводам (рис. 17.2).
Масса захвата, который при переводе из
нерабочего положения в рабочее пово-
рачивается на 180*, не должна превышать
15 кг. Усилие на рукоятке, с которым
осуществляется затягивание рычагов за-
хвата, должно быть не более 100...120 Н,
а длина рукоятки не более 150...200 мм.
При определении необходимого уси-
лия зажатия # головки рельса в формулу
(17.2) для определения усилия зажатия
вместо р следует подставить значение
приведенного коэффициента трения:
Л = . -----7 , (17.3)
1 sin д + р cos о
где д — угол наклона граней выреза в
рычагах захвата, который принимается
равным 15...20*.
Рекомендуется геометрические разме-
ры захватов с ручным приводом назначать
такими, чтобы кроме непосредственного
зажатия головки рельса с расчетным
усилием происходило дополнительно и
заклинивание рычагов захвата на рельсе
при попытке смещения крана под дей-
ствием ветра. Для этого при размере Л -
- 200...300 мм, что обычно получается из
173
Рис. 17. 2. Захват с ручным приводом
условий компановки, ширина губок захва-
та ве должна превышать 70мм.
Момент на оси винта (Н-м), необ-
ходимый для создания усилия затяжки,
определяется по формуле
tg(a + р)
М =------, (17.4)
где dcp — средний диаметр резьбы впи-
та, м; а — угол подъема винтовой ли-
нии, нз условия самоторможения,
принимается равным 4...5’; р — угол
трения, при стальных винте и гайке
равен 8...9*.
Все элементы захвата проверяются на
прочность при действии усилия, с которым
осуществляется затягивание захвата, рав-
ного 800 Н.
Захват с клиновым ползуном и ма-
шинным приводам (рис. 17.3).
Необходимая сила нажатия на ползун
СЧ?
* — г , U/.0;
Ир
где а, Ь — плечи рычагов, м, обычно
принимается
а 1 1
Ъ ~ 3 4 ’
Р — угол между вертикальной осью и
рабочей поверхностью паза, рекоменду-
ется принимать равным 4...8’; р — при-
веденный угол трения, учитывающий
сопротивление перемещению ролика по
рабочей поверхности паза; для роликов
на подшипниках качения р - Г10' ,на
подшипниках скольжения р - 3* ;
— КПД шарниров, принимаемый
равным 0,95.
Захват с эксцентриковыми губками и
центробежным толкателем (рис. 17.4).
Эти захваты развивают необходимое
удерживающее усилие при контакте экс-
центриков с баковой поверхностью головки
рельса и последующем смещении крана.
Вие работы эксцентрики удерживаются в
нейтральном положении пружинами.
Рис. 17. 3. Захват с клиновым ползуном и
машинным приводом
174
Рис. 17. 4. Захват с эксцентриковыми
губками и центробежным толкателем
Максимальное усилие нажатия (Н)
эксцентрика на головку рельса, пренебре-
гая трением в осях эксцентриков, принима-
ется равным
= 2tg(a + y>) ’ <17-6)
где а — максимальный угол подъема
эксцентрика, назначаемый из условия
а £ arctgp
е
или — S <р ;
R
здесь <р — угол трения на поверхности
эксцентрика.
Предварительное нажатие эксцент-
риковых губок должно составлять 10—15%
от усилия
Эксцентрики выполняются с круговым
или более сложным в изготовлении ло-
гарифмическим профилем.
Масса замыкающего груза (кг) для
предварительного нажатия эксцентриков с
учетом массы деталей подвески
2 а
т, = (0,01...0,015) ЛГ-7——ъ , (17.7)
где а, Ъ — плечи рычагов, м; р — угол
между распорным звеном и верти-
калью, для уменьшения массы замыка-
ющего груза и исключения отжатия
клещей под действием усилия Я,
принимается равным 82 + 1*.
