close

Вход

Забыли?

вход по аккаунту

?

348.проектирование механизмов грузоподъемных кранов

код для вставкиСкачать
Министерство образования и науки РФ
Государственное образовательное учреждение
высшего профессионального образования
Воронежский государственный
архитектурно-строительный университет
Ю. И. КАЛИНИН, Ю.Ф. УСТИНОВ,
В.А. ЖУЛАЙ, В.А. МУРАВЬЕВ
ПРОЕКТИРОВАНИЕ МЕХАНИЗМОВ
ГРУЗОПОДЪЕМНЫХ КРАНОВ
Учебно-методическое пособие
по курсовому проектированию
Рекомендовано в качестве учебно-методического пособия
научно-методическим советом Воронежского государственного
архитектурно-строительного университета для студентов,
обучающихся по специальности 190205 «Подъемно-транспортные,
строительные, дорожные машины и оборудование»
Воронеж 2010
УДК 621.86
ББК 38.6-64
П791
Рецензенты:
кафедра прикладной механики и подъемно-транспортных машин
Воронежского государственного технического университета;
В.Н. Макеев, канд. техн. наук., проф. кафедры транспорта леса
и инженерной геодезии Воронежской государственной лесотехнической
академии
П791
Калинин, Ю. И. Проектирование механизмов грузоподъемных кранов.: учеб.метод. пособие / Ю.И. Калинин, Ю.Ф. Устинов, В.А. Жулай, В.А. Муравьев; Воронеж. гос. арх.-строит. ун-т. – Воронеж, 2010. - 156 с.
Содержит сведения, позволяющие получить студенту целостное представление о конструкции и методике расчета механизмов подъема и изменения вылета груза, механизмов
передвижения и поворота строительных кранов. Проектирование названных механизмов
является частью работы при выполнении курсового проекта по грузоподъемным машинам.
В пособии приведены все необходимые материалы, позволяющие качественно и в требуемые сроки выполнить курсовой проект.
Предназначено для оказания помощи студентам, обучающимся по специальности
190205 «Подъемно-транспортные, строительные, дорожные машины и оборудование» при
выполнении курсового проекта по дисциплине «Грузоподъемные машины»
Ил. 107. Табл. 31. Библиогр.: 11 назв.
УДК 621.86
ББК 38.6-64
© Ю.И. Калинин, Ю.Ф. Устинов,
В.А. Жулай, В.А. Муравьев, 2010
© Воронежский государственный
архитектурно-строительный
университет, 2010
ISBN 978-5-89040-305-6
2
ВВЕДЕНИЕ
Программа подготовки инженеров-механиков по подъемно-транспортным, строительным, дорожным машинам и оборудованию предусматривает обязательное выполнение курсового проекта по грузоподъемным машинам. Составной частью такого проекта является
разработка одного из механизмов строительного грузоподъемного крана: механизма подъема груза, механизма передвижения крана по рельсовому пути, механизма поворота, механизма изменения вылета груза. В курсовом проекте выполняется кинематический расчет
всех названных механизмов. Конструкторская проработка выполняется для одного заданного
механизма. Исходные данные для проектирования механизма частично принимаются по условиям задания, а частично по результатам общего расчета крана при разработке первого
листа проекта.
Для облегчения усвоения дисциплины «Грузоподъемные машины» и выполнения курсового проекта в настоящем пособии приводится большой объем чертежей механизмов с
описанием их конструктивных особенностей, дается подробная методика расчета параметров
крановых механизмов. В пособии приводится большой справочный материал по нормативным документам, которые являются обязательными для исполнения. Все грузоподъемные
машины являются опасными производственными объектами и подконтрольны Ростехнадзору России на стадиях их проектирования, изготовления, эксплуатации.
1. Механизм подъема груза
1.1. Общая характеристика грузоподъемного механизма
Механизмом подъема груза на грузоподъемных кранах называют лебедку для вертикального подъема груза. Лебедки обеспечивают передачу усилия от двигателя к грузу с помощью гибкого тягового органа. В качестве гибких тяговых органов используют канаты
двойной свивки или сварные круглозвенные цепи.
Лебедки применяют в кранах не только для вертикального, но и для горизонтального
или наклонного перемещения груза. В этом случае их называют тяговыми лебедками. В грузоподъемных кранах, работающих на открытом воздухе, тяговые лебедки используют для
перемещения грузовой каретки по балочной стреле башенного крана; в козловых кранах –
для перемещения грузовой каретки по главной балке; в кабельных кранах – для перемещения
по канатным путям.
В грузоподъемных лебедках обычно один или оба конца гибкого тягового органа крепятся на барабане лебедки. В тяговых лебедках концы гибкого тягового органа могут быть
закреплены как на барабане лебедки, так и на самом перемещаемом объекте. Основными
рабочими параметрами лебедки являются тяговое усилие и скорость перемещения гибкого
тягового органа.
Конструкции лебедок весьма разнообразны. Их различают по виду привода, количеству
приводных двигателей, по типу применяемого редуктора, по способу регулирования скорости движения тягового органа.
Лебедки могут иметь привод: ручной, электрический, гидравлический, от двигателя
внутреннего сгорания или комбинированный. Комбинированный привод применяют на мобильных кранах. Это может быть дизель-электрический или дизель-гидравлический привод.
Электрический привод выполняют как на переменном, так и на постоянном токе.
В лебедках используют редукторы с цилиндрическими колесами – обычные и планетарные, червячные редукторы, комбинированные – коническо-цилиндрические редукторы.
3
Регулирование скорости тягового органа в лебедках может быть ступенчатое или плавное. Ступенчатое регулирование скорости осуществляют, применяя коробки передач, несколько приводных двигателей, многоскоростные двигатели переменного тока.
Плавное регулирование скорости достигается тиристорной системой управления двигателями переменного тока, применением двигателей постоянного тока или гидравлических
двигателей.
В строительных кранах, которые выполняют как погрузочно-разгрузочные операции с
высокими скоростями, так и монтажные операции, требующие микроперемещений грузов,
используют в зависимости от назначения крана соответствующие виды регулирования скорости тягового органа.
1.2. Принципиальная схема механизма подъема груза
Механизм подъема груза (грузовая лебедка) является основным технологическим механизмом грузоподъемного крана. Режим работы этого механизма определяет режим работы
крана в целом. В механизме подъема груза можно выделить две самостоятельные части: канатный барабан с приводом 1 и полиспаст 2 с грузозахватным устройством 3. На рис. 1.1
приведены схемы механизмов подъема груза: рис. 1.1,а представляет схему
механизма с
одинарным полиспастом; рис. 1.1,б – со сдвоенным полиспастом. Схема 1.1,а наиболее часто
используется в стреловых кранах, схема 1.1,б – в кранах мостового типа.
а
б
Рис. 1.1. Схемы механизмов подъема груза: а – с одинарным полиспастом,
б – со сдвоенным полиспастом
1.3. Конструкция механизма подъема груза
Конструкцию механизма подъема груза в грузоподъемных кранах определяет назначение самого крана. Здесь должны быть учтены такие факторы, как вид работы крана (погрузочно-разгрузочные, строительно-монтажные), условия работы (на открытом воздухе, металлургических цехах, цехах по производству железобетона, пожароопасных предприятиях),
виды грузов (обычные грузы, взрывоопасные, химически опасные, радиоактивные грузы).
4
На рис. 1.2 показана конструкция распространенного варианта грузовой лебедки.
Рис. 1.2. Чертеж лебедки с электроприводом и ее кинематическая схема
Лебедка состоит из электродвигателя 1, тормоза 2, редуктора 3, барабана 4, опоры барабана 5, рамы 6. Рама позволяет скомпоновать элементы механизма в удобный сборочный
агрегат. Составляющей частью механизма подъема является полиспаст 7 и грузовой крюк 8,
встроенный в подвижную обойму 9 полиспаста. При комплектовании лебедки с требуемыми
параметрами подбор составляющих элементов механизма осуществляют с учетом нижеследующих рекомендаций.
Двигатели в механизмах подъема используют переменного или постоянного тока. При
небольших потребляемых мощностях (до 5-7 кВт) применяют асинхронные электрические
двигатели с короткозамкнутым ротором. При больших мощностях для снижения динамических нагрузок при пуске выбирают двигатели с фазным ротором или двигатели постоянного
тока. В механизмах подъема мобильных кранов предпочтительно использование гидравлических двигателей.
Тормоз в механизме подъема груза согласно Правилам устройства и безопасной эксплуатации грузоподъемных кранов ПБ 10-382-00 должен быть автоматическим нормально
замкнутого типа. В нормально замкнутых тормозах захват тормозного шкива колодками
осуществляется пружиной сжатия. Размыкание тормоза выполняется электромагнитами переменного или постоянного тока, электрогидравлическими толкателями. Электрическая
цепь питания размыкающего устройства сблокирована с цепями питания электродвигателя
лебедки и имеет общую цепь включения (выключения). Коэффициент запаса тормозного
момента должен быть не менее 1,5. На рис. 1.3 показаны чертежи колодочных нормально
замкнутых тормозов с электрогидравлическим (а) и электромагнитным (б) размыкающими
устройствами.
5
а
б
Рис. 1.3. Чертежи колодочных нормально замкнутых тормозов: а – с толкателем электрогидравлическим типа ТЭГ; б – с электромагнитом серии МО-Б
Рычажные элементы 1 тормозов монтируются на основании 2 шарнирно с помощью пальцев
3, закрепленных стопорными планками 4. На рычагах шарнирно закреплены тормозные колодки 5 с фрикционными накладками. Прижатие тормозных колодок к тормозному шкиву
привода осуществляется замыкающей пружиной сжатия 6 с помощью рычага или скобы 7
(соответственно конструкции тормоза по рис. 1.3,а или 1.3,б) и штока 8. Необходимое замыкающее усилие пружины для обеспечения требуемого коэффициента запаса торможения
достигается завинчиванием гаек 9. Регулировка зазоров между колодками и шкивом в разомкнутом состоянии осуществляется с помощью гайки 10 и регулировочного болта 11. Размыкание тормоза осуществляет при включении лебедки соответственно электрогидравлический толкатель или электромагнит 12 путем воздействия на шток 8. Пружина 6 при этом
сжимается и освобождает тормозной шкив от воздействия на него рычагов 1 с колодками 5.
В механизмах подъема груза предпочтение отдается тормозам с электрогидравлическими
толкателями или с электромагнитами постоянного тока. Электромагниты переменного тока
не обеспечивают плавности воздействия тормозного момента, более динамичны в работе,
хотя значительно дешевле.
При техническом освидетельствовании тормозов должна быть проверена надежность
крепления всех шарниров. На тормозном шкиве не допускается трещин и сколов реборд. Износ поверхности тормозного шкива допускается не более 25 % от его начальной толщины;
износ фрикционных накладок – не более 50 % начальной толщины. Если головки заклепок
для крепления накладок выходят на поверхность торможения, накладки необходимо заменить.
Редукторы механизмов подъема могут быть различных типов и исполнения: цилиндрические, червячные, конические, планетарные, комбинированные горизонтальной или вертикальной сборки. Практика проектирования механизмов грузоподъемных машин базируется на использовании в элементах трансмиссии серийных унифицированных редукторов. При
необходимости кинематическая цепь трансмиссии лебедки может быть дополнена открытой
зубчатой передачей, как на рис. 1.4. Барабан в этом случае имеет собственные опоры 3 и 4.
6
На цилиндрическом выходном валу серийного редуктора устанавливается шестерня 1, которая образует зубчатую пару с колесом 2, прикрепленным к барабану.
Наибольшее распространение в механизмах подъема груза получили горизонтальные
цилиндрические двухступенчатые редукторы серийного изготовления типа Ц2У с эвольвентным зацеплением зубчатых колес и редукторы типа Ц2У-Н с зацеплением Новикова.
Эти редукторы могут иметь различное исполнение выходного конца вала. Выходной конец
вала может быть цилиндрическим, коническим или иметь специальное исполнение в виде
зубчатой полумуфты. В последнем случае выходной вал такого редуктора используют как
одну из опор барабана (рис. 1.5) .
Барабаны лебедок, как правило, являются
оригинальными элементами лебедок. Выбором диаметра барабана обеспечивается согласование оборотов электродвигателя, передаточного числа трансмиссии и заданной
скорости подъема груза. Барабаны изготовляют сварными из листовой стали или выполняют литыми из чугуна и стали. Варианты конструктивного исполнения барабанов показаны на рис.1.5. Рабочую поверхность барабанов лебедок выполняют гладкой при многослойной навивке каната, нарезной - при однослойной. Барабаны для
однослойной навивки на них каната можно
выполнять без реборд, при многослойной –
наличие реборд обязательно. Высота реборды над последним слоем навитого каната должна быть не менее 2-х диаметров навиваемого каната. Канаты при однослойной
навивке обычно крепят на барабане с помощью прижимных планок. Планок должно
быть не менее 2-х, и расстояние между ними
должно быть не менее 6-и диаметров каната.
Свободный конец за последней планкой
должен быть длиной не менее двух диаметров каната. Канатоемкость барабана должна
быть такой, чтобы на барабане всегда оставался запас каната длиной не менее 1,5 витРис. 1.4. Чертеж лебедки с открытой зубка для частичной разгрузки крепления каначатой передачей
та от тягового усилия. При многослойной
навивке крепление каната на барабане осуществляют с помощью клиновых коушей, которые размещают внутри барабана.
Ось барабана (цельную или составную) устанавливают в опорах на сферических (шариковых или роликовых) подшипниках качения, что позволяет компенсировать неточности
монтажа и обеспечить необходимую долговечность подшипниковых узлов.
Толщина цилиндрической стенки барабана должна обеспечивать расчетную прочность.
Ее уменьшение на 2 мм при эксплуатации требует ремонта или замены барабана.
7
Рис. 1.5. Чертежи вариантов исполнения барабанов лебедок
Крюковая подвеска является штатным грузозахватным устройством большинства
грузоподъемных кранов. Крюковые обоймы выполняют в двух вариантах: обычном и укороченном. На рис. 1.6 показаны их кинематические схемы. При обычном
(рис. 1.6, а) исполнении крюк 1 крепится в траверсе 2, которая в свою очередь соединяется щеками 3 с
осью 4 подвижных блоков полиспаста. При таком исполнении применяют короткие крюки
(тип А).
При укороченном исполнении крюковой обоймы (рис.
1.6, б) на траверсе 2 размещают крюк 1 и блоки полиспаста. В таких крюковых обоймах применяют удлиненные
крюки (тип Б).
На рис. 1.7 показаны сборочные чертежи обычной и
укороченной крюковых обойм. Обойма состоит из крюка
1, траверсы 2, упорного подшипника 3, подвижных блоков
4, установленных на оси 5 на подшипниках качения 6. Траверса 2 и ось 5 блоков соединены между собой щеками 7,
Рис. 1.6. Схемы крюковых
через которые передается усилие с кр юка на грузовые каподвесок: а – обычное исполнаты. Блоки имеют боковое ограждение 8 и окружное 9 для
нение; б - укороченное
предотвращения выхода грузоподъемного каната из ручья
блоков. Правила устройства и безопасности эксплуатации
грузоподъемных кранов предписывают устанавливать ог-
8
раждение так, чтобы зазор межу ограждением и ребордой блоков был не более 0,2 диаметра
dк грузоподъемного каната. Правила обязывают применять в крюковых обоймах крюки, изготовленные в соответствии с ГОСТ 6627 или ГОСТ 6628. При этом крюки грузоподъемностью свыше 3 т должны быть установлены на упорных подшипниках качения. Гайка 10 крепления крюка для предотвращения самопроизвольного свинчивания должна быть укреплена
стопорной планкой 11. Крюк должен легко поворачиваться в траверсе и не иметь осевого
люфта.
Количество блоков в крюковой обойме зависит от кратности полиспаста, которую назначают исходя из требуемой грузоподъемности механизма.
а
б
Рис. 1.7. Чертежи вариантов исполнения крюковых подвесок:
а – обычное исполнение; б - укороченное
9
Конструкция лебедок строительных кранов развивается в двух направлениях. Одно из
них ставит целью создание многоскоростных лебедок с электрическим приводом, что позволяет использовать краны как строительно-монтажные, так и погрузочно-разгрузочные.
Другое ставит целью создание компактных универсальных лебедок с гидравлическим
приводом для мобильных кранов.
На рис. 1.8 представлен чертеж лебедки с двумя соосно расположенными двигателями,
имеющими различную номинальную частоту вращения валов. Такие варианты позволяют
получить две скорости перемещения груза при односкоростных двигателях переменного тока. Применение многоскоростных двигателей при такой схеме позволяет получить
достаточно большой диапазон скоростей
подъема груза на кране.
Различные скорости перемещения груза можно также получить применением устройства перемены передач. На рис. 1.9 показана кинематическая схема лебедки с таким
устройством крана
КБ-401. Переключение передач в этом устройством возможно
только при заторможенном барабане 2
тормозом 3, так как при переключении разрывается кинематическая связь между барабаном и электродвигателем 1. Разрыв кинематической связи между электродвигателем
Рис. 1.8. Чертеж лебедки с двумя соосно распои барабаном Правилами ПБ10-382-00 не
ложенными двигателями
допускается. Переключение передач в редукторе производится включением специального электродвигателя 4, который через
червячную передачу 5 вращает винт 6, задавая перемещение каретке 7 с поводком 8. При
этом поводок 8 перемещает блок шестерен 9 по шлицевому быстроходному валу первой
ступени редуктора до ввода в зацепление с зубчатыми колесами первой ступени. Для исключения упора зубьев шестерни в зубья колеса предусмотрен механизм коррекции 10 углового
положения блока шестерен 9. После входа в зацепление зубчатой пары первой ступени
электродвигатель 4 автоматически отключается выключателем 11.
На рис. 1.10 показан чертеж специального
трехступенчатого редуктора со снятой
крышкой. Выходной конец вала 1 редуктора
выполнен в виде зубчатой полумуфты 2 для
соединения с барабаном. Быстроходный вал
3 первой ступени редуктора выполнен
шлицевым. По нему может перемещаться
блок шестерен 4, который поочередно входит в зацепление с зубчатыми колесами 5
или 6, расположенными на втором валу 7
редуктора. На этом же валу установлен
тормозной шкив 8 лебедки.
Рис. 1.9. Кинематическая схема лебедки с механическим переключением на две скорости
10
Рис. 1.10. Чертеж редуктора лебедки с переключением на две скорости
Более широкие возможности имеют лебедки с планетарными редукторами и двумя приводными двигателями, которые могут работать как самостоятельно, так и совместно. На
рис. 1.11 изображена кинематическая схема
такой лебедки. Барабан 1 лебедки получает
вращение через двухступенчатый 2 и планетарный 3 редукторы от двигателей 4 и 5. При
остановленном двигателе 4 тормозом 6 будет
остановлена центральная шестерня 8. Вращение от двигателя 5 будет передаваться
шестерней 9 на водило 10 центральным колесом 11 и далее на цилиндрический редуктор 2. Барабан 1 будет вращаться с некоторой скоростью n1. При остановленном двигателе 5 тормозом 7 будет остановлено и центральное колесо 11. Центральная шестерня 8
будет передавать вращение на водило 10 и
далее на цилиндрический редуктор 2. В этом
случае получаем вторую скорость вращения
барабана n2. При работе обоих двигателей
Рис. 1.11. Кинематическая схема
все элементы планетарной передачи приобдвухдвигательной лебедки
ретают возможность вращения. Планетарная
с планетарным редуктором
передача превращается в дифференциальную, и барабан лебедки получает третью скорость вращения n3.
При реверсировании одного из двигателей может быть получена четвертая скорость
вращения барабана n4.
11
На рис. 1.12 показана кинематическая
схема лебедки с гидравлическим приводом и встроенным в барабан планетарным редуктором.
По этой схеме вращение от двигателя 1 передается на солнечную шестерню
2, которая передает вращение водилу 3 с
блоками сателлитов, находящимися в зацеплении с солнечными колесами 4, 5 и
6. При остановке солнечного колеса 5
тормозом 7 солнечное колесо 4 с барабаном будет иметь одну скорость вращения, а при остановке колеса 6 тормозом 8
и освобождении колеса 5 – другую скоРис. 1.12. Кинематическая схема лебедки со
рость. Для удержания груза барабаном
встроенным в барабан планетарным редуктопри отключенном двигателе тормоза 7 и 8
ром
должны быть замкнуты.
Встроенные в барабан редукторы
могут быть выполнены по обыкновенной
2- или 3-ступенчатой схеме или иметь планетарное исполнение. На рис. 1.13 приведен сборочный чертеж лебедки со встроенным в барабан обычным 2-ступенчатым редуктором и
гидравлическим приводом.
Барабан лебедки 1 установлен на шарикоподшипниках 2 и 3 на составной трубчатой
оси 4. Ось крепится к платформе крана опорами 5 и 6. Вращение от вала гидромотора 7 передается шлицевым валом 8 валу-шестерне 9, установленному на подшипниках в трубчатой
оси. Вал-шестерня находится в зацеплении с зубчатым колесом 10, образуя первую ступень
редуктора. Зубчатое колесо через шлицевое соединение передает вращение на вал-шестерню
11, установленный на сферических роликовых подшипниках в опорах 12, прикрепленных к
трубчатой оси 4. Шестерня 11 имеет внутреннее зацепление с колесом 13, запрессованным
в тело барабана. Шестерня 11 и колесо 13 образуют вторую ступень редуктора. Лебедка
снабжена нормально замкнутым дисковым тормозом 14. Замыкание тормоза осуществляется
пружиной сжатия 15, а размыкание – встроенным в трубчатую ось гидроцилиндром 16.
На рис. 1.14 показан чертеж гидрофицированной лебедки с гидроприводом и двухступенчатым планетарным редуктором. Барабан 1 лебедки опирается на кронштейн 2 и корпус
тормоза 3. Для этого в кронштейне 2 установлен шлицевой вал 4, служащий для размещения
на нем опорного подшипника 6 барабана и водила 16. Другой опорой барабана служит фланец 5, установленный во внутреннее кольцо подшипника 7, размещенного в корпусе тормоза
3. Работа такого механизма осуществляется следующим образом. Крутящий момент от гидродвигателя 8 через зубчатую муфту 9 передается на первичный вал-шестерню 10 планетарного редуктора. Сателлиты 11, находясь одновременно в зацеплении с валом-шестерней
и солнечным колесом 12, закрепленным внутри барабана 1, сообщают вращение водилу 13,
установленному на валу-шестерне 14 второй ступени. Сателлиты 15 находятся одновременно
в зацеплении с валом-шестерней 14 и вторым зубчатым венцом колеса 12, при остановленном водиле 16 обеспечивают передачу крутящего момента на колесо 12, связанное с барабаном 1.
12
Рис. 1.13. Лебедка с гидроприводом и встроенным в барабан простым
двухступенчатым редуктором
Рис. 1.14. Лебедка с гидроприводом и встроенным в барабан планетарным
двухступенчатым редуктором
13
Лебедки, спроектированные для специфических условий применения, различаются
большим конструктивным разнообразием. На рис. 1.15 показана тяговая лебедка для передвижения грузовой тележки по балочной стреле башенного крана КБМ-401.
Рис. 1.15. Чертеж тележечной лебедки башенного крана КБМ-401
В этой лебедке тяговый барабан 1 опирается на стойки 2 и 3 валом 4 с помощью шариковых сферических подшипников. Вал 4 барабана имеет шлицевое окончание, которым он
входит в шлицевой трубчатый тихоходный вал червячного редуктора 5 с глобоидным червяком. Привод лебедки осуществляется электродвигателем 6. На другом конце вала барабана
установлены датчики 7 для контроля положения грузовой тележки на балочной стреле крана. На лебедке установлены два тормоза 8 и 9.
На рис. 1.16 приведен общий вид стрелоподъемной
лебедки крана СКГ-40А. Лебедка имеет вертикальное
исполнение. Двигатель 1 лебедки расположен на раме 2.
Крутящий момент с вала двигателя через упругую втулочно-пальцевую муфту 3 передается на первичный вал
трехступенчатого редуктора 4. Корпус редуктора выполнен четырехсекционным сварным из листов. Скрепление
всех секций между собой болтовое. Выходной вал редуктора является одной из опор барабана 5. Второй опорой
барабана служит стойка 6, расположенная на раме 2. Остановка барабана осуществляется колодочным нормально
замкнутым тормозом 7.
На рис. 1.17 показан сборочный чертеж стрелоподъемной лебедки пневмоколесного крана КС-4362.
Привод лебедки осуществляется от электродвигателя 1 с
Рис. 1.16. Общий вид
помощью муфты 2, соединяющей его с первичным валом
лебедки крана СКГ-40А
редуктора 3. На первичном валу редуктора установлен
тормозной шкив 4 колодочного нормально замкнутого тормоза 5. Редуктор двухступенчатый: первую ступень образует червячная пара из цилиндрического червяка 6 и червячного
колеса 7, установленного на шлицевой части вала-шестерни 8; вторую ступень образуют
14
шестерня 8 и колесо 9, имеющее шлицевое соединение с выходным валом 10 редуктора. Выходной вал служит одной из опор оси барабана 11, соединенного зубчатой муфтой 12 с валом 10. Ось 13 барабана опирается на шариковые сферические подшипники 14, установленные в гнезде вала 10 и специальной опоре 15.
Рис. 1.17. Сборочный чертеж стреловой лебедки крана КС-4362
15
1.4. Расчет механизма подъема груза
1.4.1. Исходные данные для расчета механизма подъема груза
Грузоподъемность Q, т;
скорость подъема груза Vгр, м/с (м/мин);
высота подъема груза Нгр, м;
суточный грузооборот П, т/сут;
режим работы механизма М;
Нормативный срок службы механизма Nn, лет
Режим работы М при курсовом проектировании задается номером нагрузочного графика механизма. По нагрузочному графику определяют режим работы механизма.
На рис. 1.18 показан для примера вариант нагрузочного графика механизма подъема,
который соответствует работе крюкового крана в целом.
Qi/Qn 1,0
0,9
0,8
0,7
0,6
0,5
0,4
0,3
0,2
0,1
0
Y
0
0,2
X
0,5
1,0 ti/tn
Рис. 1.18. Примерный нагрузочный график механизма подъема груза
На этом графике по оси Х обозначено относительное время работы крана с грузами, у
которых относительная масса обозначена по оси Y. Относительная масса и относительное
время работы приняты соответственно по номинальной грузоподъемности и нормативному
сроку службы механизма.
1.4.2. Режим работы механизма
Его определяют по табл. П.1.1 настоящего пособия или по Правилам устройства и
безопасной эксплуатации грузоподъемных кранов ПБ 10-382-00. Чтобы воспользоваться
указанной таблицей, необходимо определить два показателя: коэффициент эквивалентного
нагружения механизма Кэк и число циклов нагружений за нормативный срок его службы z.
Коэффициент нагружения (эквивалентности нагрузки) определяют по формуле
3
Q  t
К эн = Σ  i  i ,
 Qn  tn
которая для указанного на рис. 1.18 графика будет иметь следующее содержание:
Кэн = 13 · 0,2 + 0,73 · 0,3 + 0,33· 0,5 = 0,3164.
16
(1.1)
Число циклов нагружения крана за нормативный срок службы можно подсчитать по
формуле
/ tn )
 ( ti П