Масса (кг) каждого из двух грузов
центробежного толкателя, необходимая
для раскрытия захвата,
900 т, 1g у
mu = тг—-------—--------, (17.8)
' ц Л21 sin у - 900 tg у
где у — угод между стержнем, к ко-
торому крепится груз, и вертикалью в
невращающемся центробежном толка-
теле; п — скорость вращения приводно-
го элетродвигателя, мин-1; I — длина
стержня.
175
ГЛАВА 18. ТАЛИ ЭЛЕКТРИЧЕСКИЕ КАНАТНЫЕ
18.1 Общие положения
Широкое применение электрических
талей для комплектации кранов: ста-
ционарных — для механизмов подъема
мостовых кранов и кранов-штабелеров,
передвижных — для подвесных и опорных
однобалочных и козловых кранов, управ-
ляемых из кабины, — требует рас-
сматривать электротали как крановые
механизмы, учитывая при этом особен-
ности их конструктивного исполнения.
Канатные электрические Тали грузо-
подъемностью 0,25; 0,5; 1,0; 2,0; 3,2; 5,0 т
(ГОСТ 22584-88) и 10 т ( ТУ 24-9318-78)
выпускаются рядом отечественных пред-
приятий. В будущем с целью более
рационального использования электрота-
лей в качестве крановых .механизмов
планируется расширение их номенклатуры
в сторону больших грузоподъемностей.
В общем случае электротали состоят
из следующих основных узлов: механизма
подъема и механизма передвижения, ап-
паратуры управления и крюковой под-
вески. В механизме подъема двухско-
ростной электротали используется двух-
скоростной электродвига-
Общие виды электрической тали гру-
зоподъемностью 0,25 т, а также стационар-
ной и передвижной электротали гру-
зоподъемностью 5т представлены на
рис. 18.1, 18.2 и 18.3, механизмов пере-
движения злектроталей — на рис. 18.4 и
18.5.
На рис. 18.6 и 18.7 представлены в
качестве примера кинематические схемы
механизмов подъема злектроталей грузо-
подъемностью 0,25т (односкоростное ис-
полнение) и 5,0т (исполнение с мик-
роприводом подъема). На рис. 18.8, 18.9 и
18.10 — кинематические схемы меха-
низмов передвижения злектроталей.
В общем случае, независимо от конст-
рукции электротали, рассчитываются сле-
дующие узлы и детали:
— канатно-блочная система (канаты,
блоки, барабаны);
— электродвигатели и аппараты уп-
равления (выбор и при необходимости —
расчет);
— несущие элементы (корпуса, тра-
версы, подхваты);
— тормозная система (выбор и расчет);
— зубчатые передачи;
тель или устанавливается
приставка микропривода
для получения малой ско-
рости подъема. Механизм
передвижения электрота-
ли оборудован односкоро-
стным или двухскорост-
ным электродвигателем.
Стационарная элект-
роталь не имеет меха-
низма передвижения,
конструкция корпуса обе-
спечивает возможность ее
жесткого крепления на
крановой тележке илиме-
таллокоиструкции крана.
Для различных высот
подъема электротали
имеют одинаковое конст-
Рис. 18.1. Таль электрическая канатная передвижная грузо-
подъемностью 0,25 т: 1 — буферное устройство; 2 — корпус;
3 — канатно-блочная система; 4 — механизм подъема;
5 — механизм передвижения
руктивное исполнение и
отличаются длиной бара-
бана, сварного корпуса и
рядом других деталей.
176
Рис. 18. 2. Таль электрическая канатная передвижная грузоподъемностью 5 т: 1 — редук-
тор основного подъема; 2 — микропривод подъема; 3 — буферное устройство; 4 — корпус;
5 — электродвигатель основного подъема; 6 — канатно-блочная система; 7 — механизм пе-’
редвижения
— кодовые колеса;
— валы и оси;
— подшипники;
— шпоночные и шлицевые со-
единения;
— соединения с гарантированным на-
тягом;
— буферные устройства.
При проведении проектировочного и
проверочного расчетов злектроталей учи-
тываются требования нормативно-техни-
ческой документации [II, [2 L [3]. Ис-
пользуемые в конструкциях материалы
рекомендуются в [1] и [3]. Применение
чугуна для изготовления деталей электро-
талей ограничено [1 ].
Нормативные нагрузки и параметры
определяются, как правило, техническим
заданием на проектирование электротали.
К ним относятся:
Рис. 18. 3. Таль электрическая канатная стационарная грузоподъемностью 5 т;
1 — микропривод подъема; 2 и 4 — редуктор и электродвигатель основного подъема;
3 — корпус; S — канатно-блочная система
177
Рис. 18. 4. Механизм передвижения ю wsp. .ирных тележках: 1 и 3 — приводная и
неприводная тележки; 2 — траверса механизма передвижения; 4 — палец; 5 — скоба;
6 — механизм подъема
т — масса номинального груза, кг;
V, Fl — скорость соответственно
подъема груза и передвижения электро-
тали, м/с;
И — высота подъема груза, м.
Уста'мвлекный ресурс, трупод режима
работы электроталн, режим работы элект-
рооборудования также, как правило, зада-
ются техническим заданием.
18.2 Режим работы
Электрические тали, предназначенные
для комплектации кранов, проектируют
иа труппу режима работы ЗМ согласно
требованиям ГОСТ 25335-83 (см. гл. 2).
За расчетные параметры'режима при-
нимаются: класс использования АЗ
(t - 6300 ч) и класс нагружения В2 (К -
- 0,25).
Рис. 18. 5. Механизм передвижения на жесткой тележке; 1 — механизм подъема; 2 —
трав ...<а тележки; 3 — щека; 4 и 5 — ходовое неприводное и приводное колеса; 6 — ре-
дуктор; 7 — электродвигатель
178
Рис. 18. 6. Кинематическая схема механизма подъема электроталн грузоподъемностью
0,25т: 1 — опора барабана; 2 — корпус; 3 — редуктор; 4 — барабан; 5 — электродви-
гатель; 6 — электромагнитный тормоз
При необходимости тали общего на-
значения могут быть использованы для
работы в других группах режима. На-
пример, при использовании тали для
транспортировки раскаленного или рас-
плавленного металла и других опасных
грузов (группа 5М в соответствии с
ГОСТ 25835-83) требуется снижение но-
минальной грузоподъемности для выпол-
нения требований Правил Госгортех-
надзора [1 ] по запасам в канатно-блочной
и тормозной системах.
Рнс. 18. 7. Кинематическая схема механизма подъема с микроприводом электроталн грузо-
подъемностью 5 т: 1 и 2 — электродвигатель и редуктор микропривода подъема; 3 и 5 —
редуктор и электродвигатель основного подъема ; 4 — барабан; 6 — опора барабана; 7 —
зубчатая муфта; 8 — корпус
179
18.3 Методы расчетов
Рис. 18. 8. Кинематическая схема тележ-
ки двухколесной шарнирной с боковым рас-
положением электродвигателя: 1 — ходовое
колесо; 2 — электродвигатель; 3 и 5 — ре-
дуктор; 4 — соединительный вал
Рис. 18. 9. Кинематическая схема тележ-
ки двухколесной шарнирной с электродви-
гателем, расположенным под балкой: 1 —
ходовое колесо; 2 и 5 — редуктор; 3 —
электродвигатель; 4 — соединительный вал
Рис. 18. 10. Кинематическая схема те-
лежки четырехколесной жесткой конструк-
ции: 1 — электродвигатель; 2 — редуктор;
3 — приводная шестерня; 4 — ходовое ко-
лесо
Детали механизмов злектроталей рас-
считываются на прочность и выносливость
по методу допускаемых напряжений с
дифференциальной оценкой запаса проч-
ности в зависимости от степени ответствен-
ности механизма, грУ11™1 режима экс-
плуатации, прочности материала и точ-
ности выполняемых расчетов.