сут
(1.2)
Z нс =
Σ
 × n р .д . × N n .
Qi


Применительно к графику на рис. 1.18 при номинальной грузоподъемности Q = 16 т,
суточном грузообороте Псут =120 т, числе рабочих дней в году 260 и нормативном сроке
службы 12 лет число циклов нагружений механизма подъема будет:
Zнс = (0,2·120/16 + 0,3·120/11,2 + 0,5·120/4,8)·260·12 = 53 664.
По коэффициенту нагружения Кэн = 0,3164 и числу циклов за нормативный срок службы zнс = 53664 определяют фактический режим работы крана на пересечении строки Q3 со
столбцом U2 . В приведенном выше примере такой режим работы соответствует режиму «А
3», в соответствии с которым следует выбирать нормативные коэффициенты и коэффициенты запаса при дальнейшем расчете механизма.
1.4.3. Выбор параметров полиспаста
Полиспаст кроме основной функции – снижение приложенного к барабану окружного
усилия – позволяет уменьшить или даже исключить произвольное закручивание крюковой
обоймы под действием упругих сил в канате. Основным параметром полиспаста является
его кратность. Кратность полиспаста выбирают с учетом следующих обстоятельств. При малой кратности полиспаста приходится применять канаты большего диаметра, а это в свою
очередь требует применения блоков большого диаметра, что увеличивает истирание канатов
за счет увеличения инерционности блоков при пуске и торможении механизма. При большой кратности полиспаста значительно возрастает длина барабана. При выборе рациональной кратности полиспаста можно использовать следующие рекомендации: при грузоподъемности до 10 т кратность полиспаста принимаю равной iп= 2; при грузоподъемности Q до
32 т следует обеспечить усилие в канате Fк = 40 ÷ 60 кН; при грузоподъемности 32÷75 т усилие в канате Fк = 70 ÷100 кН; при грузоподъемности более 100 т - усилие в канате 100
÷150 кН и применять сдвоенные полиспасты. В этих рекомендациях меньшей грузоподъемности соответствует и меньшее значение диапазона усилий Fк.
Пример: при грузоподъемности 16 т можно получить ориентировочную величину для
выбора кратности полиспаста:
iо = Q·g / Fк = 16·9,81/ 50 ≈ 3,14.
Назначаем кратность полиспаста как ближайшее целое число iп= 3.
1.4.4. Выбор грузоподъемного каната
В механизмах подъема груза в основном применяют канаты двойной свивки (шестиили восьмипрядные) с органическим сердечником. Предпочтение отдается канатам крестовой свивки типа ЛК-РО с временным сопротивлением разрыву материала проволок 16001800 МПа. Хотя канаты крестовой свивки обладают большей жесткостью при изгибе, чем
канаты односторонней свивки, они более удобны в эксплуатации, так как не склонны к раскручиванию проволок при их обрыве или раскручиванию прядей при резке каната. Канаты
односторонней свивки рекомендуется использовать при интенсивной работе механизма
подъема (режимы А6 – А8). Для строительных кранов, работающих на открытом воздухе,
17
следует применять канаты из оцинкованной проволоки. Канаты, поступающие к потребителю, должны иметь сертификат, в котором должны быть обязательно указаны наружный
диаметр каната dк, его разрывное усилие Fр и другие отличительные характеристики. Применение канатов, не имеющих сертификата, Правилами ПБ 10-382-00 запрещается.
Выбор конкретного типоразмера каната производится по разрывному усилию каната в
целом по формуле
(1.3)
Fр ≥ Fф· kзап,
где Fф – фактически действующее усилие в канате;
kзап – коэффициент запаса прочности каната; его выбирают в зависимости от режима
работы механизма по табл. П.1.3
Фактически действующее усилие в канате определяют по формуле
Fф =
Q× g
, кН .
iп × η п
(1.4)
В этой формуле ηп – КПД полиспаста, который можно предварительно принять по
табл. П.2.1. При сдвоенном полиспасте фактическое усилие в канате будет меньше в 2 раза.
В табл. П.3.1 – П.3.3 приведена выборка из стандартов некоторых типов канатов, рекомендуемых для применения в грузоподъемных и стрелоподъемных механизмах строительных кранов. Выбранный канат должен быть обозначен по форме:
Канат 27 – Г – 1 - ОЖ – Н - 1666 (170) ГОСТ 7668-92.
Здесь обозначено: канат диаметром 27 мм грузового назначения из проволоки марки 1,
оцинкованного по группе ОЖ, правой крестовой свивки, нераскручивающийся, маркировочная группа по пределу прочности проволок 1666 (170 кгс/мм2). Тот же канат левой односторонней свивки, нераскручивающийся будет обозначен
Канат 27 – Г – 1 – ОЖ – Л - О – Н - 1666 (170) ГОСТ 7668-92.
ГОСТ 7668 распространяется на канаты типа ЛК-РО 6 х 36 = 216 проволок с органическим сердечником.
1.4.5. Крюковая подвеска
Для строительных кранов при большой высоте подъема груза (башенные или портальные краны) она обычно имеет нормальное исполнение (рис. 1.7, а). В такой подвеске используется нормальный грузовой крюк (тип А, табл. П.4). В кранах с небольшой высотой подъема
груза (стреловые самоходные краны) применяют укороченные подвески (рис. 1.7, б). В этих подвесках применяют грузовые крюки с удлиненным цевьем (тип Б). Диаметры блоков Dбл в
крюковой подвеске выбирают в зависимости от диаметра грузового каната и режима работы
механизма по соотношению
Dбл = кбл · dк.
(1.5)
Коэффициент кбл принимают по табл. П.1.3 Конфигурация и размеры ручья блока принимают по ОСТ 24.191.05-82 (табл. П.5). Ширина и диаметр ступицы блока принимают в
зависимости от размеров опорных подшипников. Блоки обычно устанавливают на шариковых подшипниках качения легкой серии – по два на каждый блок. Между подшипниками в
каждом блоке устанавливают распорные кольца с проточками и радиальными отверстиями
для доступа смазки к подшипникам. Ширина распорных колец 6 – 8 мм. Зазор между ступицами соседствующих блоков назначают 3 – 4 мм. Выбор подшипников при такой их компоновке в ступицах блоков производят по допустимой на них статической нагрузке С0 [9], ко-
18
торую можно принять равной усилию в грузовом канате при подъеме испытательного груза
Gисп =1,25 Fф .
Вариант компоновки подшипников в ступицах блоков, показанный на рис. 1.7,а, позволяет определить ширину ступицы блоков 4 и общую расчетную длину оси 5. Толщину δщ
щек 7 крюковой подвески определяют из условий смятия металла в отверстиях для размещения оси блоков и траверсы.
1,25Gгр
,
(1.6)
δщ =
2 ⋅ d т ⋅ [σ см ]
где Gгр = Q·g;
dт – диаметр оси блоков (траверсы);
[σсм]– допускаемые напряжения смятия материала щеки. Для стальных деталей крюковой обоймы [σсм]= 0,5σт. Характеристики сталей приведены в табл. П.6.
Диаметр оси блоков, соответствующий внутреннему диаметру подшипников, может не
обеспечить необходимой прочности и должен быть проверен расчетом. По результатам проверочного расчета на изгибную прочность оси блоков, возможно, потребуется установить
подшипники большего типоразмера. Расчетная схема оси блоков, соответствующая чертежу
на рис. 1.7, а, показана на рис. 1.19. При симметричном (с1 = с3) размещении блоков на оси
опорные реакции Rа и Rb равны
2 Fk ⋅ (2c3 + c2 )
.
co
Величина максимального изгибающего момента Мизг будет
Ra = Rb =
Мизг = Rа · с1 = Rb · с3.
Минимальный диаметр dо оси блоков вычисляют по формуле
do = 3
M изг
.
0,1[σ изг ]
(1.7)
Оси и траверсы крюковых подвесок кранов, работающих в умеренных климатических
условиях, изготовляют из стали 45 с термообработкой
на улучшение [σизг] = 0,6 σт.
1.4.6. Определение параметров барабана
Основными (расчетными) параметрами барабана
лебедки являются: наружный диаметр барабана Dб, его
рабочая длина Lб, толщина стенки барабана δ б, частота вращения барабана nб (см. рис. 1.20).
Диаметр барабана выбирается из условия обеспечения оптимальной долговечности каната. Правила ПБ
10-382-00 рекомендуют определять диаметр барабана
по формуле
Dб ≥ кб · dк,,
(1.8)
где кб – коэффициент, принимаемый в зависимости от
режима работы механизма по табл. П.1.3. Полученный
Рис. 1.19. Расчетная схема оси
блоков к рис.1.7, а
19
диаметр барабана при дальнейших расчетах должен быть уточнен после выбора передаточного числа редуктора для обеспечения заданной скорости подъема груза или по другим конструктивным причинам.
Рабочая длина барабана должна быть достаточной для размещения каната с учетом
полутора запасных витков в соответствии с требованиями правил устройства и безопасной
эксплуатации грузоподъемных кранов. Длина нарезной части барабана при однослойной навивке вычисляется по формуле
H i

Lб =  гр п + 1,5  × t , мм ,
 π ⋅ Dc

(1.9)
где t = dк + 1мм – шаг намотки каната на барабане; Dс - средний диаметр витка каната
на барабане; Dс = Dб +dк .
Если барабан такой длины не устраивает по конструктивным соображениям или не
проходит по прочности с учетом изгиба, принимают решение о многослойной навивке каната на барабан.
Рис. 1.20. Чертеж к определению расчетных параметров барабана
В этом случае общее количество витков на барабане будет
H × iп
(1.10)
zв =
+ 1,5 ;
π ⋅ (Dс + d к (n − 1) )
рабочая длина барабана
z
Lб = в × t , мм .
n
В этих формулах n – число слоев каната на барабане.
При многослойной навивке каната барабан должен иметь реборды с обеих сторон, а
крепление каната на барабане осуществляют с помощью клина, как на рис. 1.21. Высота реборды над последним слоем навитого на барабан каната должна
быть не менее 2 dк. Для нормальной укладки каната
на барабан необходимо проверить угол α между осью
каната и осью ручья направляющего блока, с которого
сходит канат на барабан. Для нарезных барабанов
этот угол должен быть не более 6°, для гладких – не
более 1°.
При этих условиях минимальное расстояние b от
оси барабана до оси вращения направляющего блока,
расположенного симметрично относительно рабочей
длины барабана, должно быть не менее
Рис. 1.21. Чертеж крепления
каната на барабане
при многослойной навивке
20
b ≥ Lб ctg (α / 2) .
(1.11)
Толщину стенки барабана предварительно определяют по формуле с округлением до 1 мм:
F αn
(1.12)
δ = ф , мм ,
[σ ] ⋅ t
где Fф - усилие в канате в Н, t – мм;
αn = 1- при однослойной навивке; αn =1,4 - при двухслойной навивке;
[σ], МПа – допускаемые напряжения для материала барабана (см. табл. 1.1).
Стенка барабана должна быть проверена на устойчивость по формуле
n=
σк
≥ [n],
ψ ⋅σ ф
(1.13)
где n – коэффициент запаса устойчивости цилиндрической стенки. Для стальных барабанов [n] ≥ 1,7; для чугунных - [n] ≥ 2,0;
σк - критическое напряжение, МПа; σн – номинальные напряжения, МПа.
−
1