Методики выполнения расчетов приве-
дены в гл. 1. При этом допускаемый
коэффициент запаса прочности определя-
ется по формуле 1.19. Значения ко-
эффициента безопасности лх приведены в
табл. 18.1.
Таблица 18.1
Значение коэффициента безопасности
_____Тип механизма_____Коэффициент гц
Механизм подъема_______1,25
Механизм передвижения 1,15
Примечание. Коэффициент лх по
табл. 18.1 принимается только при расчете
деталей на отказы, возникновение которых
может привести к разрыву кинематической
цепи механизма. В противном случае
hi -1,0.
Значения коэффициента условий экс-
плуатации Hj приведены в табл. 18.2.
Значения коэффициента структуры
материала л3 приведены в гл. 1 (табл. 1.6)
При этом следует иметь в виду, что
приведенные значения л3 принимаются
только для расчета деталей, прочность
которых определяется характеристиками
материала (валы и оси). Для деталей с
нормированными значениями несущей
способности (подшипники, муфты) л3 - 1.
Значения коэффициента л4, учитыва-
ющего погрешность расчета, представлены
в гл. 1 (табл. 1.7)
Приведенные выше допускаемые ко-
эффициенты запаса прочности не относят-
ся к барабанам, ходовым колесам, шли-
цевым и шпоночным соединениям.
При проверочном расчете должны быть
приняты во внимание приведенные ниже
дополнительные указания по определению
коэффициентов запаса, учитывающие осо-
180
Таблица 18.2.
Значение коэффициента условий эксплуатации лг
Механизм и его характеристика Группа режима работы механизма
Тип механизма Параметр 1Ми2М эм 4М 5М
Подъема Грузоподъемность до 12,5 т вкл. 1,0 1,1 1,2 1,3
Передвижения Скорость м/с до 0,5 вкл 1,0 1,0 1.0 1,1
св.0,5 до 1,5 вкл 1.0 1,0 1,1 1,2
бенносги расчетного напряженного состо-
яния отдельных деталей и действующие
стандарты.
При расчете зубчатых передач допу-
скаемые наименьшие коэффициенты запа-
са прочности необходимо выбирать по
рекомендациям ГОСТ 21354-87 для внеш-
него зацепления, для внутреннего зацеп-
ления и планетарных передач, например,
соответственно по рекомендациям [4], [5].
При расчете шлицевых соединений на
смятие значения коэффициента запаса л3
принимаются в соответствии с данными
гл. 26.
При расчете зубчатых муфт значения
запасе» прочности определяются по
ГОСТ 5006-83 (см.гл. 15). Значения ко-
эффициента ответственности механизма
приведены в табл. 15.1; коэффициент
условий работы Кг рекомендуется опреде-
лять в соответствии с табл. 15.2; ко-
эффициент принимается равным 1,25
при углах перекоса до 0,5".
При выборе подшипников качения
значение коэффициента (см. гл. 28
табл. 28 Л) следует принимать ие менее
П2 (л3 - п3 - nt -1,0).
18.4 Расчетные нагрузки
Натруски для расчета деталей и узлов
механизмов Злектроталей определяются
согласно кинематическим, конструктив-
ным и расчетным схемам. Основные поло-
жения расчета нагрузок крановых ме-
ханизмов изложены в гл. 1. Некоторые
особенности при определении указанных
нагрузок механизмов злектроталей приво-
дятся ниже.
Расчетные нагрузки в элементах
механизма подъема.
Максимальные нагрузки в элементах
механизма подъема злектроталей воз-
никают при:
— развитии двигателем максимально-
го крутящего момента;
— срабатывании ограничителя грузо-
подъемности;
— динамических процессах подъема
номинального груза.