ЕS  2
ψ = 1 + к к  ,
 Ебδ ⋅ t 
(1.14)
где Ек – модуль упругости канатов; Ек = 9·104 МПа – модуль упругости каната с органическим сердечником; Ек = 11·104 ,МПа - модуль упругости каната со стальным сердечником; Еб = модуль упругости стенки барабана; Еб = 19 · 104 МПа для стальных литых барабанов; Еб = 1·105 МПа – для чугунных барабанов; Sк - площадь сечения всех проволок в канате, мм2; δ,мм - расчетная толщина стенки барабана.
δ 2δ
, МПа;
(1.15)
σ к = 0,92 Еδ
l Dб
l – расстояние между торцевыми стенками барабана или кольцом жесткости и торцевой стенкой, мм.
Фактические напряжения в стенке барабана
Fф
, МПа.
σф =
δ ⋅t
Допускаемые напряжения для расчета барабанов
Таблица 1.1
Допускаемые напряжения [σ], МПа, для режимов работы
Марка стали
2М – 3М
4М
5М
6М
ВМСт3сп
170
150
130
110
20
180
160
140
120
09Г2С
225
195
165
140
35Л-1
210
170
140
120
21
Частоту вращения барабана определяют исходя из заданной скорости подъема груза:
Vгр × iп
60Vгр × iп
, мин – 1 =
(1.16)
nб =
, с −1 .
π (Dб + d к )
π ( Dб + d к )
Ось барабана должна быть проверена расчетом в зависимости от его конструктивного
исполнения. Наиболее распространенный вариант установки барабана на оси показан на рис.
1.22. Такой вариант применяют при использовании унифицированных редукторов, у котор ых выхо дной вал имеет зубчатую по лумуфту. В строительных кранах грузовые лебедки
чаще всего используют с одинарным полиспастом. В таких лебедках место приложения
усилия грузоподъемного каната перемещается вдоль барабана при сматывании, (наматывании) каната. Расчет оси барабана на прочность следует рассмотреть для двух случаев.
Первый случай – канат на барабане
располагается на одинаковом расстоянии от торцевых стенок барабана, опирающихся на ось. На барабан действует усилие Fк1= Fф. На ось в опорных
точках от стенок барабана передаются
усилия Fк1 / 2 (расчетная схема и эпюра
изгибающих ось моментов показаны
на рис. 1.22, а).
Второй случай – канат на барабане
располагается над одной из торцевых
стенок, опирающихся на ось. На ось от
барабана передается усилие Fк2=Fф (расчетная схема и эпюра изгибающих ось
моментов представлена рис. 1.22, б).
Геометрические размеры элементов оси и барабана, необходимые для
определения опорных реакций на этом
этапе проектирования, принимают по
предыдущим расчетам и следующим
рекомендациям. Расстояние между торцевыми стенками барабана равно расчетной длине Lб; толщина торцевых
стенок δ с ≈ 1,2 δ; длина ступицы b ≈ 3
δс; расстояние от торца ступицы до оси
подшипника стараются сделать минимальным. Ориентировочно можно принять с3 ≈ 100 мм. С учетом этих размеров можно определить опорные реакции R1 и R2, и предварительно выбрать
подшипник по допустимой статической
Рис. 1.22. Конструктивная
нагрузке. Для опор осей барабанов
и расчетные схемы оси барабана
с эпюрами изгибающих моментов:
обычно применяют роликовые сфериа – первый расчетный случай; б – второй
ческие подшипники (ГОСТ 5721-85)
расчетный случай
для устранения изгибающих моментов
в опорах и упрощения монтажных работ.
22
Реакцию R2 для первого случая нагружения оси определяют из суммы моментов сил
относительно точки опоры 1:
0.5 Fф (2c1 + L )
, кН.
(1.17)
R2 =
с1 + с2 + L
Реакцию R2 для второго случая нагружения оси определяют аналогично:
R2 =
Fф (c1 + L )
с1 + с2 + L
, кН.
(1.18)
Реакцию R2 для каждого случая можно найти из суммы проекций сил на ось Y.
Изгибающие моменты М1 и М2 в каждом случае определяют как
М1 = R1· с1;
М2 = R2· с2.
(1.19)
Диаметр оси барабана определяют по формуле (1.7). Величину допускаемых напряжений в этой формуле следует принимать с учетом симметричной циклической нагрузки, действующей на ось, определив их по упрощенной формуле
[σ −1 ] =
σ −1
ко [n0 ]
,
(1.20)
где к0 – коэффициент, учитывающий конструкцию детали (для валов и осей к0 =
2,0…2,8); [n0] – коэффициент запаса прочности, принимаемый по режиму работы механизма
(для режима работы 1М - 3М n0 =1,4; 4М n0 = 1,5; 5М n0 = 1,6; 6М n0 =1,7).
Для стали 45 с термообработкой на улучшение можно принять σ-1 = 260 МПа; для стали
40ХН с термообработкой на улучшение σ-1 = 440 МПа.
После определения диаметра оси уточняют возможность установки на ней выбранных
подшипников. Окончательно выбранный типоразмер подшипника проверяют на долговечность в часах по формуле
p
6
 C  10
≥ Тн.
Lh = a 
 P  60nб
(1.21)
Коэффициент а для сферических шариковых подшипников а = 0,5 - 0,6; для сферических
роликовых - а = 0,3 – 0,4.
С – динамическая грузоподъемность подшипника по справочнику [2].
р – показатель степени в формуле долговечности: для роликовых подшипников р = 3.33; для
шариковых р = 3;
пб – частота вращения барабана, об/мин;
Р - эквивалентная динамическая нагрузка,
Р = (Х·V·Fр + Y·Fо)·Kб·Kт, H;
(1.22)
Х – коэффициент радиальной нагрузки (табл. 1.2);
Y – коэффициент осевой нагрузки (табл. 1.2);
V – коэффициент вращения (табл. 1.2);
Fр - радиальная нагрузка на подшипник, Н; ее можно условно принять равной R2 по первому
варианту нагружения оси: Fр= R2;
23
Fо - осевая нагрузка на подшипник при допустимом отклонении угла каната на нарезном барабане в 6° составит Fо = Fф sin 6°;
Kб - коэффициент безопасности. Для грузовых лебедок Kб = 1,2;
Кт – температурный коэффициент подшипника: при температуре до 125 °С – Кт = 1,05.
Значения коэффициентов X, Y, V, e для радиальных
сферических двухрядных подшипников
V
X
Y
Внутреннее кольцо
Fo
Fo
Fo
Fo
>e
≤e
≤e
>e
вращается неподвижно F V
FpV
FpV
FpV
p
1
1
1
0,65
0,42 ctg α
Таблица 1.2
0,65 ctg α
e
0,42 ctg α
Примечание: величина угла α° для каждого типоразмера подшипника приведена в справочнике [2]
Необходимую долговечность в часах Тн определяют по числу циклов работы механизма за
нормативный срок службы Zнс (формула (1.2)). Если не заданы параметры цикла, ориентировочное время работы механизма подъема в течение цикла можно посчитать по формуле
tпо= 0,025·(Нгр / Vгр ) , мин.
(1.23)
Время работы механизма за нормативный срок службы будет
Тн = (tпо · Zнс) / 60, часов.
(1.24)
1.4.7. Определение потребной мощности и выбор электродвигателя
Статическая потребная мощность для подъема номинального груза массой Q(т) cо
скоростью Vгр (м/с) может быть подсчитана по формуле
Q ⋅ g ⋅ Vгр
Nс =
, кВт ,
(1.25)
ηп ⋅η р
где g – ускорение свободного падения, g = 9,81 м/с;
ηп – КПД полиспаста, определяемый в зависимости от кратности полиспаста и КПД
входящих в него блоков η по формуле
1 − η iп
(1.26)
ηп =
η.
iп (1 − η )
Среднее значение КПД блока на подшипниках качения при угле охвата его канатом
180° принимают равным η ≈ 0,98.
КПД редуктора зависит от типа редуктора и количества ступеней. КПД одной цилиндрической зубчатой пары в масляной ванне с валами на подшипниках качения принимают
ηцп = 0,98; КПД конической зубчатой пары при работе в аналогичных условиях принимают
ηкп = 0,97; червячная пара при однозаходном червяке имеет КПД ηчп = 0,74.
КПД двухступенчатого редуктора с цилиндрическими зубчатыми колесами в проектных расчетах можно принимать равным ηр = ηцп2 = 0,96. Аналогично определяют КПД редукторов с различной комбинацией типов передач.
Подбор электродвигателя ведут по предварительной мощности, которая учитывает назначение крана, режим работы механизма, вид управляющего устройства коэффициентом
Кр. Механизмы подъема строительных кранов можно отнести к группе режима работы М2
– М5 с числом включений в час электропривода 60 - 150. В зависимости от вида двигателя и
способа его регулирования коэффициент Кр принимает следующие значения (табл. 2).
24
Значения Кр для различных типов приводных двигателей
Тип двигателя
Режимы
Кр
Двигатель асинхронный короткозамкнутый
М2, М3 М4 М5
1,35
1,00 0,65
Двигатель с фазным ротором, торможение противовключением
М2, М3 М4
М5
1,45
1,20 0,95
Таблица 1.3
Двигатель с фазным ротором, торможение динамическое
М2, М3 М4
М5
1,50
1,30 1,10
Предварительная мощность двигателя рассчитывается по формуле
Nэ = Nc / Кр.
(1.27)
Основные технические данные крановых электродвигателей приведены в табл. П.8.2,
П.8.3. Для механизма подъема груза при мощности до 5 кВт можно применять асинхронные
короткозамкнутые двигатели. При больших потребных мощностях предпочтение отдается
двигателям с фазным ротором. Двигатели серий МТF, MTH, 4МТН выполнены с фазным
ротором, серии МТКF, МТКН – с короткозамкнутым ротором. Нужный двигатель выбирают
по его мощности при соответствующей продолжительности включения ПВ(%). Режиму работы механизма М2, М3 соответствует ПВ( 25%), режиму М4 – ПВ(40%). Для дальнейших
расчетов потребуются следующие данные выбранного электродвигателя:
- фактическая мощность Nфэ, кВт;
- частота вращения вала nдв, об/мин;
- максимальный момент Ммакс, Н·м;
- момент инерции ротора GD2, кг·м2;
- масса двигателя mдв, кг.
Методика проверки электродвигателя на нагрев с учетом режима работы механизма
приведена в главе 5 настоящего пособия.
1.4.8. Выбор редуктора
Рациональный подход к проектированию механизмов заключается в максимально
возможном использовании стандартных или серийно выпускаемых элементов, узлов, агрегатов. В табл. П.9.1 – П.9.5 приведены технические данные серийно выпускаемых редукторов
с цилиндрическими колесами. Для выбора редуктора можно использовать и другие источники, приведенные в библиографическом списке. При выборе редуктора учитываются следующие факторы:
- относительное расположение входных и выходных валов, оговоренных исполнением
редуктора;
- передаточное число iр;
- допустимые нагрузки на выходной вал: крутящие Мт, радиальные Fр;
- номинальная частота вращения входного (быстроходного) вала nдв;
- габаритные размеры корпуса редуктора L × В × Н, мм;
- коэффициент полезного действия ηр;
- уровень шума;
- относительная стоимость, руб./ Н·м.
Требуемое передаточное число редуктора iрт определяют по формуле
iрт = nдв / nб.
25
(1.28)
Крутящий момент на тихоходном валу вычисляют из условия действия усилия, приложенного к барабану грузоподъемным канатом при подъеме испытательного груза:
Мт =[1,25Fф (Dб + dк ) /2] Креж , кН·м,
(1.29)
Креж – коэффициент режима работы: Креж = Кдв Кпв Кс Км Крев;
Кдв = коэффициент, зависящий от вида двигателя. Для электродвигателей Кдв= 1; четырех-, шестицилиндровых двигателей внутреннего сгорания Кдв = 1,2;
Кпв - коэффициент, зависящий от продолжительности включения (табл.1.4).
Значения Кпв для различной продолжительности
включения привода ПВ, %
ПВ,%
Кпв
100
1,00
60
0,90
40
0,80
25
0,70
Таблица 1.4
15
0,67
Кс = коэффициент, зависящий от продолжительности работы в течении суток.
Для башенных кранов, работающих на строительстве Кс = 1; работающих на погрузочно-разгрузочных работах Кс = 1,2;
Км - коэффициент, зависящий от характера работы приводимой машины. Работа башенного крана характеризуется умеренными толчками. Нагрузка в течение цикла не меняется, Км = 1,2.
Крев - коэффициент реверсивности. Хотя механизм подъема груза на кранах реверсируется, но фактически нагрузка на зубья колес редуктора всегда приложена с одной стороны:
Крев = 1,00.
Редуктор, выбираемый по табл. П.9.2, комплектуют с двигателем, имеющим частоту
вращения вала 940 ÷ 875 об/мин, или с двигателем 720 ÷ 585 об/мин, что соответствует числу оборотов быстроходного вала редуктора nб 16 с-1 или 10 с-1.
Выбранный типоразмер редуктора обозначают по следующей форме, например: «Редуктор Ц2-350-31,5-11КвхМ». Это означает: редуктор с цилиндрическими колесами, двухступенчатый, межосевое расстояние входного и выходного валов 350 мм, передаточное
число 31,5, вариант сборки 11, с коническим быстроходным валом и выходным валом под
зубчатую муфту. Геометрические параметры редуктора приведены в табл. П.9.1. В табл.
П.9.3 – П.9.5 содержатся геометрические параметры входных и выходных концов валов редукторов различных типоразмеров.
Передаточное число iр выбранного серийного редуктора часто точно не совпадает с
требуемым iрт . В этом случае корректируют диаметр барабана с точностью ± 5 мм для
обеспечения заданной скорости подъема груза по формуле
Dб =
60 ⋅ Vгр ⋅ iп
π ⋅ nбф
− dк ,
(1.30)
где фактическая частота вращения барабана nбф = nдв / iрт .
Применение унифицированных узлов в проектируемых машинах не всегда позволяет
получить конструкцию, в полной мере отвечающую технологическим, эксплуатационным,
эргономическим и дизайнерским требованиям рынка грузоподъемной техники. Применение
в трансмиссии грузоподъемных лебедок специальных дифференциальных вставок или
26
встроенных в канатный барабан планетарных редукторов позволяет значительно улучшить
потребительские свойства таких агрегатов. Ранее (рис. 1.11 – 1.14) были показаны конструкции планетарных редукторов, применяемых в грузоподъемных лебедках. Определение
передаточных чисел и угловых скоростей выходных звеньев в этих конструкция определяют
следующим образом.
На рис. 1.23 приведена кинематическая
схема дифференциальной вставки, используемая
в приводе лебедки на рис. 1.11. На этой схеме
обозначены: первая приводная центральная шестерня с числом зубьев z1 и угловой скоростью
ω1; водило Н с угловой скоростью ω н ; сателлит с
числом зубьев z2 ; центральное колесо, имеющее
число зубьев z3 внутреннего зацепления и число
зубьев z5 внешнего зацепления; вторая приводная шестерня z4 с угловой скоростьюω 4. С помощь такого механизма можно получить несколько значений угловой скоростиω н выходного звена Н при заданных значениях угловых скоростей ω1 и ω4.
Вариант 1. Скорости ω 1 и ω 4 совпадают по
направлению (вращение по часовой стрелке, если смотреть со стороны входа). В этом случае
Рис. 1.23. Расчетная кинематическая
угловая скорость ωн выходного звена будет
схема дифференциальной вставки
двухдвигательной лебедки
ωí =
ω1 −
z3 ⋅ z 4
⋅ ω4
z1 ⋅ z5
.
z3
1+
z1
(1.31)
Вариант 2. Скорость звена ω 1 имеет противоположное направление относительно варианта 1; ω 4 сохраняет прежнее направление. Для этого варианта скорость ω н выходного звена
будет
z ⋅z
− ω1 − 3 4 ⋅ ω4
z1 ⋅ z5
.
(1.32)
ωí =
z
1+ 3
z1
Вариант 3. Скорость звенаω 1 имеет направление вращения по варианту 1, а скорость
ω4 имеет противоположное направление. Тогда
z ⋅z
ω1 + 3 4 ⋅ ω4
z1 ⋅ z5
(1.33)
ωí =
z3
1+
z1
Вариант 4. Звено с колесом z1 остановлено. Скорость ω1 = 0. В этом случае
27
z3 ⋅ z 4
⋅ ω4
z1 ⋅ z5
.
ωí =
z
1+ 3
z1
Вариант 5. Звено с колесом z4 остановлено. Скорости ω3 = 0, ω4 = 0,
ω5 = 0. В этом случае передача становится планетарной.
z ⋅ω
ωí = 1 1
z1 + z3
−
(1.34)
(1.35)
Использование канатного барабана как корпуса редуктора позволяет получить очень
компактную грузоподъемную лебедку. Применение планетарного редуктора для такого конструктивного исполнения лебедки является весьма целесообразным для повышения долговечности и надежности работы грузоподъемного механизма.
Представленная на рис. 1.24 кинематическая схема встроенного в барабан лебедки
редуктора представляет собой
планетарный механизм. Конструктивной
особенностью этого механизма является
наличие у сателлита трех зубчатых венцов z2, z4, z6 и двух нормально замкнутых
тормозов Т1 и Т2, позволяющих управлять угловой скорость центральных колес
z5 и z7. При включении тормозов Т1 и Т2
колес z5 и z7 освобождаются и механизм
получает две степени свободы, т.е. становится дифференциальным механизмом и
Рис. 1.24. Кинематическая схема планетарного
для практической работы неприменим.
редуктора, управляемого двумя тормозами
При включении только тормоза Т1 освобождается центральное колесо z7 (колесо
z5 остановлено), механизм работает как планетарный с входным звеном z1 , звеньями z2 – z4,
z5, водилом Н и выходным звеном z3. При отключении тормоза Т1 и включении тормоза Т2
освобождается центральное колесо z5 (колесо z7 остановлено), механизм работает как планетарный с входным звеном z1 , звеньями z2 – z6, z7, водилом Н и выходным звеном z3. Это дает возможность получить две скорости колеса z3, непосредственно вращающего барабан
лебедки.
В первом случае номинальную угловую скорость барабана лебедки можно вычислить
по формуле
z ⋅z
1 − 2⋅ 5
z 3⋅ ⋅ z 4
.
(1.36)
ω3 = ω1 ⋅
z 2 ⋅ z5
1+
z1 ⋅ z4
Во втором случае номинальную угловую скорость барабана рассчитывают по формуле
z ⋅z
1 − 2⋅ 7
z3⋅ ⋅ z6
.
(1.37)
ω3 = ω1 ⋅
z 2 ⋅ z7
1+
z1 ⋅ z6
28
Рис. 1.25. Кинематическая схема
замкнутого дифференциального
механизма
На рис. 1.25 показана кинематическая схема редуктора, установленного в барабане гидрофицированной лебедки, изображенной на рис. 1.14. Такой редуктор относится к замкнутым дифференциальным
механизмам. В нем можно условно выделить два
механизма.
Первый
механизм
является
дифференциальной передачей, состоящей из ведущего центрального колеса z1, сателлита z2, размещенного на
водиле Н, и центрального колеса с внутренним зацеплением z3.
Второй механизм представляет собой простой
редуктор, состоящий из центрального колеса z4,
промежуточного колеса z5 с неподвижной осью и
центрального колеса z6. Передаточное число такого
редуктора будет
i4-6 = - z6 / z4.
(1.38)
Передача движения от первого механизма на второй осуществляется водилом Н на колесо z4. Вследствие чегоω н = ω4. При этом водило Н и центральное зубчатое колесо z3
замкнуты через зубчатую передачу z4, z5, z6, поскольку ω 3 = ω6. Передаточное число первого механизма с учетом вышесказанного и при остановленном водиле Н можно вычислить
по формуле
i1-3 = i1-3 (1 – iн-3) + iн-3.
(1.39)
Полное передаточное число всего механизма соответственно получим
ip = i1-6 = −
z3 z3 ⋅ z 6 z 6
−
− .
z1 z1 ⋅ z4 z4
(1.40)
Из полученного следует, что направление вращения выходного звена z3 - z6, которое едино с
барабаном лебедки, всегда противоположно направлению вращения входного звена z1.
При проектировании лебедок со встроенным планетарным редуктором необходимо
решать задачи по определению количества зубьев на колесах, модуля зубьев и, как следствие, диаметров колес, позволяющих вписать планетарный редуктор внутрь грузоподъемного
барабана, обеспечив при этом прочность зубьев колес по изгибным и контактным напряжениям.
Для примера воспользуемся редуктором, кинематическая схема которого показана на
рис. 1.25. Такой редуктор имеет высокий КПД и часто применяется в различных машинах с
диапазоном передаточных чисел 10…60. Порядок решения поставленных задач может быть
следующим.
Из предыдущего расчета используют следующие параметры: диаметр барабана Dб, окружное усилие на барабане Fф, частота вращения барабана nб, частота вращения вала двигателя nдв. При этом для реализации окружного усилия на барабане должен действовать вращающий момент
Мб = Fф · Dб / 2.
(1.41)
29
Требуемое передаточное число редуктора будет
iр = nдв / nб.
(1.42)
Для удобного конструктивного исполнения редуктора и упрощения кинематических
расчетов можно принять одинаковым соотношение чисел зубьев колес дифференциальной
z3/z1 и замыкающей z6/z4 частей. Обозначив кинематические соотношения
z3/z1 = z6/z4 = х,
выражение (1.40) можно записать в виде квадратного уравнения
х2 + 2х + iр = 0.
Решением этого уравнения будет выражение
2
22
х=− ±
− (−i p ) = −1 + 1 + i p .
2
4
(1.43)
Подставив в формулу (1.43) требуемое значение передаточного числа редуктора iр по
формуле (1.38), получим передаточные отношения дифференциальной и замыкающей ступеней редуктора.
Количество зубьев на колесах замыкающей ступени редуктора определяем при следующих условиях. Для исключения подрезания зубьев колес принимаем минимальное число зубьев колес z1мин= z4мин= 17 для получения наименьших размеров редуктора с целью его
размещения внутри барабана лебедки. Тогда
z3 = z6 = х · z4 мин.
(1.44)
При этом должно быть выполнено условие: z3 – z1 = z6 – z4 должно быть четным числом. Если условие не выполняется, количество зубьев колес z6 следует уменьшить на 1. На
изменение общего передаточного числа редуктора это существенно не повлияет.
Для обеспечения эффективной работы планетарной передачи без значительного ее усложнения обычно принимают число сателлитов с равное 3. Чтобы обеспечить принципиальную возможность работы и изготовления планетарной передачи, ее необходимо проверить по условиям соседства сателлитов, соосности и сборки.
По условиям соосности центральных зубчатых колес число зубьев сателлитов z2 и z5
должно быть четным:
z −z
z − z4
;
(1.45)
z2 = 1 3 .
z5 = 6
2
2
Условие соседства сателлитов гарантируется выполнением неравенства
sin
π
c
>
z5 + 2
.
z 4 + z5
Условие сборки передачи проверяют отношением
30
(1.46)
z 4 + z6
=ζ,
c
(1.47)
где полученное ζ – обязательно должно быть целым числом.
Если вышеуказанные условия не выполняются, то производят корректировку количества зубьев на зубчатых колесах z4, z5, z6 . Аналогичная коррекция должна быть проведена и
для первой ступени редуктора после того, как будут определены геометрические размеры
выходной ступени. Геометрические размеры зубчатых колес определяют расчетом на выносливость рабочих поверхностей зубьев по контактным напряжениям. Вращающие моменты на зубчатых колесах с учетом ранее принятых кинематических соотношений вычисляют
по формулам:
на центральном колесе z1 – М1 = Мб / iр;
на центральном колесе замыкающей ступени z4 – М4 = М1 (z3/z1 + 1);
на колесе z3 – М3 = М1 · z3/z1 ;
на колесе z6 – М6 = М1 · z6/z4 · (z3/z1 + 1).
Чтобы предварительно определить размер наибольшего колеса редуктора (в рассматриваемом варианте кинематической схемы - колесо z6), необходимо задать для него марку
стали, способ упрочнения и знать при этом получаемые прочностные характеристики.
1.4.9. Стали для зубчатых колес
В термически необработанном состоянии механические свойства большинства сталей,
применяемых в машиностроении, различаются незначительно. Способность стали в той или
иной степени воспринимать термическую обработку, называется прокаливаемостью, которая
характеризуется глубиной проникновения закаленного слоя. За глубину закалки приближенно принимают расстояние от поверхностного слоя до слоя полумартенситной структуры
(50% мартенсита и 50% троостита). Углеродистые стали имеют низкую прокаливаемость,
легированные – лучшую. Прокаливаемость стали существенно повышается при ее легировании хромом, никелем, марганцем, молибденом. В планетарных передачах грузоподъемных
машин рекомендуется применять низколегированные стали с термообработкой на улучшение и закалку токами высокой частоты или цементации зубьев быстроходных колес: стали
40Х, 40ХН, 20ХН2М, 25ХГМ. Механические свойства этих сталей приведены в табл. П.6.1.
Межцентровое расстояние а4-5 цилиндрических прямозубых колес z4 и z5 из условия
контактной прочности рабочих поверхностей зубьев вычисляют по формуле
2
a4 − 5
 315  M p
 ⋅
= (i4 − 5 + 1) ⋅ 
, мм,
 [σ к ] ⋅ i4 − 5  с ⋅ψ
3
(1.48)
где i4-5 = z5 / z4;
[σк] – допускаемые контактные напряжения для выбранного материала зубчатых
колес, МПа. Для зубчатых колес небольшого диаметра назначают низколегированные цементируемые стали 20ХНМ, 25ХГМ и др. с закалкой до HRC 56 -63.
31
[σ к ] =
σ k0 lim
Sk
, МПа,
(1.49)
где σ к0 lim - предел длительной выносливости стали по контактным напряжениям; Sк –
коэффициент безопасности (табл. П.6.2).
М р - расчетный момент на шестерне z4, Н·мм. М р = М4· Кд· Кнг.
Коэффициент долговечности К д = К эн ⋅ 3
Zц 4
Z кн
≤ 1.
(1.50)
Коэффициент эквивалентности нагрузки Кэн определяют по формуле (1.1).
Наработка шестерни за нормативный срок службы крана при заданной высоте и скорости подъема груза, числе сателлитов с = 3 может быть определена по формуле
Zц4 = Zнс· tпо· nб · ( z6 /z4) · c,
(1.51)
где Zнс подсчитывают по формуле (1.2)
Среднее время работы механизма подъема за
один цикл tпо определяют по формуле (1.23).
Zкн – базовое число циклов контактных напряжений для принятой твердости поверхностей зубьев,
определяют по графику на рис. 1.26.
Коэффициент
нагрузки Кнг вычисляют по
формуле
Кнг = Кα·Кβ·Кυ,
(1.52)
где Кα - коэффициент распределения нагрузки.
Для прямозубых передач Кα = 1.
Кβ - коэффициент концентрации нагрузки.
Для прямозубых цилиндрических планетарных передач с твердостью рабочих поверхностей зубьев
НRС ≥ 40 на начальной стадии проектирования
можно принять Кβ = 2,5.
Кυ - коэффициент динамичности для зубРис. 1.26. График для выбора
чатых передач всех видов определяют в зависимости
базового числа циклов
от скорости, степени точности и твердости
рабоконтактных напряжений
чих поверхностей зубьев по табл. 1.6.
При проектном расчете окружную скорость цилиндрической передачи, у которой
взаимодействующие колеса подвергались цементации, определяют по формуле
n
М4
v' = 3 4 ⋅
, м/с,
(1.53)
10 ⋅ Сv 3 z5 ⋅ψ
z4
где n4 – частота вращения шестерни z4, об/мин; Сv принимают из табл.1.5 в зависимости от термообработки шестерни и колеса; ψ – коэффициент ширины колеса. Предварительно можно принять ψ = 0,4. Коэффициент динамичности Кυ принимают из табл. 1.6.
32
Таблица 1.5
Значения коэффициента Сv для прямозубых цилиндрических передач
Передачи
Вид термообработки колеса и шестерни
прямозубые Уш – Ук ТВЧш – Ук
Цш – Ук
ТВЧш – ТВЧк , Зш – Зк
Цш – Цк
Сv
13
14
15.5
17,5
21
Обозначения: У – улучшение; ТВЧ – поверхностная закалка токами высокой частоты;
Ц – цементация; З – объемная закалка; индекс: к - колесо; ш - шестерня
Значении коэффициента динамичности Кυ
для прямозубых колес 8-ой степени точности
Твердость
поверхностей зубьев
НВ ≤ 350
НRС ≥ 40
1
1,04
1,03
2
1,08
1,06
4
1,16
1,1
v, м/с
6
8
1,24
1,32
1,16
1,22
Таблица 1.6
10
1,4
1,26
Полученное по формуле межцентровое расстояние а4-5 позволяет определить ориентировочный модуль зубчатых колес передачи
2 a4 − 5
, мм.
(1.54)
m=
z 4 + z5
ГОСТ 9563-80 рекомендует применять модули зубчатых колес из следующего основного ряда: 1; 1,25; 1,5; 2; 2,5; 3; 5; 6; 8; 10; 12; 16; 16; 20; 25; 32; 40; 50, мм.
Из этого ряда принимают ближайшее большее стандартное значение модуля mст и уточняют
с ним межцентровое расстояние колес z5 - z4:
а4-5=0,5(z4 + z5 ) mст, мм.
(1.55)
Далее необходимо определить наибольший размер центрального колеса с внутренним
зацеплением z6. Делительный диаметр колеса
Наружный диаметр колеса
dd6 = mcm · z6 , мм.
(1.56)
D0 = dd6 + 8 mcm, мм.
(1.57)
Чтобы колесо с наружным диаметром D0 возможно было разместить внутри барабана лебедки, необходимо выполнение условия
D0 ≤ Dб - 2δ.
(1.58)
Если это условие не выполняется, необходимо провести корректировку кинематического
расчета, начиная с п. 1.4.3. Корректировку следует начинать с изменения кратности полиспаста, которую следует увеличить на одну или две единицы. Это ведет к уменьшению усилия в канате. Диаметр барабана следует увеличить, отступив от принятого соотношения
Dб / dк , что повышает долговечность каната. Диаметр барабана должен быть
33
Dб* = 2 Мб / Fф*.
(1.59)
В этом выражении используют ранее вычисленное по формуле (1.41) значение Мб.
Такая корректировка ведет к изменению частоты вращения барабана, изменению передаточного числа редуктора. Эти параметры пересчитывают по формулам (1.16), (1.42) соответственно и далее по изложенной выше методике. После того как будут получены положительные результата для размещения планетарного редуктора внутри барабана, необходимо
провести проверочный расчет зубьев колес всех ступеней редуктора на долговечность по
контактным и изгибным напряжениям.
1.4.10. Выбор муфты
Муфты в механизме подъема используют для соединения вала двигателя с входным
валом редуктора и для соединения выходного вала редуктора с барабаном. В первом случае
обычно используют муфты упругие втулочнопальцевые с тормозными шкивами (по ОСТ 24.848.0379). Технические данные таких муфт приведены в табл.
П. 11. Во втором случае применяют зубчатые муфты.
Если барабан лебедки имеет две собственные опоры,
применяют зубчатые муфты по ГОСТ 5006-83. При
использовании выходного вала редуктора в качестве
одной из опор барабана применяют зубчатые муфты
специального исполнения, представленные на рис.
1.27. Технические данные по этим муфтам указаны в
табл. П.9.5, как элемента выходного вала редуктора.
Для выбора муфты в общем случае необходимо
знать:
- диаметры и типы соединяемых валов;
- величину указанного в каталоге крутящего номинального момента Мн, который может передавать
муфта, Н·м;
- величину максимального расчетного крутящего
Рис. 1.27.Чертеж соединения
момента,
передаваемого муфтой, Ммакс , Н·м;
элементов барабана с зубчатой
- требуемую компенсационную и демпфиполумуфтой редуктора
рующую способность;
- компоновочное решение механизма.
Муфты выбирают по максимальному расчетному моменту:
Ммакс · п ≤ Мн,
(1.60)
где п = п1· п2 · п3 .
п1 - учитывает степень ответственности механизма;
п2 - учитывает режим работы механизма;
п3 - учитывает допустимое угловое смещение соединяемых валов.
Для механизма подъема груза принимают п1 = 1,4; п2 принимают из табл. 1.7; п3 – из
табл. 1.8.
34
Таблица 1.7
Коэффициент учета режима работы n2
Режим работы
п2
1М
- 3М
1,3
4М - 5М
1,4
6М - 8М
1,5
Таблица 1.8
Коэффициент учета углового смещения соединяемых валов зубчатых муфт
Угол перекоса
0,25°
п3
1
Для остальных типов муфт п3 = 1.
0,5°
1,25
1,0°
1,5
1,5°
1,75
Максимальный расчетный момент на выходном валу редуктора механизма подъема
груза определяют из условия подъема испытательного груза.
Ммакс =1,25 п · Fф · Dб / 2 ·η ≤ Мн .
(1.61)
Если выходной вал выбранного редуктора выполнен в виде зубчатой полумуфты, то
дополнительных расчетов на передаваемый крутящий момент не требуется.
1.4.11. Выбор тормоза
Тормоза выбираются по тормозному моменту, величина которого должна быть достаточной для надежного удержания груза на весу. Согласно правилам Ростехнадзора надежное удержание груза должно обеспечиваться гарантированным коэффициентом запаса по
тормозному моменту. Требуемый момент тормоза, устанавливаемый на быстроходном валу
редуктора, можно вычислить по формуле
Fф ⋅ Dб
(1.62)
η р , кН·м,
2 ⋅ iр
где kзт принимают в зависимости от режима работы из табл. П1.3.
Типоразмер тормоза выбирают по табл. П.10.1. Выбранный тормоз проверяют на обеспечение оптимального времени торможения по формуле
М тм ≥ k зт
tт =
1,2(J р + J м ) ⋅ nдв + 91 ⋅ Q ⋅ Vгр2 ⋅ η 0 / nдв
[
]
9,55 M т − Q ⋅ g ⋅ Dб ⋅ η 0 / (2 ⋅ i p ⋅ iп )
,с
(1.63)
где Jр, Jм- моменты инерции ротора двигателя и муфты с тормозным шкивом;
ηо – общий КПД механизма подъема, равный ηо = ηп ηб ηр ηм, где учтены соответственно КПД полиспаста, барабана, редуктора, тормозной муфты. Их величины можно принять
согласно прил. 2. Размерность величин параметров J - кг·м2; nдв - об/мин; Q - кг; Vгр - м/с;
Dб – м. Время торможения должно быть в пределах 1,5 – 3 с.
Механизм подъема груза проверяют с выбранным двигателем также и на время пуска
по формуле
1,2(J р + J м ) ⋅ nдв + 91 ⋅ Q ⋅ Vгр2 ⋅ /η0 nдв
, с,
(1.64)
tп =
9,55 M срп − Q ⋅ g ⋅ Dб ⋅ / (2 ⋅ i p ⋅ iп ⋅ ηо )
[
]
35
где Мпср = (9550 Nдв / nдв ) ψ. Здесь ψ – кратность среднего пускового момента двигателя. Для трехфазных двигателей с короткозамкнутым ротором ψ ≈ 2,3 ÷ 2,5; для двигателей с
фазным ротором ψ ≈ 1,5÷ 1,6. Время пуска должно быть в пределах 1- 2 с.
1.5. Компоновка грузоподъемного механизма
После выбора стандартных узлов (двигателя, редуктора, муфты, тормоза), выбора конструкции и определения параметров специальных элементов (блоков, барабана) механизма
приступают к его компоновке, т. е. определяют наиболее целесообразное расположение сборочных единиц относительно друг друга на специальной раме, удобной для дальнейшей
блочной сборки машины. Выбор той или иной компоновочной схемы производится с учетом
многих факторов: сборочно-разборочных, технологических, конструктивных особенностей
всей машины, технико-экономических.
Компоновочный чертеж выполняют на миллиметровой бумаге в масштабе 1: 4 или 1: 5
в двух проекциях: план и вид сбоку. Эту работу удобно выполнять с помощью «габариток» вырезанных в соответствующем масштабе из бумаги контуров основных элементов – двигателя, редуктора, барабана, муфт, тормоза. В принятом окончательно и утвержденном преподавателем варианте эти элементы закрепляют на листе миллиметровки и в дальнейшем подшивают в расчетно-пояснительную записку.
На рис. 1.28 представлены некоторые наиболее распространенные компоновочные
схемы грузоподъемных лебедок. Схема на рис. 1.28, а наиболее удобная для монтажа. Наличие промежуточного вала между двигателем и редуктором и наличие муфты для соединения барабана с редуктором снижает требования к точности установки элементов лебедки и
позволяет сократить время на сборочные операции.
Рис. 1.28. Схемы компоновки грузоподъемных лебедок
Схема на рис. 1.28, б также позволяет вести сборку достаточно просто, свободный доступ ко всем элементам лебедки упрощает ее обслуживание во время эксплуатации, но лебедка имеет значительные габариты из-за расположения двигателя и барабана по разные
стороны редуктора. Схема на рис. 1.28, в отличается компактностью за счет использования
тихоходного вала редуктора в качестве одной из опор барабана. Лебедка содержит наименьшее количество сборочных узлов, но требует их точной взаимной установки, что ведет
к увеличению времени сборочных работ.
В кранах большой грузоподъемности и монтажных кранах при небольших скоростях
подъема передаточное число редуктора должно быть достаточно большим и требуется при-
36
менение трехступенчатого редуктора. В этом случае для уменьшения габаритных размеров
лебедки используют двухступенчатый редуктор с дополнительной открытой зубчатой передачей (рис. 1. 28, г).
Тормоза в механизмах устанавливаются в местах с наименьшим крутящим моментом и
удобных для их обслуживания. Обычно это входной вал редуктора, присоединяемый к двигателю с помощью втулочно-пальцевой муфты, у которой редукторная полумуфта служит
тормозным шкивом, а полумуфту с пальцами устанавливают на вал двигателя. Если конструктивно невозможно установить тормоз в указанном месте, применяют редуктор с двумя
входными концами валов (рис. 1. 28, б). Тормоз в этом случае устанавливают на сводном
конце вала редуктора.
Компоновка элементов механизма в плане начинается с нанесения их осевых линий,
как на рис. 1.29. Определяющим началом являются осевые линии быстроходного (входного)
и тихоходного (выходного) валов выбранного редуктора: линии ББ и ТТ соответственно.
Линии элементов механизма – РР (редуктора), ММ (тормоза), ДД (двигателя), ОО (опоры
барабана) являются осями симметрии точек крепления элементов. Взаимное расположение
этих линий определяется справочными данными выбранных типоразмеров элементов, требованиями работоспособности механизма, требованиями возможности и удобства сборочноразборочных операций.
Взаимное расположение линий РР, ММ, ДД в первую очередь определяется требованием технических данных втулочно-пальцевой муфты: минимальный зазор b между полумуфтой редуктора и полумуфтой двигателя по
ОСТ 24.8484.03-79 должен быть в пределах 110 мм (прил. 11). Если полумуфты устанавливают на конусные валы с конусностью 1:10, а
диаметры валов dм будут выполнены с реальной точностью ± 0,1 мм, то осевое взаимосмещение (размер b) полумуфт можно гарантировать с точностью ± 2 мм, что вполне укладывается в но р мы ОСТ на муфты. При установке муфт на цилиндрические концы валов необходимый зазор b между полумуфтами можно обеспечить за счет простановки
дистанционных шайб соответствующей толщины между буртиком вала и торцом устанавливаемой полумуфты. Расстояние А между осями редуктора и двигателя по обозначениям в прил. П.8 - П.11 (двигатели, редукторы, тормоза, муфты)
Рис. 1.29. Схема компоновки лебедки
в плане
A = (L3 – l1 – l)
+
Редуктор (рис. П.9.1)
(l + b + l1)
+
Муфта (рис.П.11)
(l30 – l31 – l1 – l10 / 2), мм.
Электродвигатель (рис.П.8)
Расстояние К между осью р едукто р а и осью тормоза определяется положением тормозного шкива.
К = (L3 – l1 – l) + (l1 – Bт / 2), мм.
Редуктор
Муфта
37
Аналогично можно определить и другие необходимые размеры, опираясь на справочные данные стандартных изделий (подшипники, торцевые шайбы, крышки и т. д.). Установка барабана определяется размерами зубчатой полумуфты на выходном конце вала редуктора и конструкцией торцевой стенки барабана, которая разрабатывается самим проектировщиком. Опора свободной оси барабана может быть сварной или литой. Здесь необходимо
стремиться обеспечить минимальное расстояние l0 от торцевой стенки барабана до плоскости, проходящей через середину опорного подшипника. Одна из опор барабана должна
удерживать его от осевых перемещений, а вторая опора должна быть плавающей для компенсации теплового расширения элементов барабана. Барабан устанавливается в опорах на
сферических подшипниках для снижения требований к точности монтажа и облегчения
сборочных операций.
При расположении двигателя и барабана с одной стороны редуктора должен быть
обеспечен достаточный (не менее 30 мм) зазор между тормозом и ребордой барабана. Если
такая установка тормоза невозможна, применяют вариант установки тормоза по рис. 1.28, б.
Проектируя элементы лебедки на вертикальную плоскость (рис. 1.30), все оси вращающихся элементов лебедки располагают в горизонтальной плоскости, проходящей через оси вращения валов редуктора ОО. У некоторых элементов расстояние от плоскости осей ОО до их
опорных площадок может быть различным.
Рис. 1.30. Схема компоновки лебедки в вертикальной плоскости
Монтажную плоскость настила ММ опорной рамы следует совместить с опорной поверхностью редуктора. Если редуктор имеет выступающие за опорную плоскость поверхности, в раме предусматривают соответствующие проемы. Для крепления других элементов
на монтажную плоскость устанавливают платики или подставки необходимой высоты. Высота этих подставок будет соответственно h1 и h2 . Нестандартные элементы, такие как опора барабана, следует конструировать без подставок. Подставки следует выполнять по высоте с допуском в минус (h -1.5). Это позволяет компенсировать отклонения размеров элементов, получаемых с разных заводов, установкой регулировочных прокладок и снизить трудоемкость сборочных операций.
38
1.6. Компоновка опорной рамы лебедки
При разработке компоновочного решения одновременно необходимо проработать вариант исполнения опорной рамы лебедки. Рама должна быть прочной и жесткой в продольном и поперечном направлении, удобной для монтажа на ней узлов лебедки.
Опорные рамы выполняют сварными из прокатных профилей. Обычно для этих целей
используют швеллеры с высотой стенки hст ≈ 0,1 L, где L – длина рамы. Высота стенки обозначена в сортаменте как № швеллера в сантиметрах. Другим решающим фактором для выбора № швеллера может быть ширина его полки, позволяющая удобно работать ключом при
завинчивании гаек болтовых креплений узлов. Швеллеры в раме располагают так, чтобы
средние линии полок проходили через наибольшее количество точек крепления элементов
механизма к опорной раме. Швеллеры располагают полками наружу для удобства крепления
узлов механизма. Если полки швеллеров имеют уклоны, то под головки болтов подкладывают косые шайбы. Угловые стыки швеллеров рамы следует организовать так, чтобы подготовка стыковочных поверхностей была наименее трудоемкой. На рис. 1. 31 показан вариант
расположения швеллеров на компоновочном чертеже лебедки.
Основу рамы составляют
продольные швеллеры 1 и 2, которые связаны поперечными швеллерами 3, 4 и 5. Швеллер 6 вспомогательный, служит опорой для
подставок 7 двигателя и подставки
8 тормоза. Конфигурация рамы
может быть разной. Это зависит в
первую очередь от формы элементов, которые на ней монтируются.
Существенное влияние на форму
рамы оказывает также и высота
осей вращающихся элементов механизма над их опорными площадками, которые необходимо привязывать к монтажной плоскости.
Рис. 1. 31. Схема компоновки рамы лебедки
Условия установки на грузоподъемную машину собранного агрегата могут выдвигать свои особые требования к конфигурации рамы. Ранее на рис. 1. 4 и 1. 8
были показаны другие варианты рам лебедок.
На конструкцию опоры барабана влияет количество болтов ее крепления к раме. Количество болтов определяют расчетом. Задаваясь диаметром болтов из условия их удобного
размещения на полке швеллеров рамы, рассчитывают их количество. В строительных кранах болты обычно работают на растяжение с предварительной затяжкой, исключающей появление зазора в соединении при подъеме испытательного груза.
39
2. МЕХАНИЗМЫ ПЕРЕДВИЖЕНИЯ ПО РЕЛЬСАМ
2.1. Конструкция механизмов передвижения башенных кранов
Строительные грузоподъемные краны по своему предназначению должны работать в
условиях строительных площадок, отличающихся большим разнообразием решаемых с помощью кранов задач и разнообразием опорных поверхностей, по которым им необходимо
перемещаться. Выбор типа крана для выполнения грузоподъемных и монтажных работ определяется в первую очередь техническими возможностями того или иного крана и возможностями их работы в условиях конкретной строительной площадки. Ограничения для возможности применения крана нужной грузоподъемности, высоты подъема и вылета груза могут
возникнуть из-за недостаточной несущей способности рабочей площадки, ограниченности
размеров площадки, наличия недопустимых для работы крана уклонов площадки, наличия
на площадке котлованов и траншей, наличия линий электропередач, наличия работающих
вблизи других кранов, из-за ограничения зоны перемещения грузов.
Современные строительные краны для перемещения по строительной площадке монтируют на рельсовом, гусеничном или пневмоколесном ходу. В условиях городского строительства при возведении зданий повышенной этажности предпочтение отдают башенным
кранам на рельсовом ходу. На площадках с низкой несущей способностью используют краны на гусеничном ходу со стреловым или башенно-стреловым оборудованием. На объектах
с небольшим объемом грузоподъемных работ используют стреловые краны на автомобильном или специальном пневмоколесном ходу.
В настоящей главе рассматриваются вопросы, связанные с проектированием механизма
передвижения по рельсовым путям башенного крана как специализированного крана для
промышленного и гражданского строительства. Проектирование гусеничного или пневмоколесного механизма передвижения обычно изучается в курсе транспортных машин и здесь
рассматривается в самых общих чертах.
Современная конструкция механизмов передвижения башенных кранов, передвигающихся по рельсовым путям, базируется на использовании унифицированных деталей, узлов
и агрегатов. Для механизмов передвижения башенных кранов используют унифицированные
двухколесные балансирные тележки грузоподъемностью 40 и 60 т. Тележки грузоподъемностью 90 т состоят из тележки грузоподъемностью 60 т и присоединенного к ней ведомого
колеса с помощью балансирной рамы. Тележки грузоподъемностью 120 т состоят из двух
тележек грузоподъемностью 60 т, объединенных балансирной рамой. Приводные тележки
комплектуются приводным унифицированным агрегатом ПК-5. Технические характеристики ведущих ходовых тележек и приводных агрегатов приведены в табл. 2. 1.
На рис. 2.1, а показан общий вид двухколесной унифицированной ходовой тележки с
приводным агрегатом, а на рис. 2.1, б – ее кинематическая схема. Тележка состоит из сварной рамы 1, приводного агрегата 2, ходовых колес 3. Рама оборудуется плужкамисбрасывателями 4 и противоугонным захватом 5. Приводной агрегат состоит из двигателя 6,
двухступенчатого редуктора 7, тормоза 8. Непосредственная передача крутящего момента от
редуктора на валы ходовых колес 3 осуществляется валом 9 через открытую зубчатую передачу, состоящую из шестерни 10 и колес 11. На раме ходовой тележки шарнирно установлен шкворень 12, создавая балансирное присоединение тележки к ходовой раме крана для
обеспечения равномерной нагрузки на ходовые колеса. На рис. 2. 2 и 2. 3 показан общий вид
унифицированных ходовых тележек грузоподъемностью 90 и 120 т.
40
Таблица 2.1
Технические характеристики приводных ходовых тележек башенных кранов
Наименование параметров
Грузоподъемность тележки, т
40
Количество колес, шт
2
Количество ведущих колес, шт
2
Диаметр ходового колеса, мм
500
Передаточное число открытой зубчатой передачи
Передаточное число приводного аг20
регата ПК-5
Общее передаточное число
50,47
Мощность электродвигателя, кВт
2,2
Частота вращения, об/мин
895
Тип электродвигателя
MTF111-6
Габаритные размеры, мм (дли- 1420×
на×ширина×высота)
914×
1185
Масса тележки в сборе, кг
1060
Величина параметров
60
90
120
2
3
4
2
2
2
500
500
2.52
3,8
30
75,6
3,5
885
MTKF111-6
1420×
914×
1185
1060
120
4
1
30
20
20
75,6
5.0
920
MTF112-6
2180×
944×
1500
1515
76
3,5
895
MTF111-6
3189×
1181×
1248
2900
76
3,5
895
MTF111-6
3155×
1181×
2620
2620
Рис.2.1. Общий вид (а) и кинематическая схема (б) ведущей унифицированной ходовой
тележки с боковым расположением приводного агрегата
Трехколесная ходовая тележка (грузоподъемностью 90 т) состоит из ведущей двухколесной тележки 1, с которой шарнирно соединена балансирная рама 2 с ведомым колесом 3. Приводной агрегат 4
двухколесной части - унифицированный ПК-5 с измененным передаточным отношением.
41
Обеспечение нужной скорости передвижения тележки осуществляется за счет
изменения передаточного отношения открытой зубчатой передачи. Вместо центрального захвата в этой тележке применены откидные захваты 5. Для предотвращения отрыва среднего колеса от рельса
служат кронштейны 6.
Четырехколесная ходовая тележка
(рис. 2.3) состоит из двух двухколесных
тележек 1 и 2 с балансиром 3. Применяют
два типа тележек: одно- и двухприводные.
Одноприводные тележки имеют привод 4 только на одно колесо из четырех
(см. кинематическую схему на рис. 2.3).
Остальные колеса ведомые. В двухприводных тележках привод имеет по одному
колесу в каждой паре по указанной кинеРис. 2.2. Общий вид трехколесной ходовой
матической схеме. Привод колес осущесттележки и ее кинематическая схема
вляется также унифицированным приводным агрегатом ПК-5 через дополнительный одноступенчатый редуктор 4. К ходовой раме
четырехколесная тележка крепится пятой 5. Для крепления тележки к рельсам кранового пути против угона ветром служит центральный захват 6. Каждая из двухколесных тележек на
торцах рам имеет откидные захваты 7.
Рис. 2.3. Общий вид и кинематическая схема четырехколесной ходовой тележки
42
Унифицированный приводной агрегат ПК-5
(рис. 2. 4) выполнен в виде моноблока, состоящего из фланцевого электродвигателя 1,
двухступенчатого редуктора 2, колодочного
тормоза 3 с короткоходовым электромагнитом. Первую ступень редуктора образует
цилиндрическая пара зубчатых колес 4 и 5.
Шестерня 4 посажена на вал электродвигателя, а колесо 5 – на вал 6 глобоидного червяка, который с червячным колесом 7 образует вторую ступень редуктора. Червячное
колесо размещено на трубчатом валу 8 с
внутренними шлицами, которыми агрегат
соединяется с приводным валом тележки. В