Максимальное усилие в ветви каната,
наматываемой на барабан,
5шах - S К,
где 5 — номинальное усилие в ветви
каната, наматываемой иа барабан; К —
коэффициент перегрузки, в зависи-
мости от расчетного случая определяет-
ся технической характеристикой дви-
гателя, коэффициентом срабатывания
ограничителя грузоподъемности или
коэффициентом динамических перегру-
зок на детали механизма подъема Кдин.
Коэффициент динамических перегру-
зок определяется по гл. 8 (формула 8.8).
При этом коэффициент регулирования
ар, зависящий от типа привода, для
короткозамкнутых двигателей без регу-
лирования пускового момента, применяе-
мых в электроталях, равен 1,0.
В гл. 4 привадятся данные по расчету
эквивалентных нагрузок. В расчетах узлов
и деталей коэффициент переменности
нагрузки определяется по формуле:
*Q = (e/e)m(z//zp)
и графику загрузки механизма подъема
(см. рис. к гл. 4).
181
Для серийных злектроталей, имеющих
класс нагружения В2, Хц - 0,63.
При определении коэффициента срока
службы atepyet пользоваться зна-
чениями коэффициента т и значениями
базового числа циклов Zo, которые даны в
гл. 4 (табл. 4.5).
При расчете зубчатых передач зна-
чения т и Zo следует принимать по
рекомендациям ГОСТ 21354-87 для внеш-
него зацепления, для внутреннего зацеп-
ления и планетарных передач, — соот-
ветственно 14), 15 ].
Расчетное число циклов нагружения
Z„ определяется по формулам гл. 4.
Расчетные нагрузки в элементах
механизма передвижения. Номинальное
вертикальное усилие, действующее на
приводное колесо, NK определяется по
схеме нагружения для электротали с
наименьшей высотой подъема из ряда
высот при подъеме крюковой подвески с
номинальным грузом на высоту 3 м.
Максимальное вертикальное усилие,
действующее на приводное колесо, NK
определяется по схеме нагружения с
наибольшей высотой подъема из ряда высот
при подъеме номинального груза иа пол-
ную высоту.
Номинальное горизонтальное усилие,
действующее на направляющий ролик,
- 0,1^.
Максимальное горизонтальное усилие,
действующее на ролик,
шах " 0,15 Л7К шах.
-ж-алыЕжй крутящий мемект, дей-
ствующий в кинематической цепи ме-
хс. . _:.ij передвижения при буксовании,
DK fc
м = --------- .
2 “Л, mln
Максимальный крутящий момент,
действующий в кинематической цепи ме-
ханизма передвижения,
_ ^К ШаХ -DK /£
^шах ~ Тип
2 ’7/mln
где — диаметр приводного колеса;
тц mln — КПД механизма от приводного
колеса до рассчитываемой детали; /с —
коэффициент трения скольжения коле-
са по рельсу (/с - 0,2).
Номинальные усилия от сопротив-
лений передвижения:
от трения качения колеса по рельсу
2н
- (<?l + G)^-;
к
от трения в подшипниках колес
И'п - (<?l + G)—;
К
от трения качения направляющих ро-
ликов по торцу рельса и в подшипниках
роликов
И'рол - WTp + Жп) Крол ;
от уклона балки
И'ук - (<?l+G)Xy;
от разности диаметров качения кине-
матически связанных приводных колес
4-х колесной тележки с односторонним
приводом иа прямом пути
fc
yr____________.