Рис. 2.4. Общий вид унифицированного приводного
верхней части корпуса редуктора закреплен
агрегата ПК-5 и его кинематическая схема
амортизатор 9 для восприятия реактивной
силы, так как моноблок не имеет других точек крепления. Обе ступени редуктора работают в масляной ванне. Весь агрегат должен быть
повернут относительно оси червячного колеса на 7…10º к горизонту с уклоном электродв игателя в сторону редуктора, чтобы масло из редуктора не попадало в электродвигатель.
В зависимости от примененного электродвигателя и передаточного числа цилиндрической и червячной ступеней редуктора получают исполнение приводного агрегата, пригодное
для применения в кране другого типоразмера.
Привод механизма передвижения крана в необходимых случаях может быть выполнен с
использованием серийных цилиндрических редукторов типа Ц2. На рис. 2. 5 показан общий
вид механизма передвижения с двухступенчатым цилиндрическим редуктором. Здесь рама ходовой тележки выполнена из двух швеллеров
1, соединенных по торцам поперечными балками 2 с противоугонными
захватами 3. Двигатель с тормозом 4
и редуктор 5 установлены на верхней
плоскости рамы. Передача крутящего
момента на ходовое колесо 6 осуществляется с выходного вала редуктора через открытую цилиндрическую
Рис. 2. 5. Чертеж ходовой тележки с верхним
зубчатую передачу. Второе колесо 7
расположением привода с редуктором типа Ц2
приводится в движение через промежуточную шестерню, которая размещена на оси 8.
Для обеспечения равномерной нагрузки на ходовые колеса шкворень 9 для присоединения к ходовой раме 10 крана крепится к раме тележки шарниром 11.
Cоединение ходового колеса с приводным зубчатым колесом может быть выполнено по двум
вариантам. При непосредственном соединении ходового колеса 1 с зубчатым колесом 2 болтами
или штифтами 3 сферические подшипники 4 непосредственно размещают в ходовом колесе, как на
рис. 2. 6 (фигура слева). Весь узел устанавливают на ось 5, закрепленную в раме ходовой тележки
ригелем.
43
Рис. 2.6. Чертежи вариантов ведущих ходовых колес
По другому варианту (рис. 2.6, фигура справа) ходовое колесо 1 и зубчатое 2 устанавливают на валу 3 со шпонками. Вал удерживается сферическими подшипниками 4, закрепленными в корпусах 5 рамы ходовой тележки. Первый вариант предпочтительней для тяжело
нагруженных кранов, так как в оси не возникают касательные и знакопеременные напряжения.
2.2. Механизмы передвижения кранов мостового типа
Кинематические схемы механизмов передвижения кранов мостового типа принципиально не отличаются. На мостовых кранах часто используют центральный привод с быстроходным или тихоходным промежуточным валом. На рис. 2. 7 показаны варианты кинематической схемы механизма передвижения мостового крана.
Схему 2.7, а, при которой приводной вал 9 имеет частоту вращения выше частоты вращения ходового колеса 7, но ниже частоты вращения вала двигателя 1, называют схемой со
среднеходовым валом; схему 2. 7, б – схемой с быстроходным валом; схему 2. 8, в – схемой с
индивидуальным приводом.
Индивидуальный привод ходовых тележек, хотя и имеет увеличенное количество
двигателей, редукторов, тормозов, удобен при изготовлении и монтаже. Недостатком этого
привода является чувствительность к неравномерности сопротивлений передвижению по
правой и левой рельсовым нитям, что может приводить к перекосу и заклиниванию крана на
рельсовом пути.
44
Рис. 2.7. Кинематические схемы механизмов
передвижения мостовых кранов
При центральном приводе предпочтение отдают кинематическим схемам с тихоходным или среднеходным валом как менее требовательным к точности монтажа, несмотря на
увеличенную массу привода по сравнению со схемой с быстроходным валом.
На рис. 2. 8 показан сборочный чертеж механизма передвижения мостового крана с
центральным приводом и тихоходным валом.
Рис. 2.8. Чертеж механизма передвижения с центральным приводом
45
В этом варианте механизма передвижения крана электромотор 1 фланцевого исполнения непосредственно соединен с вертикальным редуктором 2 типа ВКУ. Выходной вал 3 такого редуктора выполнен трубчатым. Внутри его размещается вал 4, передающий крутящий
момент на ходовое колесо 5 с помощью шпонок 6 и 7. Передача крутящего момента на вал 8
колеса 9 осуществляется промежуточным тихоходным валом 10 с помощью жестких муфт 11
и шлицевых соединений. Валы ходовых колес опираются на роликовые сферические подшипники 12, установленные в угловых буксах 13. На вторичном валу первой ступени редуктора установлен тормозной шкив с тормозом 14.
В ходовой тележке мостового крана в зависимости от его грузоподъемности может
быть от 1 до 4-х колес. При числе колес 2 и более в тележке применяют их балансирную
установку, как на рис. 2. 9. Обычно в крановых тележках используют двухребордные колеса.
Правила устройства и безопасной эксплуатации грузоподъемных кранов допускают использование одноребордных колес при передвижении кранов по рельсовым путям в закрытых
помещениях при скорости менее 30 м/мин.
Краны, работающие на открытом воздухе (козловые, башенные, портальные и др.),
должны иметь двухребордные колеса или конструкцию ходовых тележек, как на рис. 2. 9.
Для уменьшения сопротивления движению крана по рельсам в ходовой тележке используют безребордные колеса. Чтобы исключить сход ходовой тележки с рельса, на раме 1
Рис. 2.9. Чертеж балансирной тележки
с безребордными колесами
устанавливают ролики 2. Ролики размещают на
консольно расположенных осях 3 с эксцентричными цапфами 4 для возможности регулировки
зазора с между роликом и головкой рельса.
На рис. 2.10 показаны кинематические схемы
ходовых тележек механизмов передвижения мостового и козлового кранов. В механизмах передвижения этих кранов применяют как унифицированные червячные редукторы с глобоидным червяком, так и специальные
унифицированные
трехступенчатые редукторы вертикального исполнения типа ВКУ. На этих кинематических схемах
обозначены: 1 - двигатель; 2 - муфта компенсирующая; 3 - тормоз; 4 - редуктор; 5 - рама ходовой
тележки; 6 - ходовое колесо; 7 - приводные зубчатые колеса ходовых колес; 8 - шестерня зубчатой
передачи.
46
На козловых кранах, как правило, ходовые тележки имеют индивидуальный привод.
Рис. 2.10. Кинематические схемы приводных тележек рельсовых кранов
Передача крутящего момента на ходовое колесо 6 может осуществляться непосредственно
(рис. 2.10, а) или через ведущую шестерню 8 (рис. 2.10, б, 2.10, в, 2.10, г).
На рис. 2. 11 показан чертеж одноколесного механизма передвижения козлового крана.
В этом механизме применено двухребордное колесо.
Рис. 2.11. Чертеж механизма передвижения козлового крана с редуктором типа ВКУ
Привод механизма передвижения осуществляется электродвигателем переменного тока
1. Вал двигателя соединяется зубчатой муфтой 2 с первичным валом редуктора. Наружный
корпус полумуфты, установленный на валу редуктора, служит тормозным шкивом для нормально замкнутого колодочного тормоза 3 с электрогидротолкателем. Редуктор 4 трехступенчатый вертикального исполнения своим выходным валом с помощью зубчатой муфты 5
соединяется с валом 6 ходового колеса 7. Вал ходового колеса удерживается сферическими
роликоподшипниками 8, установленными в корпусах 9, прикрепленных к стяжной балке
опорных ног крана.
На рис. 2.12 показан вариант конструкции механизма передвижения с использованием
редуктора типа Ц2. На кронштейне рамы балансирной двухколесной тележки 1 установлен
47
электродвигатель 2. Вал электродвигателя соединен промежуточным валом 3 с быстроходным валом редуктора 4 муфтами 5. Редуктор крепится к раме тележки на кронштейны 6. На
промежуточном валу 3 установлен тормозной шкив колодочного тормоза 7. На тихоходном
валу редуктора установлена шестерня 8, находящаяся в зацеплении с зубчатым венцом ходового колеса 9, и образует с ним открытую зубчатую передачу. Передача крутящего момента
на зубчатый венец второго ходового колеса осуществляется промежуточным зубчатым колесом 10, установленным на шарикоподшипниках на оси 11. Конструкция тележки позволяет
присоединять ее шарнирно как к опорной ноге козлового крана, так и к стяжной балке.
Рис. 2.12.Чертеж механизма передвижения с цилиндрическим редуктором типа Ц2
2.3. Расчет механизма передвижения крана по рельсовым путям
Расчет механизма передвижения крана ведут после выбора принципиальной кинематической
схемы механизма и определения нагрузок, действующих на кран: сил тяжести поворотной и неповоротной частей крана, силы тяжести номинального груза, сопротивления ветра, нагрузки от уклона
опорной поверхности, силы инерции при разгоне и торможении крана. Определение указанных нагрузок ведут в соответствии с методическими указаниями [11].
48
2.3.1. Определение опорных нагрузок башенного крана
Для выбранной кинематической схемы механизма передвижения крана определяют
максимальную нагрузку, действующие на опору. Для строительных свободно стоящих башенных кранов обычно закладывают четырехточечный опорный контур с симметричным
расположением опорно-поворотного устройства. На рис. 2. 13 показана расчетная схема для
определения максимальной нагрузки, действующей на опоры поворотного крана.
На схеме обозначены: Gн - сила тяжести неповоротной части крана; Gв – сила тяжести
всех вращающихся частей; Gгр – сила тяжести номинального груза; К – колея крана; Б – база
крана; М – эквивалентный момент; L –
вылет груза при максимальной грузоподъемности крана. Колею и базу обычно
стремятся выполнить одинаковой величины для обеспечения равной устойчивости
вдоль и поперек рельсового пути.
В расчетной схеме на рис. 2.13 силы, действующие на ходовую раму крана,
перенесены на линию, совпадающую с
осью вращения крана и проходящую через точку пересечения осей симметрии
ходовой рамы. Адекватность действия сил
при их новом положении достигается
приложением эквивалентного момента М
этих сил до переноса в точку О.
Максимальная величина нагрузки на
опору (например, на опору А) при повороте стрелы от продольной оси крана на
угол α будет при положении стрелы пе рпендикулярно линии ВD.
Величину этой нагрузки можно вычислить по формуле
Рис. 2.13. Расчетная схема определения
нагрузок на опоры крана
FА = Fмакс =
Gгр + Gв + Gн
4
+М
cos α
sin α
.
+M
2L
2K
(2.1)
Здесь угол α = 90º – arc tg K/Б;
М – эквивалентный момент; М = М1 + М2 + М3 ± М4 .
(2.2)
М1 – момент силы тяжести номинального груза; М1 = Gгр · (L+Н·tg θ), кН·м,
(2.3)
где Н – максимальная высота подъема номинального груза.
М2 – момент от составляющей силы тяжести крана при расположении его на опорной
поверхности с расчетным уклоном θ ≤ 3º для гусеничных, пневмоколесных кранов;
θ ≤ 1,5º - для башенных кранов;
М2 = (Gн + Gв)·sin θ·hцт, кН·м,
(2.4)
где hцт - высота центра тяжести крана над опорной поверхностью.
49
М3 – момент от расчетной фронтальной ветровой нагрузки рабочего состояния принимают по результатам общего расчета крана [6,7] М3 = ΣQ Мфвр.
М4 – момент силы тяжести крана. Берется со знаком «+», если центр тяжести крана находится по одну сторону с поднимаемым грузом Q от оси вращения, и со знаком « - », если
по разные стороны.
М4 = (Gн + Gв)·Хцт , кН·м.
(2.5)
По величине Fмакс выбирают диаметры ходовых колес Dк (табл. 2.2). Для башенных
кранов следует выбирать диаметр колес не менее 40 см. Количество ходовых колес z в тележке определяется по формуле z = Fмакс /Рст , где Рст - максимальная допустимая статическая нагрузка на колесо (табл. 2.2). Диаметр колес выбирают так, чтобы z получилось близко
целому числу. Фактическая максимальная нагрузка Rк на каждое колесо будет
Rкф = Fмакс / z.
2.3.2. Проверка ходовых колес на контактную прочность
В табл. 2.2 приведены максимально допустимые нагрузки на крановые колеса в зависимости от их диаметра.
Параметры крановых колес
Диаметр дорожки катания
колеса
Dк, см
20; 25
32; 40
40; 50
50; 56; 63
63; 71
71; 80
80; 90; 100
90; 100
Таблица 2.2
Максимальная стаШирина
тическая нагрузка Применяемый тип рельса с выпуклой плоского
на колесо Рст , кН
головкой
рельса
Вр, см
От 30 до 50
Р24, (ГОСТ 6368)
4; 4,5; 5
Свыше 50 до 100
Р43, (ГОСТ 7173), КР70, (ГОСТ 4121)
5; 5,5; 6
=//= 100 до 200
Р43, Р50, (ГОСТ 7174), КР70
5; 6; 7
=//= 200 до 250
Р43, Р50, КР70, КР80, (ГОСТ4121)
6; 6,5; 7
=//= 250 до 320
Р43, Р50, КР80, КР100, (ГОСТ4121)
7; 7,5; 8
=//= 320 до 500
КР80, КР100
--=//= 500 до 800
КР100, КР120, (ГОСТ4121)
--=//= 800 до 1000
КР120, КР140, (ГОСТ4121)
---
Колеса (табл. П.13.1)
выбранного диаметра, при взаимодействии их с соответсвую-
щим типом рельса (табл. П.12), должны быть проверены на контактную прочность.
Напряжения σ в месте контакта обода колеса и рельса с выпуклой головкой вычисляют
по формуле
К ⋅Р
(2.6)
σ = 7500 ⋅ К ⋅ К е ⋅ 3 д 2 кф , МПа.
Dк
В этой формуле К – коэффициент, зависящий от отношения радиуса R головки рельса
к диаметру колеса Dк. Величину К выбирают по табл. 2.3.
50
Таблиц 2.3
0,4
0,5
0,6
0,7
0,8 0,9
1,0
1,1
1,2
1,3
1,4
1,5
1,6
0,137
0,133
0,127
0,119
0,117
0,113
0,111
0,108
0,107
0,105
0,123
0,3
0,143
К
0,157
R/Dк
0,176
Значения коэффициента К
Коэффициент Ке учитывает влияние касательной нагрузки. Для строительных кранов,
работающих на открытых площадках, Ке = 1,1.
Коэффициент Кд учитывает динамику взаимодействия колеса с рельсом в зоне стыка
рельсов. Кд вычисляют по формуле
Кд = 1 + а ·Vкр.
(2.7)
Коэффициент а учитывает жесткость кранового пути, с/м; для рельсовых путей на
шпалах на балластной призме принимают а = 0,1; для рельсов, уложенных на железобетонных балках, а = 0,2.
Vкр. - расчетная скорость передвижения крана, м/с.
В формуле (2.6) величину Dк принимают в см.
Полученные по формуле (2.6) напряжения σ не должны превышать допускаемых н апряжений [σN] при приведенном числе оборотов колеса за нормативный срок службы:
σ ≤ [σN] =[σ0] 9 10000 / N с θ .
(2.8)
[σ0]- допускаемые напряжения при базовом числе оборотов колеса Nб ≤ 10000. Величина
[σ0] принимается в зависимости от выбранного материала и термообработки колеса по табл.
2.4.
Таблица 2.4
Значения допускаемых напряжений [σ0]
Вид заготовки
Поковка
Марка материала
Сталь 45 ГОСТ 1050
Сталь 50 ГОСТ 1050
Сталь 75, сталь 65Г
ГОСТ 14959
Термообработка, твердость НВ
Нормализация,
НВ 200
Закалка, отпуск
НВ 240
Сорбитизация
НВ 300
Сорбитизация
НВ 330
Сорбитизация
НВ 350
[σ0], МПа
610
700
800
860
890
Полное число оборотов колеса Nс за срок службы определяют по формуле
Nс =36·104 ·Тмаш (Vкр·β / πDк),
(2.9)
где Тмаш – машинное время работы колеса, час, за срок его службы. Для ориентировочных расчетов значение Тмаш принимают в зависимости от группы режима работы по табл.
2.5, в которой значения Тмаш соответствуют среднестатистической долговечности дорожки
катания обода колеса.
51
Таблица 2.5
Ориентировочные значения Тмаш
Группа режима работы
Тмаш , ч
Срок службы обода, лет
1М-2М
1600
12
3М-4М
3200
8
5М-6М
12500
4-5
β – коэффициент, зависящий от времени неустановившегося движения крана. Его величину принимают по табл. 2.6.
Таблица 2.6
Значение коэффициентов β
Ориентировочное значение длины пробега крана , м
Св. 80 80 40 20 до 20
Отношение неустановившегося времени к полному 0,2
0,4 0,6 0,7 1,0
времени передвижения
Значения β
0,9
0,8 0,7 0,6 0,5
Ориентировочный путь пробега башенных кранов можно принять при начальном проектировании ≈ 30 м.
θ – коэффициент приведенного числа оборотов ходового колеса принимают по табл. 2.7 в
зависимости от отношения минимальной нагрузки на колесо Рмин к максимальной Рмакс.
Таблица 2.7
Значения θ для существующих кранов
Рмин / Рмакс
Значения θ
0,2
0,16
0,3
0,19
0,4
0,24
0,5
0,30
0,6
0,38
0,7
0,49
0,8
0,63
Для башенных кранов отношение Рмин / Рмакс можно принимать ≈ 0,4 - 0,5.
Если при принятых диаметре и материале колес действующие контактные напряжения
будут превышать допускаемые, следует поменять материал колес, или их диаметр, или, при
необходимости, увеличить количество колес в каждой ходовой тележке и снова провести
проверку контактных напряжений.
2.3.3. Определение сопротивлений передвижению крана
При движении крана по рельсовым путям возникают и действуют следующие сопротивления: сопротивление от трения качению колеса по рельсу, сопротивление от трения
цапфах колес, сопротивление от трения реборд колес о головку рельса, сопротивления от уклона пути, сопротивление от ветровой нагрузки. Полное сопротивление от трения в ходовых
частях при взаимодействии колес ходовых тележек с рельсами можно вычислить по формуле
Wтр = (Gкр + Gгр )
µц d ц + 2 f
Dк
k p = w ⋅ (Gкр + Gгр ), кН,
(2.10)
где Gкр и Gгр – сила тяжести крана и сила тяжести груза; Dк и dц – диаметры колеса и его
цапфы (геометрические размеры колес см. в табл. П.13); μц – коэффициент трения подшипников, приведенный к цапфе колеса (табл. 2.8); f – коэффициент трения качения колеса по
рельсу (табл. 2.9); kр – коэффициент, учитывающий трение реборд колеса о рельс (для башенных кранов можно принять kр = 1,2). Обобщенный коэффициент сопротивления от трения в ходовых частях w для башенных кранов можно принять по табл. 2.10.
52
Таблица 2.8
Значения коэффициента трения подшипников скольжения и качения μц
Сколь
жения
сталь по стали
стали по чугуну
стали по бронзе
Качения
Подшипник
шариковые
роликовые
игольчатые
отсутствует
0,14 - 0,16
0,11 – 0,13
0, 1
Смазка
густая
0,09 – 0,11
0,07 – 0,09
0,06 – 0,08
масляная ванна
0,04 – 0.06
0,01 – 0,015
0,015 – 0,02
0,05 – 0,07
Коэффициент трения качения f, мм, стального колеса по рельсу
Головка
рельса
Плоская
Скругленная
Диаметр ходового колеса, мм
200; 250; 320
400; 500; 560; 630
0,3
0,5
0,4
0,6
710
0,6
0,8
Таблица 2.9
800; 900
0,7
1,0
1000
0,7
1,2
Таблица 2.10
Обобщенный коэффициент сопротивления движению w башенных кранов по ГОСТ 13994
Диаметр, мм
колеса
оси
От 200 до 400
От 50 до 65
От 400 до 600
От 65 до 90
От 600 до 800
От 90 до 100
Значения при подшипниках
скольжения
качения
0,018
0,015
0,016
0,01
0,013
0,006
Сопротивление движению от уклона пути Wу для строительных башенных кранов определяют исходя из предельно допустимой продольной разности отметок рельсовых нитей в
соответствии с требованиями Правил устройства и безопасной эксплуатации грузоподъемных кранов. Предельная разность отметок рельсовых нитей в вертикальной плоскости на
длине 10 м не должна превышать 50 мм, что соответствует уклону i = 0,005. Величина сопротивления движению на подъем может быть посчитана по формуле
Wу = (Gкр + Gгр)·i, кН.
(2.11)
Сопротивление движению от ветровой нагрузки принимается по результатам определения ветровой нагрузки при общем расчете крана. Величина полной фронтальной ветровой
нагрузки рабочего состояния на кран с грузом Fфвр принимается по данным таблицы результатов расчета параметров крана в столбце 17 строки 20 [6,7].
Инерционные нагрузки определяют исходя из рекомендуемых величин ускорений для
стреловых поворотных кранов при передвижении а ≈ 0,15÷0,2 м/с2 по формуле
Fин = (Gкр + Gгр)·a, кН.
53
(2.12)
2.3.4. Выбор электродвигателя
Максимальную статическую мощность привода механизма передвижения
действия указанных сопротивлений определяют по формуле
Wтр + Wу + Fин + Fфвр
N пр =
⋅ Vкр , кВт,
η тр
с учетом
(2.13)
ηтр – общий КПД механизма передвижения; ηтр = 0,7 ÷ 0,85.
Прежде чем выбирать конкретные типоразмеры двигателей, следует уточнить необходимое количество приводных тележек для надежного перемещения крана. При передвижении крана по рельсовому пути без буксования сила тяги механизма по сцеплению должна
быть больше полного сопротивления передвижению крана:
Fт сц = φ ·ΣRвед ≥ (Wтр + Wу+ Fин + Fфвр).
(2.14 )
Здесь φ – коэффициент сцепления при качении колеса по рельсу. Для башенных кранов,
работающих на открытом воздухе,φ = 0,12.Для кранов, работающих в закрытом помещ ении, φ = 0,2. Rвед - реакция на ведущее колесо. Сначала проверяют возможность установки
двух ведущих ходовых тележек. В этом случаеΣ Rвед = Gкр/ 2. Если при этом предыдущее
условие не выполняется, то все четыре ходовые тележки должны быть ведущими и Σ Rвед =
Gкр. Если и в этом случае сила тяги по сцеплению будет недостаточна, то на кран устанавливают дополнительный балласт, чтобы увеличить сцепной вес и обеспечить выполнение указанного неравенства.
При двух ведущих тележках мощность каждого двигателя будет равна Nдв = Nпр / 2;
при четырех - Nдв = Nпр/ 4. Двигатели мощностью до 5 кВт можно брать короткозамкнутые асинхронные серии МТКН или МТКF в соответствии с заданным режимом работы. При
большей мощности каждого двигателя используют двигатели с фазным ротором серии МТF
или МТН. Для дальнейшего расчета механизма передвижения потребуются следующие параметры электродвигателя: N, кВт– номинальная мощность двигателя при заданном ПВ,% ;
nдв, об/мин - частота вращения вала двигателя; J, кг·м2 – момент инерции ротора двигателя;
mдв – масса двигателя. Необходимые данные по электродвигателям приведены в табл. П.8.1
– П.8.2
2.3.5. Определение параметров трансмиссии
Ходовое колеса диаметра Dк, м, при заданной скорости передвижения крана Vкр, м/с,
должно иметь частоту вращения nк, об/мин, определяемую по формуле
nк =
60Vкр
πDк
.
(2.15)
Общее передаточное число трансмиссии iтр при номинальной частоте вращения вала
двигателя n получают по формуле
iтр = nдв / nк = iр · iоп,
где iр - передаточное число редуктора;
iоп - передаточное число открытой передачи.
54
(2.16)
Если конструкция ходовой тележки выполняется по рис. 2.8 или 2.11 и общее передаточное число трансмиссии позволяет применить стандартный редуктор с требуемым передаточным числом, то достаточно выбрать соответствующий типоразмер редуктора ВКУ с учетом вращающего момента на тихоходном валу редуктора Мкт и заданного режима работы
механизма. В конструкции по рис. 2.5 применен редуктор типа Ц2. Необходимую величину
вращающего момента на тихоходном валу определяют по формуле
Mкт = Nдв · iтр · ηтр / ωдв, кН·м,
(2.17)
где ωдв = π · nдв / 30, с-1.
Выбор втулочно-пальцевой муфты типа МУВП для соединения вала двигателя с редуктором осуществляется по крутящему моменту на валу двигателя с учетом коэффициента запаса kзм= 1,45.
Mмд = Nдв · kзм / ωдв, кН·м.
(2.18)
В табл. П.11 приведены технические характеристики втулочно-пальцевых муфт, из которой выбирают типоразмер муфты, способный передавать расчетный Mмд или несколько
больший крутящий момент.
Если предполагается конструкция ходовой тележки, как на рис. 2.1 – 2.3 с использованием приводного агрегата типа ПК-5, то передаточное число открытой передачи будет iоп
= iтр / iр , где iр - передаточное число агрегата ПК-5 (табл. 2.1). Приводное зубчатое колесо,
непосредственно передающее крутящий момент на ходовое колесо, своим диаметром окружности головок не должно превышать диаметр ходового колеса по дорожке его катания.
Ориентировочное значение модуля m зубьев колеса можно взять в табл. П.13.2 для выбранного диаметра ходового колеса. Диаметр начальной окружности зубчатого колеса определяют по формуле dнк = Dк – 2m. Тогда диаметр начальной окружности шестерни будет dнш
= dнк / iоп. В дальнейшем необходимо определить остальные геометрические параметры колеса и шестерни и провести проверку зубьев колес на изгибную и контактную прочность.
После выбора параметров трансмиссии необходимо проверить двигатели на время разгона крана до номинальной скорости вверх по уклону против ветра рабочего состояния для
второго ветрового района:

(Q + Q )⋅ Dк2 
nдв ⋅ 1,2 ⋅ (J р + J м ) + кр 2 гр
4 ⋅ iтр ⋅η тр ⋅ z 

 , с.
tр =
вр

W + Wу + Fин + Fб ⋅ Dк 

9,55 ⋅  M срп − тр


⋅
⋅
i
z
η
⋅
2
тр
тр


(
)
(2.19)
В этой формуле: nдв - номинальная частота вращения вала двигателя, об/мин;
Jр и Jм
- моменты инерции ротора двигателя и соединительной муфты, кг·м2 ; Qкр и Qгр - масса крана и масса груза, кг; Mсрп = 1,6·9550 Nдв / nдв - средний пусковой момент двигателя, Н·м;
Wтр, Wу , Fбвр, Fин - сопротивления движению, Н; z – количество приводных тележек; время разгона крана не должно превышать 6 ÷ 8 с.
55
2.3.6. Выбор тормоза
Тормоз механизма передвижения выбирают из условия обеспечения тормозного момента для плавного торможения с нормативной величиной замедления. Величина замедления для строительно-монтажных и стреловых кранов не должна превышать а ≤ 0,15 м/с 2.
При таком замедлении время торможения механизма будет составлять
tт = Vкр / a, c.
(2.20)
Время торможения не должно превышать 5 ÷ 6 с.
Требуемый тормозной момент на валу двигателя при движении крана по ветру и под
уклон на прямолинейном участке пути вычисляют по формуле
(
)
M т = Fбвр + Wу − Wтр ⋅
(Q + Qгр )⋅ Dк2 ⋅ηо  ⋅ nдв , Н·м.
Dк ⋅ ηо 
+ 1,2 ⋅ (J р + J м ) + кр

2
2 ⋅ iтр ⋅ z 
4 ⋅ iтр ⋅ z
 9,55 ⋅ tт
(2.21)
Здесь Fбвр – нагрузка ветра рабочего состояния, принимаемая по результатам общего
расчета крана [6, 7]; остальные обозначения - как в предыдущих формулах. Нужный типоразмер тормоза, позволяющий реализовать расчетный тормозной момент Мт, выбирают из
прил. (табл. П.10.1 – П.10.2).
Результирующая проверка запаса сцепления ходовых колес с рельсами на отсутствие
буксования при разгоне на подъем против ветра и на отсутствие юза при торможении механизма под уклон по ветру выполняют по формуле
(G
kсц =
+ Gгр )
(ϕ ± w)
z
≥ 1,1 .
Fин ± Wтр ± Wу ± Fбвр
кр
(2.22)
В этой формуле знак «+» принимают при разгоне, знак «-» - при торможении. Силу
инерции при разгоне определяют по формуле Fин=(Qкр + Qгр) Vкр/ tр , при торможении Fин=(Qкр + Qгр) Vкр/ tт.
По результатам расчета из подобранных унифицированных элементов выполняется
компоновочный чертеж механизма передвижения по уже известной или оригинальной схеме.
Рама ходовой тележки имеет, как правило, оригинальную конструкцию. Согласно требованиям Правил устройства и безопасной эксплуатации грузоподъемных кранов рама ходовой
тележки должна иметь опорные детали на случай поломки ходовых колес или их осей.
Опорные детали должны отстоять от головок рельсов не более чем на 20 мм.
2.3.7. Расчет на прочность вала ходового колеса
При проектировании механизма передвижения по рельсовым путям в курсовом проекте
необходимо выполнить расчет на прочность и
долговечность вала ходового колеса и приводной шестерни открытой зубчатой передачи (рис. 2.1 и 2.6). На рис. 2.14 приведен расчетный эскиз вала ходового колеса приводной
двухколесной тележки. При определении
размеров вала в начале проектирования руководствуются следующими соображениями.
Рис. 2.14. Расчетный эскиз вала ходового
колеса приводной тележки
56
Размер d4 принимают по размеру отверстия dхк выбранного ходового колеса (табл.
П.12.1). Диаметр d1= d4+8 мм. Длину b2 вала принимают на 2-3 мм короче, чем ширина L
ступицы колеса. Диаметры d2 должны быть меньше d4 на 3-4 мм и быть кр атными 5 для
обеспечения посадки k7 роликового сферического подшипника. При нагрузке на колесо Rкф
должно выполняться условие Rкф ≤ 2 [Fстп], где [Fстп] – допускаемая статическая нагрузка
на подшипник, по которой осуществляется его предварительный выбор. Размеры: b1 = bn – 2
мм; b3 = bn + 10 мм, где bn - ширина подшипника. Длину шлицевой части вала b4 с полным
профилем шлицов можно принять b4 ≈ d3. Расчет вала на прочность и долговечность выполняют в соответствии с расчетной схемой (рис. 2.15).
Рис. 2.15. Схема действия сил и их моментов на валы ходовых колес
Кинематическая связь ходовых колес тележки осуществляется зубчатой шестерней с
количеством зубьев не менее 17. Ходовые колеса комплектуются серийными зубчатыми колесами, у которых диаметр начальной окружности равен диаметру ходового колеса по дорожке катания (табл. П.13.2). Размер «с» на рис. 2.15 назначают так, чтобы обеспечить удобную установку приводного агрегата (см. рис. 2.4). Величину максимальной окружной силы
F0, действующей в зацеплении шестерни с колесами, принимают из условия возможного
буксования ходового колеса Fо = Rкф · φ (см. п. 2.3.4). Возникающие в зубчатом зацеплении
радиальные силы можно вычислить по формуле
57
Fр = Fо · tg α,
где α = 20° – угол зацепления.
Для удобства дальнейших расчетов окружную Fо и радиальную Fр силы, действующие
на валы ходовых колес, разлагают на вертикальные и горизонтальные составляющие.
Схема действия сил на валы ходовых колес, представленная на рис. 2.15, соответствует
движению тележки вправо. При движении тележки налево схема действия сил на валы будет
аналогичной, только номера валов поменяются местами. Силы, действующие на валы, принимают сосредоточенными и приложенными в середине опорных поверхностей подшипников и колес. Размеры плеч действующих на вал сил определяют по следующим выражениям:
а1 = (b1+b2) / 2 +10 мм; a2 = (b2 + b3) / 2; а3 = (b3 +b4) / 2.
(2.23)
Как видно из эпюр изгибающих моментов, наибольшие нагрузки действуют на вал заднего колеса по ходу движения (колесо 1). Величина наибольшего изгибающего момента в
вертикальной плоскости будет
М1в = R1в· а1,
(2.24)
где R1в =
Rкф ⋅ a 2 + Fв1 ⋅ а3
а1 + а 2
Fв1 = F1+F4.
;
(2.25)
Для определения сил F1 и F4 (см. рис. 2.15) угол γ определяют из конструктивного размещения ходовых колес (размер с) так, чтобы количество зубьев шестерни zш было не менее 17.
Тогда dш = zш · m. Модуль m можно предварительно принять по серийно выпускаемым блокам ходовых колес (табл. П.13.2).
c
.
(2.26)
γ = arc cos
dø + dê
Расчетный изгибающий момент в горизонтальной плоскости будет равен
Мрг = R1г· a1,
где - R1г =
(2.27)
Fг ⋅ a3
; Fг = F2 – F3.
a1 + a 2
(2.28)
Суммарный изгибающий момент в опасном сечении
М из = М 1в + М рг .
2
2
(2.29)
Крутящий момент на валу колеса
Мкр = Fо· dк / 2.
(2.30)
Расчет на статическую прочность сводится к определению запаса прочности по отношению к пределу текучести по нормальным и касательным напряжениям
nТσ =
σТ
τ
, nTτ = T ,
σ из
τ
58
(2.31)
σ из =
М из
;
Wиз
τ=
М кр
Wкр
.
(2.32)
Предел текучести по касательным напряжениям можно условно принимать по соотношению
τТ ≈ 0,6 σТ. Формулы для определения моментов сопротивления валов наиболее распространенных видов поперечных сечений приведены в табл. П.15.
Запас прочности при совместном действии нормальных и касательных напряжений
nT =
nTσ ⋅ nTτ
nTσ
2
+ nTτ
2
〉[nT ].
(2.33)
В табл. 2.11 приведены минимально допускаемые коэффициенты запаса прочности по
пределу текучести [nT] для деталей механизма передвижения.
Таблица 2.11
Коэффициенты запаса прочности по пределу текучести [nT]
Группа режима работы
Механизмы передвижения крюковых кранов
1М, 2М
1,2
2М, 3М
1,3
4М, 5М
1,4
6М
1,6
Если полученный коэффициент запаса оказался меньше допускаемого, следует применить более прочную сталь (табл. П.6.1).
Расчет на выносливость заключается в определении коэффициента запаса прочности по
пределу выносливости для опасного сечения. Опасными сечениями обычно являются сечения, где имеют место концентраторы напряжений (шпоночные канавки, галтели, шлицы, соединения с другими деталями и пр.). Напряжения для этих сечений определяют по формуле
Кσ ⋅ М из + М кр
2
σ=
W
2
,
(2.34)
где W – момент сопротивления при изгибе рассматриваемого сечения (табл. П.15);
Кσ – среднее значение коэффициента концентрации напряжений для этого сечения.
Предварительно можно принять:
- для шпоночных канавок, выточек и галтелей при r / d ≈ 2 Кσ = 2;
- для прямоугольных шлицов Кσ = 2,5;
- для эвольвентных шлицов и валов-шестерен Кσ = 1,7;
- при посадке подшипников с натягом Кσ = 3.
Общий запас прочности по усталости определяется по формуле
n=
nσ ⋅ nτ
nσ + nτ
2
2
≥ [n] ,
(2.35)
где nσ, nτ – коэффициенты запаса прочности по выносливости при изгибе и кручении; n
– коэффициент запаса прочности по выносливости. В табл. 2.12 приведены наименьшие допустимые коэффициенты запаса прочности по выносливости для механизмов передвижения.
59
Коэффициенты запаса прочности по выносливости [n]
Группа режима работы
Механизмы передвижения крюковых кранов
1М, 2М
1,3
2М, 3М
1,4
Таблица 2.12
4М, 5М
1,6
6М
1,7
При симметричном цикле изменения напряжений (вращающиеся детали) коэффициенты nσ, nτ вычисляют по формулам
nσ =
σ −1
Кο
⋅σ
β ⋅ ε σ αE
'
; nτ =
τ −1
Kτ'
⋅τ
β ⋅ ε τ αE
.
(2.36)
В этих формулах приняты следующие обозначения:
σ-1, τ-1 – пределы выносливости стали при изгибе и кручении при симметричном цикле
изменения напряжений; σ-1 = 0,43 σb; τ-1 = 0,22 σb. σb – предел прочности стали при растяжении.
К'σ , К'τ – коэффициенты концентрации напряжений для рассчитываемого сечения вала
при изгибе и кручении.
К'σ = К0σ + Кnσ - 1;
(2.37)
К'τ = К0τ + Кnτ –1,
где К0σ, К0τ - эффективные коэффициенты концентрации для шлицов, шпоночных канавок, галтелей. Их значение определяют по графикам на рис. 2.16, 2.17, 2.18.
Рис. 2.16. Значения К0σ и К0τ для шлицов:
1 – К0τ для прямобочных;
2 – К0σ для прямобочных и эвольвентных
3 – К0τ для эвольвентных
Рис.2.17. Значения К0σ и К0τ
в шпоночной канавке:
1 - К0σ ;
2 - К0τ
60
Рис. 2.18. Значения К0σ и К0τ в галтели при изгибе
(левый график) и при кручении (правый):
1 - h/r = 4, r/d = 0,01…0,02;
2 - h/r = 3, r/d = 0,01…0,03;
3 - h/r = 2, r/d = 0,01…0,05;
4 - h/r = 1, r/d = 0,01…0,1
Кnσ, Кnτ - коэффициенты учета состояния (упрочнения) поверхности. При закалке ТВЧ,
дробеструйной обработке, накатке можно ориентироваться на их значения, указанные в
табл. 2.13. При отсутствии технологического упрочнения Кnσ = Кnτ = 1.
Значения К σ, К
n
n
τ
для поверхностей без упрочнения
Таблица 2.13
σb, МПа
800 1200
Вид
поверхности
400
Шлифованы
Обточены
Не обработаны
1,00 1,00
1,05 1,10
1,30 1,50
1,00
1,25
2,20
β = 1,6 - коэффициент упрочнения, учитывает повышение предела выносливости при поверхностном упрочнении. При отсутствии упрочнения β = 1,0.
εσ и ετ – масштабные факторы при изгибе и кручении, определяемые по рис. 2.19.
61
Рис. 2.19. Значения εσ и ετ: 1 - εσ для углеродистых сталей: 2 - εσ для легированных сталей;
3 - ετ для всех сталей
σαЕ и τ α E - амплитуды нормальных и касательных напряжений, определяемые по эквивалентным нагрузкам при коэффициенте долговечности кд:
σαЕ
=
М экв кд ⋅ М изг
M экв кд ⋅ М кр
; =
τα E =
.
=
W
W
W
Wкр
(2.38)
Коэффициент кд для валов механизмов кранов принимают по графику на рис. 2.20 в зависимости от отношения zц / z0.
z0 - число циклов, соответствующее точке излома кривой усталости:
для валов диаметром d ≤ 100 мм z0 = 5·106;
для валов диаметром d > 100 мм z0 = 107;
для валов всех диаметров, имеющих посадки в соединениях с натягом, z0 = 5·106.
zц - общее число циклов нагружений за срок службы рассчитываемого вала, принимают равным числу оборотов ходового колеса Nс по формуле ( 2.9).
Рис. 2.20. Значения коэффициента долговечности кд: 1 – для беспрессовых посадок и
упрочнения; 2 – для валов с прессовыми посадками; 3 – для валов с упрочнением
62
3. МЕХАНИЗМЫ ПОВОРОТА КРАНА
3.1. Конструкция механизмов поворота
Все стреловые краны, как правило, выполняют полноповоротными, если условия эксплуатации не накладывают каких-либо ограничений по углу поворота крана. Для осуществления поворота на кранах устанавливают механизм поворота, который состоит из двух частей: из приводной части и опорно-поворотного устройства. На рис. 3.1 показаны наиболее
распространенные кинематические схемы приводной части механизмов поворота, устанавливаемые на кранах с поворотной платформой.
Рис. 3.1. Кинематические схемы приводов механизма поворота кранов
Приводная часть механизма поворота состоит из двигателя 1, муфты 2, тормоза 3, редуктора 4, ведущей шестерни 5, фрикционной предохранительной муфты 6. Конструкцию
приводной части в основном определяет исполнение редукторной части механизма. Ось
вращения приводной шестерни 5, как правило, имеет вертикальное расположение. Ось вращения вала двигателя 1 на поворотной платформе может иметь горизонтальное или вертикальное расположение. Для передачи вращения от горизонтального вала на вертикальный в
механизмах поворота используют конические или комбинированные коническоцилиндрические редукторы (схема а). На схеме б с этой целью применен червячный редуктор, возможно применение и комбинированных червячно-цилиндрических редукторов.
При использовании двигателей вертикального расположения применяют редукторы цилиндрические планетарные (схема в) или трехступенчатые цилиндрические с вертикальными
валами (схема г).
Механизмы поворота с электрическими и гидравлическими двигателями выполняют по
схемам в и г. Они более компактны и удобны для обслуживания и ремонта. Механический
привод от двигателей внутреннего сгорания выполняют по схемам а или б. . Стреловые
63
краны работают с грузами на значительном вылете, что при разгоне и торможении механизма поворота крана с грузом при недостаточной квалификации крановщика ведет к возникновению повышенных динамических нагрузок. Это может вызывать поломки деталей привода. Для предотвращения поломок в зубчатых передачах и других элементах трансмиссии
механизмы поворота снабжают специальными устройствами. Наиболее часто в качестве
предохранительных элементов в механизмах поворота применяют встроенные в трансмиссию фрикционные устройства (дисковые или конические), которые по существу являются
постоянно включенными муфтами сцепления.
Конструктивное исполнение опорно-поворотных устройств (рис. 3.2) преследует решение ряда задач: воспринимать вертикальные, горизонтальные нагрузки и опрокидывающий момент от поворотной части с грузом, обеспечить минимальное трение при вращении
поворотной части относительно неповоротной.
Рис. 3.2. Конструктивные схемы опорно-поворотных устройств
Опорно-поворотные устройства (ОПУ) выполняют открытыми с коническими каткам
(схемы 1, 2, 3, 4, 6), с цилиндрическими катками (схемы 5,7) и закрытыми, в виде подшипников шарикового и роликового типа (схемы 8,9). Все открытые ОПУ изготовляются для конкретных типоразмеров кранов. Они имеют центральную цапфу, которая может частично
воспринимать горизонтальные нагрузки и опрокидывающий момент (схемы 1, 2, 5). При
больших опрокидывающих моментах возникает необходимость установки дополнительных
захватов (схемы 3, 4, 7). Конструкция ОПУ по схеме 6 позволяет воспринимать все виды нагрузок. Закрытые ОПУ (схемы 8, 9) предназначены для восприятия всех видов нагрузок.
Они имею самый высокий коэффициент полезного действия, изготовляются серийно специализированными предприятиями по отраслевым нормалям.
64
Рис
Рис. 3.3. Механизм поворота с цилиндрическим соосным редуктором
На рис. 3.3 представлен сборочный чертеж механизма поворота крана с приводом от
электродвигателя и двухступенчатым редуктором с вертикально расположенными соосными
валами. Электродвигатель 1 фланцевого исполнения вертикально укреплен на корпусе
редуктора. Вал электродвигателя соединен со входным валом-шестерней редуктора упругой
втулочно-пальцевой муфтой с тормозным шкивом 2.
Входной вал-шестерня 3 первой
ступни редуктора находится в зацеплении с зубчатым ободом 4. Внутренняя поверхность
обода имеет две конические поверхности, которыми она садится на составную ступицу из
двух дисков. Диски поджимаются друг к другу пружиной 5, обеспечивая передачу крутящего
момента с зубчатого обода 4 на ступицу за счет сил трения по коническим поверхностям и
далее за счет шпонки на вал-шестерню 6. Вал-шестерня 6 обеспечивает также работу плунжерного насоса 7 для принудительной смазки вращающихся частей редуктора. Валшестерня и колесо 8, установленное на выходном валу 9, образуют вторую ступень редуктора. Ведущая шестерня 10 с выходного вала передает крутящий момент на колесо 11 опорноповоротного устройства.
Подобную конструкцию имеет приводная часть механизма поворота с гидравлическим
двигателем автомобильного крана КС-3571 (рис. 3.4).
65
Его приводная часть состоит из двухступенчатого соосного редуктора. Входной вал-шестерня 1 редуктора соединен
зубчатой муфтой 2 с валом гидравлического двигателя 3, на котором установлен тормозной шкив 4. Выходной вал 5
расположен на одной осевой линии со
входным валом и служит ему опорой. На
выходном шлицевом конце вала установлена приводная шестерня 6 открытой
зубчатой передачи опорно-поворотного
устройства. Защита от перегрузок в механизмах с гидроприводом обеспечивается настройкой предохранительных
клапанов гидросистемы.
На рис. 3.5 показан общий вид унифицированной приводной части механизма поворота с трехступенчатым планетарным редуктором вертикального
исполнения. Его кинематическая схема
показана на рис. 3.1,в. Привод может
быть снабжен электрическим или гидравлическим двигателем и установлен
на любой поворотный грузоподъемный
Рис. 3.4. Сборочный чертеж механизма поворота
кран. Несколькими такими приводными
с гидравлическим двигателем
частями можно укомплектовать механизм поворота на необходимую потребную мощность. Промышленностью освоено несколько типоразмеров приводов с различными
передаточными числами и комплектуемыми двигателями мощностью 3,5 - 6 кВт. Корпус
планетарного редуктора привода имеет литую проушину с базой 285 мм и вертикальное посадочное отверстие диаметром 70 мм. На противоположном боку корпуса выполнена проушина с горизонтальным отверстием диаметром 40 мм. Вертикальной проушиной привод
устанавливается на специальную ось на поворотной платформе крана и закрепляется на ней
от осевого перемещения. Возможность поворота редуктора на вертикальной оси позволяет
производить регулировку зубчатого зацепления открытой зубчатой передачи. Закрепление
редуктора, в требуемом для нормальной работы зубчатого зацепления положении, осуществляется с помощью винтовой регулировочной тяги, установленной в проушине с горизонтальным отверстием.
Кинематическое согласование такого привода для обеспечения заданной скорости поворота крана осуществляется за счет установки на выходной вал редуктора специальной
приводной шестерни с расчетным количеством зубьев и модулем, соответствующим модулю зубьев колеса примененного опорно-поворотного устройства. Вариант установки шестерни на редуктор показан на рис. 3.6. Специальная шестерня 1 устанавливается на подготовленную шейку 2 корпуса унифицированного редуктора на шариковых подшипниках 3.
Крутящий момент на шестерню передается валом 4, имеющим шлицевое соединение с водилом выходной ступени редуктора (рис. 3.1, в). Штифт 5 работает на срез и рассчитывается
как предохранительный элемент. От осевого смещения вал удерживается шпилькой 6 с гайкой.
66
Рис. 3. 5. Общий вид унифицированного механизма поворота с электрическим двигателем
и планетарным редуктором
Рис. 3.6. Чертеж установки специальной шестерни в унифицированном механизме поворота
с планетарным редуктором
67
Рис. 3.7. Кинематическая схема механизма поворота башенного крана с неповоротной башней
Кинематическая схема привода оголовка башенного крана с неповоротной башней показана на рис 3.7. Оголовок 1 типа «колокол» вместе со стрелой и противовесной консолью
приводится во вращение шестерней 2, которая обегает
колесо 3, закрепленное на башне. Крутящий момент к
шестерне 2 подводится валом 4 через зубчатую передачу 5. На валу 4 размещена коническая фрикционная
муфта, состоящая из полумуфт 6 и 7. Полумуфта 6
имеет подвижное шлицевое соединение с валом. Ответная часть 7 муфты совмещена с червячным колесом, свободно расположенным на валу. Величина передаваемого фрикционной муфтой крутящего момента регулируется поджатием пружины 8. Червячное
колесо приводится во вращение червяком 9 от двигателя 10 с помощью упругой муфты 11. На валу червяка расположен тормоз 12. Конструктивное исполнение редукторной части такого привода поворота показано на рис. 3.8. Обозначения на этом рисунке соответствуют обозначениям на кинематической схеме
рис. 3. 7.
На рис. 3.8 показан сборочный чертеж механизма поворота крана КС-6472 с гидравлическим
приводом. На валу гидромотора 1 с помощью шпонки укреплена шестерня 2 первой ступени редуктора
Рис. 3. 8. Сборочный чертеж редуктора 3. Внутренние диски дискового тормоза 4 с гидравпривода поворота с предохранительной лическим управлением соединены с валом гидромоконической муфтой
тора. Управление тормозом осуществляется от гидропривода с помощью поршня 5. Редуктор четырехступенчатый с рядным расположением валов. На выходном валу редуктора установлена ведущая шестерня 6, которая находится в зацеплении с зубчатым венцом опорно-поворотного
68
устройства 7. Рядное расположение валов редуктора значительно увеличивает габаритные
размеры редуктора и усложняет компоновку механизмов крана на его поворотной платформе.
Рис. 3. 9. Механизм поворота крана КС – 6471 с четырехступенчатым цилиндрическим
редуктором с рядным расположением валов
3.2. Расчет механизма поворота
Для расчета механизма поворота крана необходимы следующие данные:
- геометрическая схема крана со всеми необходимыми для расчета размерами;
- кинематическая схема механизма поворота;
- грузоподъемность крана согласно грузовой характеристике на максимальном
и минимальном вылетах Qмин, Qмах, т;
- вылет груза максимальный и минимальный в соответствии с грузовой характеристикой Lмах, Lмин, м;
- частота вращения крана, nкр , об/мин;
- сила тяжести поворотной части крана без стрелы, Gкрпов, кН;
- расстояние от оси вращения крана до центра тяжести поворотной части крана
без стрелы, rцтпов, м;
- сила тяжести стрелы Gс, кН;
- сила тяжести крюковой обоймы Gко, кН;
- расстояние шарнира крепления стрелы до оси вращения крана rшс, м;
- расстояние центра тяжести стрелы до оси вращения крана rс, м;
- диаметр опорно-поворотного устройства по осям тел качения Dопу, м;
- боковая и фронтальная наветренные площади поворотной части крана соответственно Sбпов и Sфпов , м2 ;
- предельно допустимый уклон опорной площадки для работы крана βº;
- группа режима работы механизма поворота.
69
Все перечисленные данные принимаются по результатам общего расчета крана. Расчет
механизма поворота крана, как и расчет всякого механизма, предполагает в первую очередь
определение нагрузок, которые необходимо преодолевать рабочему органу механизма. В
общем случае нагрузкой рабочего органа (ведущей шестерни 5, рис. 3.1) механизма поворота
является момент сил сопротивления повороту крана. Выбор ОПУ смотрите в [6].
3.2.1. Определение моментов сил сопротивления повороту
Активными силами сопротивления повороту являются силы трения в опорноповоротном устройстве, давление ветра на боковую площадь крана, составляющие сил тяжести поворотной части крана при расположении его на опорной поверхности с уклоном βº.
Момент от сил трения Мсопу в стандартном опорно-поворотном устройстве принимают
по данным завода-изготовителя или определяют по формулам
при
н
опу
н
опу
М
F
Мсопу = 0,5 w Dопу Fнопу / cos γ
≤
Dопу
4
;
с
М опу = 0,5 w
при
н
М опу
н
опу
F
≥
Dопу
4
(3.1)
Dопу Fнопу