"РДЖ D ’
к
от трения реборд о балку пути
, 2Л
Жр- «?,+<?)/* — ;
р
от “поворота" 4-х колесной тележкн иа
криволинейном пути
(°т + 4 4ж
И'пж -
от “поворота** 2-х колесной приводной
тележки на криволинейном пути
"к Ьк fc
Wi = —R~~
от разности диаметров качения привод-
ных колес двухколесной приводной те-
лежки иа прямом пути
~ &К2
V2Vc^;
Жрд«0,02^ /с ;
182
еде GT — вес тали; G — вес груза;
ft — коэффициент трения качения ко-
лЪса по рельсу, ft - 0,0003 м;
— коэффициент трения в подшип-
никах: подшипники качения шарико-
вые и роликовые ... 0,015; коничес-
кие ... 0,02; d — внутренний диаметр
подшипников колеса; — коэффи-
циент, учитывающий сопротивление
передвижению от треиия в направля-
ющих роликах; Ку — коэффициент,
учитывающий уклон пути; Ки — ко-
эффициент, учитывающий допуск иа
изготовление диаметра качения колеса;
Z>p — наружный диаметр реборды коле-
са; h — плечо приложения нагрузки от
треиия скольжения колеса по рельсу:
h - г0 для прямолинейного пути;
, ^ог-(Д + г„)!
h = 2 *— — для пути с
минимальным радиусом поворота; г0 —
радиус сопряжения ездовой поверхнос-
ти двутавра с плоскостью, образующей
боковую поверхность (кромку); R —
радиус поворота пути; 1ТЖ — база 4-х
колесной тележки; Ьк — колея тележки;
= 0,616...0,02 (GT + G) —
ориентировочная суммарная величина
сопротивления передвижения для пред-
варительного выбора двигателя при 2-х
колесных безребордиых тележках.
18.5 Особенности расчета механизмов
злектроталей
Основные положения расчета меха-
низмов подъема и передвижения крановых
механизмов, изложенные соответственно в
главах 8 и 9, распространяются на ме-
ханизмы злектроталей. Однако механизмы
злектроталей имеют ряд специфических
особенностей, обусловленных их конст-
руктивными схемами и требованиями
компактности. Например, в злектроталях
не применяются редукторы, тормоза и
муфты общепромышленных серий, поэто-
му дополнительно проводятся расчет и
проектирование указанных узлов механиз-
мов подъема и передвижения электрота-
лей. В качестве приводного электро-
двигателя используются асинхронные дви-
гатели с короткозамкнутым ротором, кото-
рые также обуславливают особенности
расчета.
Расчет и выбор элементов канатно-
блочной системы. Расчет параметров
канатно-блочной системы приводится в
гл. 8. Номинальное усилие в ветви каната,
наматываемой на барабан, определяется
по гл. 8 (формула 8.1). Как правило,
базовые модели злектроталей имеют крат-
ность полиспаста - 2. При использо-
вании электротали в качестве механизма
подъема мостового крана, для обеспечения
равномерной нагрузки на несущие балки
моста, применяется двухблочная подвеска
с кратностью полиспаста - 4.
Выбор диаметра каната злектроталей
осуществляется в соогвествии с рекомен-
дациями, изложенными в гл. 8. Следует
учитывать требования, относящиеся к
канатам механизмов подъема, изложенные
в гл. 20. Дополнительные требования ус-
тановлены ГОСТ 22584-88 [3]: стальные
грузовые канаты диаметром 6,3 мм и более
должны содержать ие менее 150 проволок
и иметь сопротивление разрыву не менее
1568 МПа. Предпочтительно применение
канатов с линейным касанием проволок и
прядей.
Рекомендации по определению на-
именьших допускаемых значений диамет-
ров канатных блоков и барабанов при-
водятся в гл. 21. Однако с целью повы-
шения срока службы каната целесообразно
в возможных случаях увеличивать диаметр
блока по сравнению с указанными мини-
мальными значениями.
В злектроталях преимущественно при-
меняются барабаны с однослойной на-
вивкой каната, имеющие одностороннюю
нарезку (одинарный полиспаст) или двух-
стороннюю нарезку (два рабочих участка
с встречной нарезкой для сдвоенного
полиспаста). На рис. 18.11 представлен
профиль нарезки барабана, геометри-
ческие размеры которого определяются
следующим образом: расчетный радиус
канавки г - 0,53rfK, шаг нарезки t ие
менее 1,1<ZX, глубина нарезки h не менее
0,3<4.