н
/ cos γ 1 + 0,5 1,3 − 3 ⋅ 10− 4 Fору

(
)
н
 4 М опу


⋅ н
− 1
F ⋅D

 опу опу

(3.2)
.
В этих формулах:
w – приведенный коэффициент сопротивления вращению в ОПУ. Для шариковых кругов принимают w = 0, 01; для роликовых – w = 0,012;
Fнопу- суммарная вертикальная нагрузка на ОПУ:
Fнопу= Gкрпов + Gс + Gко + g·Qмах);
(3.3)
γ - угол наклона к вертикали сил, действующих на тела качения ОПУ. Для стандартных ОПУ можно принимать γ = 45º;
Мнопу - момент от нормативных составляющих нагрузок, действующих на поворотную
часть крана относительно центра Ц ОПУ в плоскости подвеса стрелы. Схема приложения сил
показана на рис. 3.10.
Мнопу = [(Gко + g·Qмах)·Lмин] + Gс ·rс + Mврф пов ± Gкрпов · rцт,
где Lмин - минимальный вылет груза согласно грузовой характеристике;
rс - расстояние от оси вращения крана до центра тяжести стрелы;
70
(3.4)
Рис. 3.10. Схема нагружения крана расчетными силами при определении
момента сопротивления повороту от сил трения в ОПУ
Mврф пов – фронтальный момент сил ветра рабочего состояния, действующий только на
поворотную часть крана (включая стрелу и груз) относительно точки Ц ОПУ в плоскости
подвеса стрелы. Mврф пов = Σ(Fврфi· hi).
Значения Fфвр принимают по данным таблицы общего расчета крана для поворотных
частей крана, включая стрелу и груз;
hi – расстояния от геометрических центров фронтальных площадей поворотных частей
крана до плоскости, проходящей через центры тел качения ОПУ;
rцт – расстояние от оси вращения крана до центра тяжести поворотной платформы с
механизмами.
Знак «+» в формуле (3.4) принимают при расположении центров тяжести поворотной
платформы и стрелы по одну сторону от оси вращения крана; знак « - » - по разные стороны.
Сопротивление вращению от давления ветра Мвс определяют в соответствии с расчетной схемой (рис. 3.11). Статическую составляющую ветровой нагрузки, действующую на
каждый расчетный элемент крана, определяют по формуле
Fвi = qрi · Sбрi · kс, Н,
(3.5)
где qрi – распределенное давление ветра на элемент крана в зоне высоты до 10 м;
kс – коэффициент сплошности конструкции; kс≈0,4 для ферм из прямоугольных
профилей; kс≈0,3 для ферм из труб; kс≈1,3 для механизмов; kс≈ 1 для кабин и противовесов;
Sбрi – площадь брутто i-го расчетного элемента, ограниченная контуром его конструкции. Ее принимают по эскизному чертежу, разработанному в результате общего расчета
крана.
Распределенное давление ветра на каждый элемент крана вычисляют по формуле
qрi = q0 ·ki · ci, Па,
71
(3.6)
где q0 = 125 Па - скоростной нормативный напор ветра рабочего состояния независимо
от места установки для строительных и самоходных кранов общего назначения.
ki - коэффициент, учитывающий изменение динамического давления ветра по высоте, принимаемый по табл. 3.1.
Таблица 3.1
Коэффициент изменения динамического давления ветра по высоте сооружения
Высота элемента над уровнем земли, м
Коэффициент k
10
1
20
1,25
40
1,55
60
1,75
100
2,10
200
2,60
350
3,10
ci – коэффициент аэродинамической силы. Величину
аэродинамического коэффициента в зависимости от вида
конструкции и направления действия ветра можно принять
по рис. 3.12.
Наветренную площадь груза можно принять по
табл.3.2.
Максимальный расчетный ветровой момент сопротивления повороту определяют по формуле
Мвс = Σ(± Fвi ) ri, Н·м.
Рис. 3.11. Расчетная схема для
определения момента сопротивления повороту от сил ветрового
давления (в плане)
(3.7)
Знак «+» или «-» силы ветрового давления принимают
в зависимости от расположения относительно оси вращения
ветровой площади (см. рис. 3.11). Если величина получается отрицательной, то ее в дальнейших расчетах используют
как положительную.
Рис. 3.12. Схемы поперечных сечений типичных элементов некоторых
крановых конструкций и их аэродинамические коэффициенты
72
Таблица 3.2
Расчетная наветренная площадь грузов
Qмах, т
Sбр, м²
2,0
4,0
3,2
5,6
5,0
7,1
10,0
10,0
16,0
14,0
20,0
16,0
25,0
18,0
32,0
20,0
63,0
28,0
100,0
36,0
Момент сопротивления вращению Мус при расположении крана на опорной поверхности с
уклоном β определяют в соответствии с расчетной схемой рис. 3.13 по формуле
Мус = Σ(±Gi · ri ) · sin β · sin φ.
(3.8)
В этой формуле β° – угол наклона опорной поверхности крана к горизонту; φ° – угол поворота продольной плоскости крана к плоскости, соответствующей
максимальному углу ската опорной поверхности. На
расчетной схеме обозначены:
Gi – сила тяжести элемента крана;
Fу - составляющая силы тяжести элемента от уклона опорной поверхности;
Fур и Fут - радиальная и касательная составляющие
силы Fу при угле поворота крана φ°.
Максимальная величина момента сопротивления
повороту от уклона опорной поверхности соответствует
повороту стрелы крана на подъем на угол φ = 90°. Минимальная величина – при достижении углаφ = 270°,
когда поворотная часть крана движется под уклон.
С учетом принятых сил по рис. 3.13 максимальный
момент сопротивления повороту при работе на уклоне
β° и угле поворота φ = 90° будет
Рис. 3.13. Схема для расчета сил
сопротивления повороту при
расположении крана на уклоне
Мус = (Qмакс· g + Gко) · sin β · Lмин + Gс sin β · rс – Gкрпов · sin β · rцтпов, кН.
(3.9)
Если величина Мус получается со знаком « - », то в дальнейших расчетах ее используют
как положительную величину.
Суммарный момент сопротивления вращению поворотной части
Мсмакс = Мсопу + Мсв + Мсукл .
(3.10)
3.2.2. Определение мощности двигателя механизма
Необходимая расчетная мощность двигателя механизма поворота с учетом переменности действия сил ветра и угла поворота платформы крана может быть определена по формуле
(М
N=
с
опу
)
с
⋅ nкр
+ 0,7 М вс + 0,7 М укл
9,55η мп
73
, кВт.
(3.11)
По табл. П.8 выбирают электродвигатель переменного тока с фазным ротором серии
МТF, имеющий необходимую мощность Nдв, кВт, при заданным режиме работы крана. Для
дальнейших расчетов механизма требуются следующие данные:
частота вращения вала двигателя nдв, об/мин;
максимальный момент двигателя Мдвмакс, кН·м;
момент инерции ротора Jр, кг·м².
Номинальный момент, развиваемый этим двигателем, вычисляют по формуле
Мдвном = 9,55 Nдв / nдв , кН·м.
(3.12)
Выбранный двигатель необходимо проверить по условиям пуска по методике, приведенной в главе 5.
3.2.3. Определение параметров трансмиссии
Общее передаточное механизма поворота
uмп = nдв / nкр .
(3.13)
По табл. П. 9.5 выбирают унифицированный механизм поворота с передаточным числом uр, позволяющий передавать расчетную мощность Nдв, или проектируют удовлетворяющий конструктивно редуктор с оригинальной или известной кинематической схемой. При
необходимости можно составить механизм поворота из 2-3-х унифицированных механизмов
с суммарной мощностью их двигателей равной расчетной. Нет необходимости стремиться
подобрать редуктор с общим передаточным числом uмп. Требуемая величина передаточного
числа достигается за счет открытой зубчатой передачи.
Передаточное число открытой зубчатой передачи, состоящей из зубчатого колеса
опорно-поворотного устройства и ведущей шестерни на выходном валу механизма поворота, получают по формуле
uоп = uмп / uр.
(3.14)
При известном модуле mопу и количестве зубьев zк колеса ОПУ можно получить параметры ведущей шестерни. Количество зубьев ведущей шестерни
zш = zк / uоп .
(3.15)
Диаметр начальной окружности
dш = zш · mопу , мм.
(3.16)
Шестерню с полученными параметрами необходимо проверить на возможность подрезания
ножки зуба и интерференцию профиля шестерни и профиля колеса ОПУ.
Ширину шестерни назначают на 10-12 мм шире зубьев колеса ОПУ:
bш = bк опу + 10 мм.
(3.17)
В дальнейшем необходимо выбрать марку стали шестерни и провести проверку зубьев
шестерни на контактную и изгибную прочность с учетом динамических нагрузок. Для этого
74
вычисляется избыточный момент двигателя, приведенный к оси вращения платформы крана
при работе на горизонтальной местности в безветренную погоду:
Мизб = Мдвмакс · uмп· ηмп - Мсмакс , кН·м.
(3.18)
Моменты инерции вращающихся масс, приведенные к оси вращения поворотной платформы крана:
момент инерции ротора двигателя
Jр пр = 1,25 · Jр ·uмп ² · ηмп , кг·м²;
(3.19)
момент инерции поворотной платформы, рассматриваемой как точечная масса,
Jпп = mкрпов · rцт2, кг·м2;
момент инерции стрелы
J с = mc
(r
2
шс
+ L2мин + rшс ⋅ Lмин )
момент инерции груза как точечной массы
3
(3.20)
, кг·м²;
Jгр = Q · Lмин² · 10³, кг·м2.
(3.21)
(3.22)
Суммарный момент инерции вращающихся масс относительно оси вращения поворотной части крана
Jсум = Jр пр+ Jпп + Jc + Jгр , кг · м2.
(3.23)
Угловое ускорение определяют по формуле
ε = Мизб / Jсум, 1/ с2 .
(3.24)
Время разгона механизма поворота в этом случае будет
tр =
π ⋅ nкр
, с.
30 ⋅ ε
(3.25)
Время разгона механизма поворота может составлять 4-8 с. При использовании в механизме поворота асинхронных короткозамкнутых двигателей с временем разгона значительно
менее 3 с следует применить двигатель меньшей мощности, при t >> 10 c следует установить двигатель большей мощности. При двигателях с фазным ротором следует соответственно увеличить или уменьшить число пусковых ступеней.
Расчет элементов механизма поворота на прочность следует вести с учетом динамического коэффициента. Его величина без учета колебательных процессов может быть определена по формуле
Кд = 1+ Мизб / Мсмакс.
(3.26)
75
3.2.4. Расчет на прочность вала ведущей шестерни
При использовании в механизме поворота крана унифицированного редуктора необходимо проверить на прочность выходной вал редуктора и ведущую шестерню, взаимодействующую с зубчатым венцом опорно-поворотного устройства. На рис. 3.14 показан фрагмент
установки выходного вала в редукторе механизма поворота крана КС-3571.
Сборочный чертеж всего механизма поворота этого крана показан на рис. 3.4. Вал 1 на
рис. 3.14 представляет собой двухопорную, одноконсольную балку. Со стороны зубчатого
колеса 2 второй ступени редуктора на шлицевой конец вала действует только крутящий
момент Мкр, передаваемый валом на выходную
ведущую шестерню 3. На консольном конце
вала, кроме крутящего момента Мкр, действует
радиальная сила Fр, возникающая в зацеплении
шестерни с колесом опорно-поворотного устройства. Порядок предварительного определения геометрических размеров вала можно принять следующим. Исходя из геометрических
размеров ведущей шестерни и расчетного момента сопротивления пово- роту, определяют
передаваемый выходным валом крутящий момент Мкр.
М кр =
(3.27)
где dопу – диаметр начальной окружности
зубчатого колеса ОПУ.
Минимальный диаметр вала, опирающегося на подшипник 4, из расчета только на
кручение вычисляют по формуле
Рис. 3.14. Чертеж выходного вала механизма
поворота крана КС-3571
dв = 3
М с ⋅ dш
⋅ Kд ,
d опу
M кр
0,2[τ ]
,
(3.28)
где [τ] – допускаемые касательные напряжения при кручении. Для стали 45, имеющей
предел текучести при растяжении σт р = 315 МПа, предел текучести при кручении
τт = 0,6
σт р. Для деталей механизмов крюковых кранов, работающих в режиме 4М-5М, с учетом выносливости [τ] = 0,6 τт ≈ 110 МПа. Расчетная схема вала показана на рис.3.15.
Радиальная нагрузка, действующая в зацеплении прямозубых цилиндрических колес
Fрад =
2 M кр ⋅ tgα
Здесь α = 20° - стандартный угол зацепления.
Окружное усилие на шестерне
Fокр =
76
dш
Мс
.
d опу
.
(3.29)
(3.30)
Рис. 3.15. Расчетная схема выходного вала редуктора механизма поворота
к рис. 3.14 (на расчетной схеме вал условно показан горизонтально)
Длины шеек вала а1 и а2 предварительно выбирают так, чтобы получить их минимальную длину:
а1 = bш /2 + e2 +bм + (4÷6)мм+ bп /2; а2 = bп + е1.
(3.31)
.
Размер е2 учитывает зазор между шестерней и крышкой (15 - 18 мм) и толщину стенки
крышки (8 -10 мм) корпуса редуктора. Размер bм определяется толщиной уплотнительных
манжет. Толщина их практически не зависит от диаметра вала и составляет 8, 10, 12 мм. Для
надежного уплотнения обычно ставят 2-3 манжеты. Ширину bп подшипника предварительно
принимают по диаметру вала. Размер е1 выбирают конструктивно. Его можно принять равным диаметру вала dв или меньше. По принятым размерам вычисляют опорные реакции,
действующие на подшипники, и наибольшие изгибающие моменты в плоскостях Z – Y
(формулы 3.32) и X – Y (формулы 3.33).
R1z =
R1x =
Fокр ⋅ (a1 + a 2)
a2
Fрад ⋅ (a1 + a 2)
a2
; R2z =
; R2x =
Fокр ⋅ a1
a2
Fрад ⋅ a1
a2
; M изг z = Fокр ⋅ a1;.
; M изг х = Fрад ⋅ a1.
(3.32)
(3.33)
Суммарный изгибающий момент в расчетном сечении
2
2
М изг = М изг
х + М изг z .
(3.34)
Проверка статической прочности и проверка на выносливость вала ведется по методике, изложенной в пп 2.3.7, по формулам (2.31 – 2.38) с использованием графиков и таблиц
указанного пп.
3.2.5. Проверочный расчет приводной шестерни ОПУ
Приводная шестерня 3 (рис. 3. 14) образует с зубчатым венцом опорно-поворотного
устройства открытую зубчатую передачу. Она должна быть проверена на выносливость по
напряжениям изгиба. Проверка контактной прочности не имеет смысла, так как абразивный
77
износ поверхностей зубьев шестерни происходит быстрее, чем их разрушение от действия
переменных контактных напряжений. Проверочный расчет выполняется по формуле
2 ⋅ 103 Fокр ⋅ K Fα K Fβ K FvYF
(3.35)
σ F1 =
≤ [σ F 1 ].
bш d ш m
Fокр определяют по формуле (3.30);
KFα – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между
зубьями. Для прямозубых передач без коррекции зубьев KFα = 0,75;
KFβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине
при расчете на изгибную прочность. С некоторым повышением запаса прочности его можно
принять KFβ = KНβ, где KНβ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения
нагрузки по ширине при расчете на контактную прочность [8]. KНβ определяют по графику
на рис. 3.16 в зависимости от вида передачи, твердости рабочих поверхностей зубьев и отношения ψbd ширины bш шестерни к ее начальному диаметру dш.
Рис. 3.16. Ориентировочные значения КНβ для цилиндрических передач: а – виды передач; б – КНβ при твердости НВ рабочих поверхностей зубьев любого из взаимодействующих колес ≤ 350; в – при твердости НВ рабочих поверхностей зубьев обоих колес > 350;
1 – 8 – кривые, соответствующие видам передач на рис. а (1ш, 7ш и 1р, 7р – для передач
соответственно на шарико- и роликоподшипниках)
78
Вид передачи, соответствующий установке ведущей шестерни по рис. 3.14, на рис.
3.16, а обозначен позициями 1 и 7.
KFv – коэффициент, определяют по формуле
a
4,76 ⋅ 10− 4 δ F ⋅ g 0 ⋅ vш w ⋅ bш ⋅ d ш
uon
(3.36)
.
К Fv = 1 +
Fокр ⋅ K Fβ
δF и g0 принимают из табл. 3.3 и 3.4.
Таблица 3.3
Значение коэффициента δF
Твердость поверхностей зубьев шестерни Н1 и колеса Н2
Н2 ≤ НВ350 (или Н1 и Н2 ≤ НВ350)
Н1 и Н2 > НВ350
* Без модификации головки; ** С модификацией головки.
Вид зубьев
прямые
прямые
Таблица 3.4
Значения коэффициента g0
Модуль m, мм
3,5 < m ≤ 10
m > 10
5
31
37
δF
0,016*; 0,011**
0,016*; 0,011**
Значения g0 при степени точности колес
6
7
8
42
53
61
48
64
73
9
82
100
Окружная скорость на шестерне vш = π dш nш / 60.
(3.37)
Значение YF для прямозубых зубчатых колес с внешними зубьями определяют по графику на рис. 3.17 в
зависимости от количества зубьев
шестерни и коэффициента коррекции зуба.
Межцентровое расстояние аw для
открытой передачи ОПУ с внутренним зацеплением рассчитывают по формуле
aw= (zк - zш )m / 2.
(3.38)
Допускаемое напряжение при
расчете на изгиб определяют по
формуле
Рис 3.17. Значения коэффициента YF для зубчатых
колес с внешними зубьями
79
[σ F ] = (σ F 0 ) K FC K FL .
[nF ]
(3.39)
Предел выносливости σF0 при
изгибе и коэффициент запаса [nF]
выбирают в табл. 3.5.
КFC учитывает характер изгибной нагрузки. При реверсивной симметричной нагрузке для
нормализованных и улучшенных колес КFC = 0,65; при твердости поверхностей зубьев более 45
НRС - КFC = 0,75.
Таблица 3.5
Значения пределов выносливости σF0 и коэффициентов запаса [nF] сталей
Марки сталей и вид термообработки
20ХН2М, 12ХН2, 12ХН3А и др. (цементация)
18ХГТ, 30ХГТ, 12Х2Н4А и др. (цементация)
25ХГМ (нитроцементация)
25ХГТ, 30ХГТ и др. (нитроцементация)
Стали типа 55ПП и др (закалка ТВЧ)
60ХВ, 60Х, 60ХН и др. (закалка ТВЧ)
35ХМА, 40Х, 40ХН и др. (закалка ТВЧ)
35ХМА, 40Х, 40ХН и др. (нормализация или
улучшение)
Твердость зубьев НRС
поверхности
сердцевины
σF0
[nF]
51 – 63
57 - 63
57 - 63
57 - 63
58 - 62
54 - 60
48 – 60
32 – 45
32 - 45
32 - 45
32 - 45
28 - 35
25 - 35
25 - 35
959
800
1000
750
900
700
600
350 570
1,7
1,7
1,7
1,7
1,7
1,7
1,7
1,65
180 – 350 НВ
КFL учитывает режим нагружения зубьев колес. При твердости рабочих поверхностей зубьев
Н ≤ 350 НВ коэффициент КFL принимают не более 2. При Н > 350 НВ значения КFL ≤ 1,6. Если
число нагружений зубьев больше 4·106, то принимают КFL = 1.Число нагружений зубьев шестерни
за нормативный срок службы крана вычисляют по формуле
Nцш = Z0 tмп (nкр uоп / 60).
(3.40)
Время работы механизма поворота tмп при среднем угле поворота φ° в течение одного рабочего цикла крана
tмп = 2 (φ° / 60 nкр + 6), с
(3.41)
4. Механизм изменения вылета груза
4.1. Классификация механизмов изменения вылета груза
Вылетом груза (стрелы) в стреловых кранах называют расстояние по горизонтали от
оси вращения крана до грузоподъемных канатов. Изменение вылета в стреловом кране можно осуществлять тремя способами: изменением угла наклона стрелы к горизонту, перемещением грузовой тележки по балочной стреле с помощью канатной тяги, удлинением стрелы
телескопической конструкции. На рис. 4.1 – 4.4 показаны принципиальные схемы механизмов для осуществления плавного изменения вылета груза.
80
По схеме на рис. 4.1 изменение угла наклона стрелы и соответственно вылета груза
осуществляется стрелоподъемной лебедкой 1 с помощью канатного полиспаста 2, состоящего из подвижной 3 и неподвижной 4 обойм блоков. Неподвижная обойма может быть закреплена на двуногой стойке, на портале, на оголовке башни, прикреплена тем или иным способом к поворотной платформе крана. Подвижная обойма с помощью канатных тяг прикрепляется к головной части 5 стрелы 6 или может быть установлена непосредственно на ней.
Такую конструкцию называют механизмом изменения вылета с гибкой подвеской стрелы.
Она получила распространение на гусеничных, пневмоколесных, башенных, мачтовых кранах.
По схеме на рис. 4.2 изменение угла
наклона стрелы осуществляется гидроцилиндром. Стрела 1 при такой схеме шарнирно укреплена на портале поворотной
платформы. Гидроцилиндр 2 шарнирно
прикреплен корпусом к поворотной платформе, а штоком – к проушинам на стреле.
Такая схема называется жесткой подвеской
стрелы и
обычно применяется на автомобильных
кранах и кранах на спецшасси автомобильного типа.
Изменение вылета груза путем удлинения стрелы телескопической конструкции является установочным движением
Рис.4.1. Схема механизма изменения вылета
груза при гибкой подвеске стрелы
и осуществляется без груза на крюке или с
грузом массой не более 10-15 % от номинальной (максимальной) грузоподъемности.
Телескопические стрелы получили распространение на мобильных кранах ввиду необходимости перемещения по дорогам с малыми радиусами поворота и с ограничением
по высоте транспортных средств. Количество выдвижных секций у автомобильных
кранов обычно от одной до трех. Известны
краны большой грузоподъемности на специальном шасси автомобильного типа, у коРис. 4.2. Схема изменения вылета при
торых количество выдвижных секций досжесткой подвеске стрелы
тигает девяти. На рис. 4.3 показан чертеж
крана, установленного на шасси 1 автомобиля КАМАЗ-53228. Кран имеет четырехсекционную телескопическую стрелу 2. Изменение вылета груза на таком кране осуществляется как наклоном стрелы, так и ее удлинением (телескопированием). На рис. 4.4 показан
схематический чертеж, а на рис. 4. 5 - кинематическая схема телескопической стрелы, позволяющие понять принцип действия телескопической стрелы.
81
Рис. 4.3. Чертеж автомобильного крана с телескопической стрелой
Рис. 4.4. Схематический чертеж четырехсекционной телескопической стрелы
Рис. 4.5. Кинематическая схема телескопической четырехсекционной стрелы
Внутри корневой секции 1 размещена секция 2, выдвигаемая гидроцилиндром А, который своим штоком прикреплен к корневой секции, а корпусом - к выдвигаемой секции 2.
Корпус и шток гидроцилиндра крепятся к секциям шарнирно. Выдвижение секции 3 относительно секции 2 осуществляется гидроцилиндром Б, который, аналогично гидроцилиндру А,
крепится ко 2-й и 3-ей секциям стрелы. Выдвижение секции 4 осуществляется канатным
мультипликатором. Для этого на свободном конце корпуса гидроцилиндра Б смонтирована
каретка с обводными блоками К (на рис. 4. 5 эти обводные блоки установлены на верхнем
конце секции 3 и обозначены поз. 5). Канаты 6 мультипликатора одним концом прикреплены
к секции 2, а другим концом – к секции 4. Таким образом, при выдвижении секции 3 одно-
82
временно происходит выдвижение секции 4 со скоростью в два раза больше скорости выдвижения секции 3 относительно секции 2. Для втягивания секции 4 также используется канатный мультипликатор, состоящий из втягивающего каната 7 и обводных блоков 8, установленных на нижнем конце секции 3. Такая кинематика позволяет осуществлять работу
крана с несколькими определенными вариантами длины стрелы.
1. Основная длина: все секции вдвинуты.
2. Промежуточная длина: выдвинута секция 2, секции 3 и 4 вдвинуты; секция 2 вдвинута, секции 3 и 4 выдвинуты.
3. Максимальная длина стрелы: все секции выдвинуты.
Изменение вылета (рис. 4. 6) путем перемещения по балочной стреле грузовой тележки,
на которой установлен грузоподъемный полиспаст, в основном применяется на башенных
кранах. Перемещение грузовой тележки 1 по стреле 2 осуществляется лебедкой 3 с помощью тягового каната 4. Схема запасовки тягового каната может быть выполнена по двум
вариантам. В первом случае (рис. 4.7) оба конца тягового каната закрепляют на барабане, а
его середина закреплена на грузовой тележке. По другому варианту оба конца тягового каната закрепляют на грузовой тележке, а средняя часть каната обвивает тяговый барабан двумятремя витками (рис. 4.8). Во всех случаях должно быть предусмотрено устройство для обеспечения оптимального натяжения тягового каната.
Конструкция механизма изменения вылета с канатной тягой позволят осуществлять
строго горизонтальное перемещение груза, что наиболее удобно при строительномонтажных работах. Во всех остальных ранее названных конструкциях горизонтальное перемещение груза сопровождается изменением положения груза по высоте. Для устранения
этого неудобства приходится усложнять конструкцию механизмов изменения вылета.
Рис.4.6. Чертеж балочной стрелы с грузовой тележкой и канатной тягой
Рис. 4.7. Схема запасовки тягового каната с закреплением концов
каната на барабане
83
Рис. 4.8. Схема запасовки тягового каната с закреплением концов каната
на грузовой тележке
4.2. Проектирование механизма изменения вылета с гибкой подвеской стрелы
Механизм изменения вылета с гибкой подвеской стрелы применяют на кранах с решетчатыми стрелами постоянной длины. Такими стрелами в основном оборудуются башенные,
гусеничные, пневмоколесные краны. Гибкая подвеска стрелы предполагает наличие трех характерных опорных точек, позволяющих построить принципиальную схему работы такого
механизма. Такими точками являются (рис. 4.9): опорный шарнир пяты стрелы (точка О),
шарнир головных блоков стрелы (точка С), ось блоков двуногой стойки стреловых самоходных кранов (у башенных кранов это вершина оголовка с блоками) (точка В).
Основу механизма изменения вылета с гибкой подвеской стрелы составляют стрелоподъемный полиспаст и
стрелоподъемная лебедка. Для расчета и
выбора параметров этих механизмов необходимо определить усилие и рабочий
ход стрелового расчала:
lраб = ВС1 – ВС2.
(4.1)
Все исходные геометрические размеры, указанные на рис. 4.9, принимаются по расчетной геометрической схеме крана [6 - 8]. Наибольшая длина
стрелового расчала при горизонтальном
расположении стрелы
Рис. 4. 9. Расчетная схема для определения
рабочего хода стрелового расчала
ВС1 =
Угол α между стрелой и расчалом
α = arc tg
Lc + а
cos α
Hп
.
Lc + a
Длина стрелового расчала при угле наклона стрелы к горизонту 70°
84
.
(4.2)
(4.3)
Lc ⋅ cos 70° + a
.
(4.4)
cos β
Угол между стрелой и стреловым расчалом при наклоне стрелы к горизонту на 70°
ВС2 =
β = arc tg
Lc ⋅ sin 70° − H ï
.
Lc ⋅ cos 70° + a
(4.5)
Для кранов с гибкой подвеской стрелы угол наклона стрелы к горизонту согласно требованиям правил Ростехнадзора не должен превышать 70°. Полученная величина lраб с учетом кратности стрелоподъемного полиспаста будет рабочей длиной каната, которую необходимо разместить на барабане стрелоподъемной лебедки.
lраб = lраб·iсп
(4.6)
Кратность стрелоподъемного полиспаста принимают в 1,5
÷2 раза больше , чем кратность грузоподъемного полиспаста. Под кратностью полиспаста понимают число ветвей каната, на которые распределяется действующее стрелоподъемное усилие.
Емкость барабана стрелоподъемной лебедки должна быть определена с учетом длины
каната, используемого при монтаже (демонтаже) крана. Барабаны стрелоподъемных лебедок
рассчитывают для многослойной навивки каната.
Выбор каната для полиспаста производится по величине максимального действующего
усилия в стреловом расчале Fсп. Расчетная схема для определения этого усилия приведена на
рис. 4.10. Определение усилия в расчале производится для двух случаев: для максимального
и минимального вылета груза. Величины грузов Gгр 1 и Gгр 2 принимают в соответствии с грузовой характеристикой крана для соответствующего вылета.
Рис. 4.10. Схема для определения исходных параметров стрелоподъемной лебедки
Для этого составляются уравнения моментов сил относительно опорного шарнира стрелы (точка О)Σ М i = 0. Для горизонтального положения стрелы (фронтальной ветровой нагрузкой на стрелу и груз, центробежными силами инерции на стрелу и груз из-за малости
85
создаваемых моментов относительно точки О можно пренебречь) уравнение моментов сил
имеет следующий вид:
Gгр1 ⋅ Lс + Gс ⋅
Lс
− Fгк 1 ⋅ Lс ⋅ sin Θ − Fсп 1 ⋅ Lс ⋅ sin α = 0 .
2
(4.7)
Усилие, создаваемое грузоподъемным канатом при подъеме груза на горизонтальной
стреле,
G
(4.8)
Fгк 1 = гр 1 .
iгп ⋅ η гп
Здесь ηгп – КПД грузового полиспаста, iгп – его кратность. Угол наклона грузового каната к горизонту
H гк
.
(4.9)
Θ =arc tg
a + Lc
Это расчетное положение обычно используют для определения усилия в стреловом
расчале башенного крана с балочной стрелой. Для маневровых стрел при минимальном вылете уравнение моментов сил имеет следующий вид:
Lс cos 70°
L sin 70°
+ (Fвс 2 + Fцс 2 ) c
+ (Fв гр 2 + Fц гр 2 )Lс sin 70° −
2
2
− Fгк 2 Lc sin γ − Fсп 2 Lc sin δ = 0.
Gгр 2 Lс cos 70° + Gс
(4.10)
В этом уравнении Fвс2 и Fв гр2 - силы ветра, Fцс2 и Fц гр2 - центробежные силы, действующие соответственно на стрелу и груз.
L sin 70° − H
δ = 70° - β; =
.
(4.11)
γ 70 − arc tg cгк
Lc cos 70° + a
Из уравнения (4.10) находят величину усилия Fcп2 в стреловом расчале и с учетом
кратности и КПД стрелоподъемного полиспаста по ГОСТ 7668 подбирают канат двойной
свивки типа ЛК-РО с разрывным усилием Fразр = kзап Fсп2 / iсп ηcп.
Скорость наматывания каната на барабан стрелоподъемной лебедки при заданном времени полного изменения вылета груза tвыл будет
v = lраб / tвыл,(м/с).
(4.12)
Остальные элементы стрелоподъемной лебедки рассчитываются или подбираются по
каталогам в соответствии с методикой, изложенной в разделе 1 «Механизм подъема груза».
4.3. Проектирование механизма изменения вылета с канатной тягой
В кранах с балочной стрелой изменение вылета груза осуществляется путем передвижения грузовой каретки по стреле с помощью канатной тяги (см. рис. 4.7 и 4.8). Чтобы определить конструктивные параметры тяговой лебедки, необходимо определить действующее
усилие в тяговом канате Fтк , скорость наматывания каната на барабан Vтк , рабочую длину
каната. На рис. 4.11 показана расчетная схема механизма передвижения с канатной тягой
86
Рис. 4. 11. Расчетная схема для определения рабочих параметров тяговой лебедки
Усилие тягового каната Fтк должно преодолевать сопротивления, возникающие при передвижении каретки с грузом по стреле:
Fтк = Wо = W1+W2+W3+W4+W5.
(4.13)
Здесь W1 – сопротивление в ходовых частях каретки с грузом;
W2 - сопротивление от уклона опорной поверхности крана;
W3 - сопротивление от ветрового давления на груз;
W4 - сопротивление, создаваемое полиспастом грузового каната;
W5 – сопротивление обводных блоков движению тягового каната.
Сопротивление от трения в ходовых частях тележки с грузом вычисляют по формуле
W1 = ( Gгр + Gт ) ⋅
µц ⋅ d ц + 2 f
Dхк
⋅ kр .
(4.14)
Коэффициент трения μ шариковых подшипников, приведенный к цапфе колеса, можно
принять μц = 0,012. Коэффициент трения качения колес тележки по направляющим стрелы f
≈ 0,3. Коэффициент трения реборд колес тележки kр = 1,5. Геометрические размеры колес
грузовой тележки принимают в зависимости от действующей на них нагрузки (табл. П.13).
Сопротивление от уклона опорной поверхности грузовой тележки определяют исходя
из допустимого уклона ψ для всего крана. Для строительных башенных кранов принимают ψ
= 0,005 и вычисляют это сопротивление по формуле
W2 = (Gгр + Gт) ψ.
(4.15)
Сопротивление от ветрового давления на груз определяют для рабочего состояния крана при нормативном давлении ветра q = 125 Па и расчетной площади груза Sгр. Величины
расчетных площадей грузов принимают в зависимости от массы груза при максимальной
грузоподъемности [12].
W3 = q· Sгр.
(4.16)
Сопротивление, создаваемое перекатыванием каната грузового полиспаста по блокам,
зависит от числа блоков n, участвующих в проводке каната:
87
n
W4 = (Gгр + Gко) ∑ (1 − ηбл ) .
(4.17)
i =1
Здесь Gко – сила тяжести крюковой обоймы; ηбл - КПД блоков (табл. П.2.1).
Сопротивление W5 обводных блоков, по которым проходит тяговый канат передвижения каретки, зависит от его предварительного натяжения F0. Если оба конца каната закреплены на барабане тяговой лебедки, как на рис. 4.7, то величина предварительного натяжение
тягового каната устанавливается величиной его оптимального провеса fсб на сбегающей ветви fсб ≈ 0,025Lc.
g ⋅ q ⋅ L2c
, Н.
(4.18)
F0 =
8 ⋅ f cб
Здесь g – ускорение свободного падения; q – погонная масса тягового каната, кг/м. Поскольку тяговый канат предстоит еще выбрать, предварительно можно ориентироваться на
погонную массу каната двойной свивки диаметром dк ≈ 12 мм.
(
)
W5 = F0 ⋅ 1 − ηблn ⋅ ηбар ,
(4.19)
где ηбар = 0,98 - КПД барабана тяговой лебедки.
Канат для тяговой лебедки выбирают по разрывному усилию, которое должно быть
Fразр ≥ kзап · Fтк ,
kзап ≥ 4.
Расчетную длину каната lтк для определения длины барабана тяговой лебедки вычисляют с учетом разгрузочных витков каната на барабане:
lтк = Lс + 3· π (Dбар+dк).
(4.20)
Если тяговое усилие в канате передвижения грузовой каретки создается за счет сил
трения каната на барабане (рис. 4.8), то необходимо определить гарантированный угол охвата барабана канатом по формуле
W ⋅k
ln( 0 сц + 1)
F0
, рад,
γ=
f
(4.21)
где kсц – коэффициент запаса сцепления тягового каната с барабаном;
f – коэффициент трения каната по барабану.
Минимальное количество витков каната на барабане в этом случае должно быть не менее 1,5.
Скорость наматывания тягового каната при заданном времени полного изменения вылета tвыл будет
vтк = Lс / tвыл.
( 4.22)
Дальнейший расчет тяговой лебедки ведут по методике, аналогичной расчету грузоподъемной лебедки (раздел 1.4).
88
4.4. Проектирование механизма вылета стрелы крана с гидроприводом
4.4.1. Определение параметров механизма наклона стрелы
Гидравлический привод в механизмах изменения вылета груза широко применяется в
автомобильных кранах и кранах на спецшасси автомобильного типа. Изменение вылета осуществляется изменением угла наклона стрелы с помощью гидроцилиндра. Кинематика изменения вылета, конструктивная разработка схемы изменения угла наклона стрелы с помощью
гидроцилиндра, рассмотрена в учебном пособии [6].
В задачу расчета гидропривода механизм изменения вылета входит определение следующих параметров:
• максимального усилия, действующего на гидроцилиндр;
• выбор рабочего давления в гидросистеме;
• определение параметров гидроцилиндра: диаметра поршня и его ход;
• определение производительности, мощности гидронасоса и выбор его типоразмера.
Для определения максимального усилия, действующего на шток гидроцилиндра при
подъеме стрелы, воспользуемся расчетной схемой на рис. 4.12. Усилие следует определять
для максимального (α = 80°), промежуточного (α = 45°) и минимального (α = 20°) углов н аклона стрелы к горизонту. Для каждого угла наклона определяют усилие на штоке гидроцилиндра при максимально выдвинутых и максимально вдвинутых секциях стрелы. Сила тяжести груза в каждом случае принимается с учетом грузовой характеристики крана, построенной по условию обеспечения его грузовой устойчивости.
Усилие на штоке гидроцилиндра в каждом положении стрелы определяют из уравнения
моментов сил относительно пяты стрелы (точка 0) ∑ М о = 0.
Fгц =
+
Gc ⋅ l gc cos α + Gгр [Lc ⋅ cos α + k ⋅ cos(90 − α )] + Fцc ⋅ l gc ⋅ sin α + Fвс ⋅ lвс ⋅ sin α
r
Fв гр [k ⋅ sin(90 − α )] + Fц гр [k ⋅ sin(90 − α )] − Fк ⋅ m
r
+
(4.23)
, кН .
В этом уравнении все силовые и конструктивные параметры принимают по полученным результатам общего расчета крана. Текущее значение углаα зависит от перемещения xi
штока гидроцилиндра подъема стрелы. Величину углаα можно определить как разность у глов β и θ: α = β - θ. Величины этих углов можно определить по теореме косинусов (см.
фрагмент расчетной схемы на рис. 4.12). Угол θ определяем из треугольника со сторонами n,
d и Lгц:
d 2 + n 2 − L2гц
(4.24)
, где d = a 2 + b 2 ; n = c 2 + e 2 .
θ = arc cos
2d n
Угол β определяют из треугольника со сторонами n, d и ( Lгц + хi ) по формуле
d 2 + n 2 − ( Lгц + хi ) 2
.
2d n
Текущее значение плеча r усилия Fгц гидроцилиндра определяют по формуле
β = arc cos
r = d cos(90 –γ),
89
(4.25)
(4.26)
Рис. 4.12. Расчетная схема механизма вылета с жесткой подвеской стрелы крана
90
γ = arc cos
d 2 + ( Lгц + xi ) 2 − n 2
.
2 ⋅ d ⋅ ( Lгц + xi )
(4.27)
Рабочее давление p в гидросистемах кранов принимают от 10 до 32 МПа. В современных кранах используют давление 20, 25, 28 МПа. При высоких давлениях снижаются габариты гидропередач, уменьшаются потери на трение, но ужесточаются требования к уплотняющим и герметизирующим элементам гидроприводов. При потере герметичности трубопроводов, в особенности их гибких участков, возникает опасность для обслуживающего персонала, которая может привести к нечастному случаю. Элементы гидропривода необходимо
защищать, особенно трубопроводы на гибких участках, экранами и кожухами и вести строгий регулярный контроль состояния гидрооборудования.
При принятом рабочем давлении p (МПа) в гидросистеме и КПД гидроцилиндра
η гц = 0,95 требуемую площадь поршня гидроцилиндра определяют по формуле
=
Sn
Fгц
p ⋅η гц
⋅10−3 , м².
(4.28)
Скорость движения поршня при заданном времени полного изменении вылета tвыл (с) и
полном ходе поршня хп (м) определяют по формуле
xn
, м/с.
(4.29)
tвыл
Расход гидравлической жидкости при изменении вылета и объемном КПД гидроцилиндра ηоб = 1:
(4.30)
Q = S n ⋅ vn / ηоб, м3 /с.
vп =
Мощность, потребляемая насосом при изменении вылета с учетом потерь давления в
трубопроводах (Δpт = 0,5 МПа) и КПД насоса (ηн= 0,9):
N=
( p + ∆pт ) ⋅ Q , кВт.
ηн
(4.31)
Гидроцилиндры для механизмов изменения применяют в специальном исполнении или
выбирают из существующей номенклатуры гидроцилиндров, выпускаемых специализированными предприятиями, по диаметру поршня для принятого рабочего давления в гидросистеме.
(4.32)
d n = 1,27 S n .
Основные размеры и параметры гидроцилиндров по нормали ВНИИстройдормаша приведены в табл. П.16.
4.4.2. Определение параметров механизма выдвижения секций стрелы
Современные стреловые краны, смонтированные на автомобильном шасси или на специальном шасси автомобильного типа, имеют телескопическую стрелу, состоящую из двух
и более секций. Выдвижение секций осуществляют напрямую гидроцилиндром (при одной
иди двух выдвигаемых секциях) или комбинированным приводом, состоящим из гидроцилиндра и канатного мультипликатора (при большем количестве выдвигаемых секций). Для
91
выдвижения секции стрелы, расположенной под угломα к горизонту , необходимо преодолеть составляющую силу тяжести груза с грузозахватным устройством Gгр, собственный вес
секции Gс, составляющую ветровой нагрузки Fв, усилие грузоподъемного каната Fк, действующее параллельно стреле, и силы трения Fтр в ползунах секций. Для примера рассмотрим
определение усилия, необходимого для выдвижения второй секции трехсекционной стрелы
на конечной стадии выдвижения. Третья секция выдвигается канатным мультипликатором
(рис. 4.12 и 4.13). Усилие, необходимое для телескопирования третьей секции, получаем из
суммы проекций сил на ось стрелы:
Fтс 3 =Gгр ⋅ sin α + Gс 3 ⋅ sin α + Fк + Fтр 3 − Fв 3 ⋅ cos α ,
(4.33)
где Fк = Gгр /in ηn;
Fтр3 = 2(ΣМс3·f /Бп);
ΣМс3 – сумма моментов сил, действующих на третью секцию, относительно центра минимальной опорной базы Бп ползунов. f ≈ 0,1 - коэффициент трения ползунов в секциях стрелы.
l sin α
(4.34)
ΣМ с 3 = G3l g 3 cos α + Gгр (lc 3 cos α + k sin α ) − Fк m + Fв 3 c 3
+ Fв гр (lc 3 sin α − k cos α ) .
2
Весовые и ветровые нагрузки на стрелу и ее элементы принимаются по результатам
общего расчета крана (см. табл. для расчета параметров крана)[6,7].
Усилие для телескопирования второй секции также получаем из суммы проекций сил
на ось стрелы, заменив силы, действующие на третью секцию, усилием телескопирования
Fтс3.