183
Рис. 18. 11. Профиль нарезки канатного
барабана: Лб.о — диаметр барабана по
средней линии навитого каната; du —
диаметр каната; t — шаг нарезки барабана;
г — радиус канавки; Л — глубина нарезки
барабана; 3 — толщина стенки барабана
Рекомендации по определению диа-
метра и длины барабана, а также расчету
толщины стенки изложены в гл. 23.
Натяжение каната в месте его креп-
ления определяется по данным гл. 23.
На рис. 18.12 представлены наиболее
распространенные в электроталях способы
крепления каната на барабане.
Крепление каната несколькими од-
новинтовыми планками с двумя сим-
метричными проточками под канат пред-
ставлено на рис. 18.12,’ а.
Суммарное усилие растяжения болтов
+ + 1)е" ’
Рис. 18. 12. Крепление каната на бараба-
не: а, б — крепление планками соответст-
венно с двумя и одной симметричными
проточками; в — крепление каната в же-
лобе
еде / - 0,12 — минимальный коэф-
фициент трения между канатом и бара-
баном; а = Зл максимальный угол
обхвата барабана дополнительными
витками каната; /, = —/ „ — прнве-
1 sinp
деииый коэффициент трения между ка-
натом и планкой; fl = 20’ — угол зак-
линивания каната планкой; = 2 я —
угол обхвата барабана канатом при пе-
реходе от одной канавки к другой на той
же планке.
Крепление каната несколькими од-
новинтовыми планками с одной проточкой
под канат представлено на рис. 18.12, б.
Суммарное усилие растяжения болтов
- 5 Ъ
N ~ (Л + /) е>‘ а '
где а, Ь — плечи приложений сил на
плаике, S — номинальное усилие в
ветви каната, наматываемой на бара-
бан.
Крепление каната болтами в желобе
представлено на рис. 18.12, в.
Суммарное усилие растяжения болтов
N =____________S-___
тде /2 - 0,4 — коэффициент сопро-
тивления выдергиванию каната из же-
лоба; / — угол обхвата барабана ка-
натом в желобе.
Болты испытывают растяжение, изгиб
и кручение.
Необходимое число болтов для случаев
крепления каната на барабане, представ-
ленных на рис. 18.12,
184
1.3X/Z ЛТД IK
Z ~ d* +
0ТК1Я 4
где 1,3 — коэффициент, учитывающий
напряжение кручения, возникающее
при затяжке болта; г 1,5 — коэф-
фициент запаса надежности крепления
каната к барабану; от — предел теку-
чести для материала болта; Kt а 1,5 —
коэффициент запаса прочности болта;
dt — внутренний диаметр резьбы болта;
I — плечо изгибающего момента.
Расчет ходовых колес и направля-
ющих роликов. Расчет обода колеса
(ролика) производится на напряжение
местного смятия в зависимости от соче-
тания формы колеса или ролика с формой
рабочей поверхности рельса.
В электроталях находят применение
сочетания формы колеса и рельса с
первоначальным точечным контактом
(бочкообразная форма колеса и плоская
внутренняя полка двутавра), а ролика и
рельса с линейным контактом (ци-
линдрическая форма ролика и плоский
торец полки двутавра).
Напряжения смятия обеда стального
колеса при точечном контакте с рельсом
<7СМ = 36 m V —— £ (асм] ,
где т — коэффициент, зависящий от
соотношения (меньшего) радиуса коле-
са Г1 к (большему) радиусу сферы г2 ;
г — наибольший из двух радиусов
(радиус сферы), м; экв — эквивален-
тная вертикальная нагрузка, действую-
щая на ходовое колесо, Н; NK эхв —
определяется с учетом изменения на-
грузки иа колесо, в соответствии с дей-
ствующим спектром нагрузки, а также
в связи с перемещением ветви каната с
грузом по барабану, [<тсм] — условное
допускаемое напряжение смятия.
На рис. 18.13 представлена схема
контактирования ходового колеса и на-
правляющего ролика с рельсом.
Значения коэффициента т
На основании опыта эксплуатации и
результатов ресурсных испытаний элект-
роталей, учитывающих долговечность не
только ходового колеса, но и рельса,
принимается условное допускаемое напря-
жение смятия [о^ ] - 1300 МПа.
Напряжение смятия обода стального
ролика при линейном контакте с торцевой
поверхностью полки двутавра
•"’рэкв
i г ’
тде Агрэхв — эквивалентная горизон-
тальная нагрузка, действующая иа на-
правляющий ролик, Н; Ь — ширина
рабочей поверхности торца полки дву-
тавра, м; г3 — радиус ролика, м.
Расчет и выбор электродвигателей,
тормозной системы, несущих элементов,
подшипников и т. д. В предшествующих
разделах приведены основные положения
расчета элементов электрических талей,
имеющих особенности, вызванные спе-
цификой конструкции электроталей или
особенностями их эксплуатации. Данные
по расчету и выбору таких узлов, как
электродвигатели и аппараты управления,
несущие элементы, тормоза, буферные
устройства, зубчатые передачи, валы, с з,
подшипники и т. д. не приводятся, т. к.
для расчета указанных узлов и элементов
следует применять рекомендации, изло-
П/Г2 0,6 0,5 0,4 0,3 0,2 0,15
т 0,47 0,49 0,54 0,60 0,72 0,80
Рис. 18. 13. Схема контактирования
ходового колеса и направляющего ролика с
рельсом
185
женные в главах настоящей книги или
другой справочной машиностроительной
литературе.
Литература.
1. Правила устройства и безопасной
эксплуатации грузоподъемных кранов. М.:
Металлургия. 1970. с. 207.
' 2. Правила устройства электроустаног
вок. М.: Эиергоатомиздат. 1986. с 645.
3. ГОСТ 22584-88. Тали электрические
канатные. Технические условия, с. 56.
4. Зубчатые передачи. Справочник./
Под общей ред. Е. Г. Гинзбурга. Л.:
Машиностроение. 1980. с. 415.
5. Планетарные 'передачи. Спра-
вочник./ Под ' ред.В. Н. Кудрявцева и
Ю. Н. Кирдяшева. Л.: Машиностроение. -
1977. с. 535.
186
ОГЛАВЛЕНИЕ
ПРЕДИСЛОВИЕ.................................................... 3
ЧАСТЬ 1. ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИЯ ........................................ 4
Глава 1. Основные положения расчетов >......................... 4
Глава 2. Режимы работы механизмов............................... 15
Глава 3. Расчет динамических нагрузок в упругих элементах крановых
механизмов ..................................................... 18
Глава 4. Эквивалентные нагрузки ................................. 29
Глава 5. Основы оценки надежности................................ 43
Глава 6. Автоматизированное проектирование кранов и крановых
механизмов...................................................... 57
Глава 7. Металлические материалы ............................... 64
ЧАСТЬ 2. КРАНОВЫЕ МЕХАНИЗМЫ И ИХ УЗЛЫ .......................... 83
Глава 8. Механизм подъема....................................... 83
Глава 9. Механизм передвижения .................................. 90 ,
Глава 10. Ручной привод........................................ 100
Глава 11. Грузозахватные приспособления ....................... 104
Глава 12. Автоматические захваты............................... 110
Глава 13. Грейферные механизмы............................... 115
Глава 14. Остановы и тормоза................................... 131
Глава 15. Муфты................................................ 166
Глава 16. Ограничители грузоподъемности ...................... ' 169
Глава 17. Противоугонные захваты .............................. 172
Глава 18. Тали электрические канатные ......................... 176
187