1 
(4.35)
Fтс 2 = Gc 2 ⋅ sin α + Fтс 3 1 +  + Fтр 2 − Fв 2 ⋅ cos α ,
 ηм 
где Fтр2 = 2(ΣМс2 ·f / Бп);
ηм =0,98 – КПД канатного мультипликатора.
ΣМс2 вычисляется с учетом сил, действующих на две выдвигаемые секции стрелы:
l
l
ΣМ с 2 = G3 (lc 2 + l g 3 ) cos α + G2 c 2 cos α + Gгр ⋅ [(lc 3 + lc 2 ) cos α + k sin α ] − Fк m + Fв 3 ( c 3 + lc 2 ) sin α +
2
2
l
(4.36)
+ Fв гр [(lc 2 + lc 3 )sin α − k cos α ] + Fв 2 c 2 sin α .
2
Минимальную базу ползунов Бп рекомендуется принимать не менее Н, где Н – высота сечения секции стрелы, в которую помещается выдвигаемая секция.
По найденному усилию телескопирования и принятому давлению в гидросистеме определяют параметры гидросистемы по формулам, как и для гидросистемы изменения вылета
наклоном стрелы. Скорость перемещения головных блоков стрелы Vгб при телескопировании принимают = 0,06÷0,08 м/с.
При проектировании механизма изменения вылета с жесткой подвеской стрелы в курсовом проекте необходимо выполнить расчет на прочность пальцев и сварного соединения
со стрелой проушин для крепления гидроцилиндра наклона стреле.
92
Рис. 4.13. Расчетная схема изменения вылета груза телескопированием стрелы
5. Электрический и гидравлический приводы механизмов кранов
5.1. Электрический привод
Электрический привод механизмов кранов широко применяется на всех видах строительных кранов, за исключением автомобильных. Его отличают такие достоинства, как постоянная готовность к работе не зависимо от температурных условий, удобство и легкость
управления, чистота мест приводов при их обслуживании, высокая экономичность и возможность получения характеристик приводов, отвечающих самым широким эксплуатацион-
93
ным требованиям. Необходимость подключения электроприводов к электрическим сетям в
стреловых самоходных кранах компенсируется применением дизель-электрических установок с генератором переменного или постоянного тока.
Электропривод постоянного тока в строительных кранах применяют при необходимости глубокого плавного регулирования скорости, что значительно усложняет систему питания и управления такими двигателями. Это существенно удорожает такой привод. Поэтому
в строительных кранах предпочтение отдается электроприводу на переменном токе.
Электрический привод на переменном токе осуществляется с помощью специальных
(крановых) трехфазных электродвигателей с короткозамкнутым ротором серий МТКН,
4МТКН, МТКF или фазным ротором серий МТН, 4МТН, МТF. Двигатели с короткозамкнутым ротором из-за больших динамических нагрузок при пуске применяют в крановых механизмах при мощностях до 5…7 кВт. При больших мощностях используют двигатели с
фазным роторм. Крановые электродвигатели допускают значительную кратковременную перегрузку φ = М макс / Мном = 2,5…3. С каждого типоразмера двигателя этих серий можно снимать р азличную мощность в зависимости от продолжительности его включения:
ПВ =
25%, ПВ = 40%, ПВ = 60%, ПВ =100%. Номинальной считается мощность при
ПВ = 25%.
При другой требуемой продолжительности включения ПВт снимаемая мощность может
быть определена по формуле
N = Nнно ПВном / ПВт .
(5.1)
Выбор мощности двигателя производится в три этапа. Сначала производится предварительный выбор мощности двигателя, затем двигатель проверяют с учетом режима работы
механизма и управляющего устройства и далее производится проверка двигателя по условиям обеспечения надежного пуска.
Ориентировочный расчет мощности двигателя Nо осуществляется при статическом и
кинематическом расчете механизма (см. соответствующие разделы расчетов механизмов
кранов). В соответствии с назначением и заданным режимом работы крана устанавливается
режим работы механизма, число включений в час, выбирается управляющее устройство двигателя и его вид (табл. 5.1 – 5.3).
Таблица 5.1
Соответствие групп режима работы кранов
Группа режима работы по ГОСТ 25546
Групп режима по ранней классификации
1К – 3К
Л (легкий)
4К, 5К
С (средний)
6К, 7К
Т (тяжелый)
8К
ВТ (весьма тяж.)
Таблица 5.2
Эксплуатационные данные механизмов подъема стреловых и строительных кранов
Краны
Стреловые
самоходные
Строительные
Режим эксплуатации
Легкий
Число включений
в час nвк
Число часов работы
за год Тг
Средний
Число включений
в час nвк
Число часов работы
за год Тг
60
500
150
1500
60
2500
60
4000
94
Таблица 5.3
Технические данные электропривода с управляющим устройством
Показатель
электропривода
Диапазон мощностей, кВт
Диапазон
регулирования
скорости
Допустимое
число включений в час
Число включений до капитальн. ремонта
Режим работы
механизма
Привод с двигателем с фазным ротором
Кулачковый Магнитный Тиристорный преобраконтроллер контроллер зователь напряжения
2 - 30
2 - 180
2 - 180
Двигатель с кз ротором
Магнитный
Тиристорный препускатель
образователь част.
2 - 15
20 - 100
1-3
1- 5
1 - 10
1-1
1 - 10
120
600
600
120
1200
300 000
1 000 000
10 000 000
300 000
20 000 000
Л, С
С, Т, ВТ
Т, ВТ
Л, С
ВТ
Предварительный расчет мощности двигателя с учетом пускорегулирующей аппаратуры и режима работы механизма производится по формуле
Nдв = Nо / kт .
(5.2)
Коэффициент kт выбирают из табл. 5.4.
Для рассчитанной мощности по каталогу выбирают двигатель, который имеет фактическую мощность Nф. Этот двигатель для строительных кранов проверяют по формуле
ПВд
ПВм
Nф ≥
⋅ N0 ,
k0 k p [η0 − kд (η0 − η э )]
1.15 η0 k э
(5.3)
где η0 - эквивалентный базовый КПД, зависящий от вида привода (табл. 5.4);
ηэ - эквивалентный КПД (выбирается по графику на рис. 5.1 в зависимости от приведенного числа включений в час ппвк ; ппвк = пвк ΣЈ / 1,2 Јр; пвк принимают по табл. 5.4 в соответствии с заданным режимом работы механизма);
k0 - коэффициент потерь холостого хода в зависимости от продолжительности включения двигателя ПВд; k0 принимают по графику на рис. 5.2;
kp - коэффициент, учитывающий увеличение потерь при регулировании в системах с
параметрическим управлением. kp = 1,15(εр - 0,05);
kд - коэффициент, учитывающий влияние динамических потерь энергии на нагрев двигателя (см. табл. 5.4).
Если предварительно выбранный двигатель не удовлетворяет условию (5.1), принимается двигатель большей мощности и расчет повторяется. Во всех случаях производится проверка выбранного двигателя по условию пуска
Ммакс ≥ kзап (Мст макс + Мдин),
где kзап = 1,25 - коэффициент запаса по моменту;
95
(5.4)
Мст макс - максимальный момент статической нагрузки, определяемый при статическом
расчете механизма;
Мдин = Ј ·ε - динамический момент, определяемый из условия обеспечения заданного
ускорения. Ј – моменты инерции всех движущихся частей механизма и машины, приведенные к валу ротора двигателя; ε = ώ / t – угловое ускорение, где ώ – номинальная угловая скорость вала двигателя; t – рекомендуемое время разгона механизма.
Рис. 5.1. График зависимости эквивалентного КПД от вида электропривода с электродвигателем: 1 - двухскоростным короткозамк-
Рис. 5.2. График зависимости потерь холостого хода от продолжительности его включения для двигателей: 1– невентилируемых;
нутым; 2 – с фазным ротором и торможением противовключением; 3 – с фазным ротором и динамическим торможением; 4 – короткозамкнутым с частотным регулированием; 5 – короткозамкнутым
с частотным регулированием
2 – постоянного тока; 3 – вентилируемых малооборотных; 4 - вентилируемых высокооборотных
(серии МТF, МТН)
Таблица 5.4
Коэффициенты для выбора электродвигателей
Вид электропривода
η0
kд
kт
(ΣJ / 1,2 Jр) ≤ 5
Л
пв≤15%
1,35
Асинхронный
односкоростной 0,83 4,0
2р=6 с короткозамкнутым ротором
Асинхронный односкоростной с 0,94 1,25 1,45
короткозамкнутым ротором и частотным регулированием
С фазным ротором при торможе- 0,76 1,25 1,45
нии противовключением
С фазным ротором при динамиче- 0,81 1,25 1,50
ском торможении
Число включений в час
60
пвк
Расчетные коэффициенты для выбора мощности двигателя
Коэффициент загрузки двигателя
kэ
0,60
Коэффициент учета потерь на регулировочных характеристиках для систем с εр
0,05
параметрическим управлением
96
(ΣJ / 1,2 Jр) > 5
С
пв≤25%
1,00
Т
пв≤40%
0,65
Л
пв≤15%
0,20
С
пв≤25%
_
Т
пв≤40
_
1,30
1,15
1,15
1,10
0,70
1,20
0,95
0,75
0,65
0,35
1,30
1,10
0,90
0,85
0,50
120
240
60
0,77
0,79
0,60
0,77
0,79
0,075
0,10
0,05
0,075
0,10
120
240
5.2. Гидравлический привод
5.2.1. Общая характеристика гидравлического привода грузоподъемных кранов
Широкое применение гидравлического привода в стреловых самоходных кранах вызвано рядом требований потребителей, использующих грузоподъемную технику при освоении новых строительных площадок: сокращение потерь времени на перевод крана из транспортного положения в рабочее и наоборот; сложная конфигурация строительных площадок и
стесненные условия работы кранов; повышение точности установки грузов и строительного
оборудования при монтаже; обеспечение при производстве монтажных работ необходимых
диапазонов регулирования скоростей рабочих движений независимо от нагрузки. Таким потребностям в полной мере отвечает гидрообъемный привод механизмов кранов. Гидрообъемный привод отличает также простота передачи энергии к механизмам, имеющим сложную
пространственную кинематику, возможность обеспечения больших передаточных чисел при
малых габаритных размерах, легкость управления в широком диапазоне скоростей, обеспечивающих плавный разгон, торможение и реверсирование, доступность автоматизации и
унификации.
Недостатками объёмных гидроприводов являются: относительно низкий КПД
(0,7…0,8), зависимость работоспособности и надёжности от условий эксплуатации (температура, запылённость воздуха, загрязнённость рабочей жидкости) и квалификации операторов,
высокая стоимость гидрооборудования.
В самом простом варианте гидрообъёмный привод состоит из насоса, гидродвигателя,
контрольно-регулирующей и вспомогательной аппаратуры, гидробака и гидротрубопроводов, соединяющих названные элементы в гидросистему. Такой гидропривод, благодаря незначительной сжимаемости жидкости, обеспечивает достаточно жёсткую связь между гидравлическим насосом и гидравлическим двигателем через рабочую жидкость, перемещаемую
по системе трубопроводов.
Рабочая жидкость в гидросистеме должна обладать рядом свойств. Она должна сочетать в себе свойства рабочего тела, смазочного и охлаждающего материала, не терять эти
свойства в течение заданного срока службы, обладать антикоррозионными, противоизносными, противопенными свойствами. Рабочая жидкость должна быть достаточно вязкой, что
способствует уменьшению утечек через неплотности стыков элементов гидросистемы. С
другой стороны, увеличение вязкости увеличивает потери давления, ухудшая условия работы гидромашин. Высокая вязкость рабочей жидкости при больших скоростях потока и высоких давлениях способствует ее перегреву, потере начальных свойств. Объемные гидроприводы в зависимости от устанавливаемых насосов устойчиво работают при следующих значениях кинематической вязкости рабочей жидкости: 150…1400 сСт - для шестеренчатых насосов, 60…800 - для пластинчатых, 30…500 - для аксиальных. Применение жидкостей, не отвечающих температурным условиям эксплуатации, приводит гидропривод к выходу из
строя. В гидроприводах грузоподъемных машин рекомендуется использовать гидравлические жидкости (масла) ВМГЗ, МГ-30, АМГ-10, И-30А. Характеристики этих жидкостей приведены в табл П.20.
5.2.2. Гидравлическая схема и взаимодействие ее элементов на кране
На рис. 5.3 показана принципиальная гидравлическая схема простейшего гидропривода
с разомкнутым потоком рабочей жидкости. Работа такого привода осуществляется следующим образом. Рабочая жидкость всасывается из бака 9 насосом 1 и проходит через обратный
клапан 2 по напорной магистрали 3 в золотник 4, имеющий три положения: рабочее - подача жидкости в поршневую полость цилиндра 5 и слив из штоковой полости; возвратное -
97
подача жидкости в штоковую полость – слив из поршневой. При нейтральном положении
золтника (как указано на рис. 5.3) жидкость из напорной магистрали 3 золотником направляется в сливную магистраль 6 и через фильтр 8 сливается в бак. Для предохранения гидросистемы от перегрузок напорная линия соединяется со сливной линией через предохранительный клапан 7, сбрасывающий при превышении давления, на которое он отрегулирован,
избыток рабочей жидкости в бак.
Рис. 5.3. Гидравлическая схема гидрообъёмного привода:
1 – насос; 2 – обратный клапан; 3 – напорная магистраль; 4 – гидрораспределитель;
5 – гидроцилиндр (гидродвигатель); 6 – сливная магистраль; 7 – предохранительный клапан;
8 – фильтр; 9 – бак. Стрелками показано направление движения жидкости
при различных положениях золотника
Гидравлический привод реальных машин оснащен большим количеством рабочих и
вспомогательных элементов, обеспечивающих надежную и безопасную эксплуатацию грузоподъемной техники. На рис. 5.4 приведена унифицированная гидравлическая схема, которая
разработана для серийных стреловых самоходных кранов. В ней применены, кроме элементов указанных в схеме на рис. 5.3, такие устройства, как гидромоторы, гидрозамки, регуляторы потока, вращающиеся соединения трубопроводов и другие устройства. Работа и взаимодействие элементов приведенной гидросхемы осуществляется следующим образом.
Из бака 1 гидравлическая жидкость через вентиль 2, используемый при ремонте гидросистемы, забирается насосом 3 и подается в напорную линию. Из напорной линии гидрожидкость может быть направлена двухпозиционным распределителем 4 в шестисекционный
гидрораспределитель 5 с или трехсекционный гидрораспределитель 33.
Распределитель 5 с помощью золотников 5.1 и 5.2 управляет опорными гидроцилиндрами 6 и с помощью золотников 5.5 и 5.6 управляет опорными гидроцилиндрами 13 четырех
выносных опор. Спаренные гидроцилиндры 11 блокировки рессор управляются золотником
5.4. Золотником 5.3 производится управление гидроцилиндрами 10 для перевода выносных
опор в транспортное положение и обратно с помощью гидроклапана «ИЛИ» 8 и золотников
9. Для запирания поршневых полостей гидроцилиндров 6, 13, 11 с целью исключения проседания опор при случайном повреждении гидролиний установлены гидрозамки 7, 12, 14.
Раздельное управление гидроцилиндрами выносных опор позволяет обеспечить установку
крана с уклоном в пределах требований инструкции по эксплуатации крана. Уклон поворотной платформы можно контролировать по креномеру, установленному на поворотной платформе крана.
При направлении распределителем 4 рабочей жидкости в гидрораспределитель 33 предоставляются возможности изменения угла наклона стрелы крана гидроцилиндрами 22,
управляемыми золотником 33.1. Гидроцилиндры 22 снабжены гидрозамками 23 и тормозным клапаном 26, который частично уменьшает сечение сливной гидролинии поршневой
98
полости для плавного опускания стрелы без разрыва потока жидкости, поступающей в
поршневую полость. Гидроцилиндр 25 через обратные гидроклапаны 24 позволяет отслеживать нагрузку, действующую на стрелоподъемные гидроцилиндры, и передавать ее на датчик ограничителя грузоподъемности.
Вращение поворотной платформы крана осуществляется гидромотором 36, управляемым золотником 33.2. Блок гидроклапанов 34 предохраняет гидромотор 36 механизма поворота платформы крана от перегрузок.
Насос 38 забирает жидкость из бака 1 через ремонтный вентиль 39 и подает ее через
центральный коллектор 37 к гидрораспределителю 21 и далее с помощью золотника 21.1 к
гидромотору 20 грузовой лебедки или к гидроцилиндру 16 механизма изменения длины
стрелы с помощью золотника 21.2. Телескопический гидроцилиндр 16 оснащен гидрозамком
17.
С помощью тормозных гидроклапанов 15, 18, и 26 опускают груз, стрелу, уменьшают
длину стрелы с заданной скоростью независимо от попутной нагрузки. В аварийных ситуациях при выходе из строя автомобильного двигателя или насосов опускание груза и поворот
платформы крана осуществляют открытием вентилей 19 и 35. Рабочие золотники, управляющие гидромоторами грузовой лебедки и механизма поворота платформы, оснащены дополнительными золотниками 21.12 и 33.21, которые соответственно управляют гидроцилиндрами тормозов 27 этих механизмов.
Гидроцилиндры 27 тормозов механизма поворота крана и механизма подъема груза одностороннего действия. При остановке соответствующего механизма его тормоз замыкается,
поршневая полость гидроцилиндра соединяется со сливной магистралью, а сам поршень под
воздействием замыкающей пружины вытесняет жидкость из поршневой полости в сливную
магистраль. При включении механизма поршневая полость гидроцилиндра через сблокированный с управляющим золотником распределитель 21.12 соединяется с напорной гидролинией и растормаживает механизм. Управление гидромотором 20 привода грузовой лебедки
осуществляется
золотником
21.1
секции
гидрораспределителя
21.
При включении золотника 33.3 поток рабочей жидкости от насоса 3 суммируется с потоком
жидкости от насоса 36 и обеспечивает ускоренный подъем (опускание) груза или ускоренное
телескопирование стрелы.
При превышении грузоподъемности крана по сигналу ограничителя грузоподъемности
электромагниты гидроклапанов 30 отключаются от источника электропитания и соединяют
гидролинии управления предохранительными клапанами 31 и 32 и гидроцилиндры тормозов
с дренажной гидролинией, в результате чего происходит разгрузка насосов, остановка механизмов и замыкание тормозов.
В гидробак 1, расположенный в непосредственной близости от насосов, жидкость поступает через фильтры 41, в которых установлены предохранительные переливные клапаны.
Тонкость фильтрации жидкости составляет 40 мкм.
В аварийной ситуации, при выходе из строя приводного двигателя или насосов, спуск
груза или опускание стрелы обеспечивается ручным насосом 40, подключаемым вентилями
42. Ручной насос позволяет создать необходимое давление для открытия гидрозамков. Для
аварийного поворота платформы открывают вентиль 35, установленный параллельно гидромотору 36.
99
100
Рис. 5.4. Принципиальная гидравлическая схема грузоподъемного крана КС - 4571
5.2.3. Устройство и назначение элементов гидроприводов
5.2.3.1. Насосы. Насосы служат для преобразования механической энергии, получаемой от электрического или двигателя внутреннего сгорания, в потенциальную энергию сжатой жидкости. В гидроприводе грузоподъемных машин в основном применяют шестеренчатые, лопастные, аксиально-поршневые, аксиально-плунжерные насосы. При сравнительно
небольших габаритах эта группа насосов позволяет создавать в гидросистемах машин давление рабочей жидкости 5 … 32 МПа.
Шестеренчатые насосы по конструкции
наиболее простые и малогабаритные.
На рис. 5.5 показан поперечный разрез односекционного шестеренчатого насоса.
В корпусе 1 размещены шестерни 2 и 3,
находящиеся в зацеплении. Одна из шестерен
является приводной, другая - ведомой. При вращении шестерен рабочая жидкость заполняет
всасывающую полость корпуса. Из всасывающей
полости жидкость, заключенная во впадинах между зубьями шестерен, переносится в камеру нагнетания и выдавливается из этих впадин зубьями сопряженной шестерни в напорную магистраль. Между внутренней поверхностью корпуса
и вершинами головок зуба шестерен между торцами шестер ен и ко р пусом до лжны быть минимальные зазоры. Число зубьев шестерни составляет от 6 до 12. Односекционные насосы развиРис. 5.5. Схема односекционного
вают рабочее давление до 14 МПа (140 кгс/см2),
шестеренчатого насоса
многосекционные - более 14 МПа. Производительность (подача) шестеренных насосов рассчитывают по формуле
Q = 2 π Z m2 B n η0, см3/мин,
(5.5)
где Z – число зубьев ведущей шестерни;
m – модуль зацепления шестерён, см3;
n – частота вращения ведущей шестерни, мин-1;
B – ширина шестерни , см;
η0 – объёмный КПД насоса.
Шестеренные насосы просты по конструкции, малогабаритны и имеют невысокую
стоимость. Основные недостатки – малый КПД (0,7 … 0,85) и небольшой срок службы при
работе с высоким давлением. Их рекомендуется применять в тех гидропередачах кранов, где
величина КПД не имеет существенного значения: приводы выносных опор, гидросистемы
управления и т. п.
Аксиально–поршневые насосы получили наибольшее распространение в гидрообъемных приводах самоходных кранов. Они компактны, имеют высокий КПД при высоких давлениях, малоинерционны, имеют высокую удельную энергоемкость (в некоторых конструкциях до12 кВт/кг). Кинематика аксиально-поршневых гидромашин имеет два варианта.
Принцип действия аксиально-поршневого насоса в варианте с блоком цилиндров, расположенных под углом к приводному валу, поясняется схемой на рис. 5.6.
101
Рис. 5.6. Принципиальная схема аксиально-поршневого насоса
Насос состоит из блока цилиндров 1 с поршнями 2, которые соединены шатунами 3 с
приводным блоком 4, ось вращения которого расположена под некоторым углом
γ к оси
вращения блока цилиндров. Передача вращения от приводного блока к блоку цилиндров
осуществляется с помощью универсального карданного шарнира 5. Благодаря наклону оси
блока цилиндров к оси приводного вала поршни при вращении блока совершают возвратнопоступательное движение.
За один оборот приводного вала каждый поршень совершает
двойной ход (всасывание и нагнетание). Всасывание и нагнетание жидкости происходит через серповидные пазы в опорной
шайбе (распределителе)
(рис. 5.7). В мертвых положениях
поршней впускные (выпускные) отверстия в блоке цилиндров перекрываются перемычками, разделяющими серповидные пазы.
Ширина перемычки b должна быть больше отверстий dk в блоке
цилиндров.
Рис. 5.7. Узел распределения
Величина хода поршня и, следовательно, объемная подача
жидкости в аксиально- насоса зависят от угла наклона блока цилиндров γ
поршневом насосе
(γ = 20°…30°).
В регулируемых насо сах угоγ лизменяется с
помощью специальной системы управления, поддерживающей постоянную мощность, отдаваемую насосом. Теоретическую среднюю производительность насоса с небольшой погрешностью можно подсчитать по формуле
Qт = 0,785 d2 z D n tgγ,
(5.6)
где d - диаметр цилиндров;
z - количество цилиндров (обычно 7 ÷ 9);
D - диаметр блока цилиндров по осям поршней;
n - частота вращения блока цилиндров.
На рис. 5.8 показан конструктивный чертеж нерегулируемого аксиально-поршневого
насоса. Обозначения на чертеже соответствуют ранее изложенному описанию.
102
Рис. 5.8. Чертеж аксиально-поршневого нерегулируемого гидронасоса
Вариант аксиально-поршневого регулируемого насоса с наклонным диском изображен
на рис. 5.9.
Рис. 5.9. Чертеж регулируемого гидронасоса
с наклонным диском
103
В таких гидромашинах блок цилиндров вращается непосредственно приводным валом.
Поршни 1 опираются на наклонный диск 2 и благодаря этому совершают возвратнопоступательное движение, всасывая и вытесняя рабочую жидкость. Рабочий объем насоса
зависит от длины хода поршня. Длина хода определяется положением наклонного диска, который может наклоняться под действием двух дифференциальных сервоплунжеров 3 и пружины 4. В показанном на рис. 5.9 насосе управление подачей насоса осуществляется с помощью пропорционального распределителя 6 с встроенным блоком управлении 7. Управление рабочим объемом насоса с помощью пропорциональной системы с двойным замкнутым
контуром и с датчиками обратной связи по положению опорного диска и по положению
управляющего распределителя обеспечивает наилучшие рабочие характеристики и динамические свойства привода. Величина рабочего объема насоса линейно зависит от управляющего электрического сигнала.
Гидромашины с наклонным диском меньше по габаритным размерам, менее шумны и
более удобны при встраивании в агрегаты, чем машины с наклонным блоком цилиндров.
Они имеют меньший КПД, так как наклонный диск создает боковую составляющую, действующую на поршень, которая создает силы трения в пятнах контакта поршней и цилиндров.
Рост контактных нагрузок ограничивает угол наклона диска до 15…18°.
В гидромашинах с наклонным блоком цилиндров подшипниковые узлы значительно
нагружены осевыми и радиальными силами, что приводит к увеличению размеров подшипниковых узлов и габаритов таких насосов в целом.
Лопастные (пластинчатые) гидронасосы представляют собой камеру (статор) 1, разделенную ротором 2 с радиально подвижными пластинами 3 на секторы (рис. 5.10). Ось ротора
смещена относительно оси статора на величину е так, что ротор имеет плотный контакт со
статором, а подвижные пластины при любом положении ротора отделяют всасывающую полость от нагнетательной. Для уменьшения утечек в местах контакта пластин со статором
пластины поджимаются к статору пружинами или специально подводимым в пазы под пластины рабочим давлением жидкости.
Рис. 5.11. Схематический чертеж
многолопастного насоса
Рис. 5.10. Схематический чертеж
двухлопастного насоса
При повороте ротора в направлении, указанном стрелкой, объем всасывающей камеры
увеличивается, а нагнетательной уменьшается, в соответствии с чем в камере в происходит
всасывание, а в камере н - нагнетание. Для уменьшения пульсации подачи жидкости в насосах ставят от 6 до 17 пластин (рис. 5.11). В насосах, имеющих 17 пластин, пульсация составляет 1,7 %. При увеличении числа пластин уменьшается также действующая на них нагрузка и увеличивается долговечность. Пластинчатые насосы применяют для создания сравнительно невысо ких давлений 1 0 … 1 4 МПа, так как они со здают большие нагрузки на о сь
ротора. Производительность таких насосов подсчитывают по формуле
104
Q = 2 b e n (π D – z s),
(5.7)
где b - ширина лопастей;
e - cмещение оси ротора относительно оси статора;
D - диаметр камеры статора;
s - толщина лопастей;
z - количество лопастей;
n - частота вращения ротора.
Для уменьшения радиальных нагрузок применяют нерегулируемые пластинчатые насосы двойного действия (рис.5.12). Статорная камера такого насоса имеет фасонный профиль, сопряженный радиусными кривыми. Из схемы видно, что каждая пластина за один
оборот ротора нагнетает жидкость два раза. Поскольку рабочее давление жидкости действует
на диаметрально противоположные стороны ротора, подшипники ротора разгружены от сил
давления жидкости. При качественном исполнении лопастные насосы относительно бесшумны в работе и могут обеспечивать практически равномерную (без пульсаций) подачу рабочей жидкости.
Рис. 5.12. Схематический чертеж двухкамерного многопластинчатого насоса
Производительность двухкамерных лопастных насосов c учетом вытеснения объема
жидкости лопастями можно подсчитать по формуле
Q = 2 b n [π (r12 – r22) - (r1 – r2) z s,
(5.8)
r1 и r2 - большая и малая полуоси статора (рис. 5.12).
КПД лопастных насосов составляет η = 0,75…0,8.
5.2.3.2. Гидродвигатели. Гидродвигатели преобразуют энергию потока жидкости в механическую работу механизма. В качестве гидродвигателей в приводах механизмов используются гидромоторы и гидроцилиндры. Выходными параметрами гидромотора являются
крутящий момент и частота вращения. Гидроцилиндры характеризуются толкающим усилием, величиной и скоростью перемещения подвижного звена.
Все рассмотренные ваше бесклапанные гидронасосы могут быть использованы как гидромоторы. При работе насоса в качестве гидромотора давление жидкости действует на
поршни (лопасти, зубья шестерни), создавая вращательное движение этих элементов относительно оси ротора. На валу мотора возникает крутящий момент, пропорциональный величине давления, площади поршня (лопасти, боковой поверхности зуба) и радиусу вращающегося
105
элемента. В механизмах грузоподъемных машин с гидравлическим приводом вращательное
движение обеспечивается радиально-поршневыми или аксиально-поршневыми гидродвигателями. Шестеренные гидромоторы в основном используют в малоответственных механизмах или как вспомогательные.
Радиально-поршневые гидромоторы применяют в передачах, где необходимо обеспечить медленное, равномерное и регулируемое по частоте вращение рабочего органа механизма. На рис. 5.13 приведен чертеж высокомоментного гидромотора шестикратного действия с одиннадцатью поршнями. Внутренняя поверхность статора 1 имеет шесть впадин. Радиусы впадин выбраны такой величины, чтобы их глубина составляла величину е, которая
соответствует ходу поршня 2 с толкателам 3. Поршни с толкателями перемещаются соответственно в цилиндрах и направляющих пазах ротора 4. Подача жидкости в поршневые полости и ее сброс осуществляется через плоскую торцевую систему распределения, состоящую из
торцевого распределителя 5 с дуговыми канавками 6, поджимных стаканов 7, через которые
осуществляется подвод и отвод рабочей жидкости по каналам П и О соответственно.
Рис. 5.13. Чертеж высокомоментного радиально-поршневого гидромотора
Момент, создаваемый таким гидромотором, приближенно можно вычислить по формуле
М= (р1 – р2)еzkSп / π,
(5.9)
где р1 – давление подвода жидкости; р2 – давление отвода (слива) жидкости;
е – ход поршня; z – число поршней;
k – кратность действия поршня за 1 оборот ротора; Sп – площадь поршня.
Частоту вращения вала гидромотора определяют по формуле
п = Qη0/Vо ,
106
(5.10)
где Q – расход жидкости;
η0 – объемный КПД гидромотора;
Vо – рабочий объем гидромотора.
Аксиально-поршневые гидромашины среди поршневых гидромашин отличаются наибольшей компактностью при передаче равной мощности. Они отличаются также малыми
инерционными моментами и способны быстро изменять частоту вращения вала.
На рис. 5.14 показан чертеж аксиально-поршневого регулируемого гидромотора.
Рис. 5.14. Чертеж регулируемого аксиально-поршневого гидромотора
Эта машина отличается от ранее описанной (рис. 5.8) тем, что блок цилиндров 1 опирается на сферический распределитель 2, который может перемещаться по цилиндрическому
пазу 3 в крышке корпуса гидромотора. Через распределитель рабочая жидкость подается поочередно в поршневые полости блока цилиндров 1. Штоки 4 поршней 5, взаимодействуя с
наклонной поверхностью 6 выходного вала 7, создают крутящий момент, который также заставляет поворачиваться блок цилиндров, обеспечивая подачу жидкости в очередную поршневую полость. При перемещении распределителя 2 по цилиндрическому пазу уменьшается
угол наклона оси блока цилиндров к оси выходного вала, уменьшается рабочий объем насоса
и возрастает частота вращения вала 7 при неизменном расходе жидкости на входе насоса.
Минимальный угол отклонения блока цилиндров 7°, максимальный - 25°. Перестановка
распределителя 2 осуществляется толкателем 8 под действием поршня 9 гидроцилиндра 10,
присоединенного к линии управления. При уменьшении момента сопротивления на валу
гидродвигателя снижается давление в полости 11, присоединенной к линии высокого давления гидропередачи, что автоматически приводит к перемещению распределителя 2 и возрастанию скорости вращения вала мотора. Таким образом, регулируемый гидромотор позволяет наилучшим образом использовать мощность двигателя при изменяющемся моменте нагрузки.
Гидродвигателями для линейного перемещения элементов машин служат гидроцилиндры. В приводах строительных машин применяют гидроцилиндры одностороннего и двухсто-
107
роннего действия. Последние бывают одноштоковыми и двухштоковыми. На рис. 5.15 приведены схематические чертежи таких гидроцилиндров.
а
г
б
д
в
е
Рис. 5.15. Схемы гидроцилиндров одностороннего (а, б, в) и двустороннего (г, д, е) действия
В гидроцилиндрах одностороннего действия поршень со штоком движется под давлением рабочей жидкости только в одном направлении. Обратное движение осуществляется
под действием внешних сил (пружин, нагрузи на приводимом рабочем органе). В гидроцилиндрах двустороннего действия поршень со штоком перемещается в обоих направлениях
под действием рабочей жидкости.
Конструктивное исполнение гидроцилиндра, применяемого для изменения угла наклона стрелы грузоподъемного крана, показано на рис. 5.16.
Рис. 5.16. Чертеж гидроцилиндра наклона стрелы автомобильного крана
Этот гидроцилиндр двустороннего действия. Он состоит из цилиндрической гильзы 1 и
приваренной к ней проушины 2 с каналом П для подвода в поршневую полость рабочей
жидкости. На другой конец гильзы навинчена крышка 3 с каналом О. В крышке установлена
направляющая втулка 4 с манжетой 5 и уплотнительными кольцами 6. Внутри гильзы перемещается шток 7. К внешнему концу штока привинчена проушина 8, а на внутреннем его
конце закреплен гайкой 9 поршень 10 с уплотнительными манжетами 11. Для уменьшения
скорости движения поршня со штоком в конце хода и предотвращения ударов поршня на
штоке установлены демпферы дроссельного типа 12 и 13.
108
Усилия и скорости, развиваемые на штоке гидроцилиндра двустороннего действия при
постоянном давлении р и расходе Q в гидросистеме, будут различаться при выдвижении и
втягивании штока.
При выдвижении штоком создается толкающее усилие
скорость штока будет
Fш = 0,785 Dп2 p ηм ,
(5.11)
Vш = Q ηо / 0,785 Dп2.
(5.12)
При втягивании штока создается тянущее усилие
Fт = 0,785( Dп2- dш2 ) p ηм
(5.13)
Vт =Q ηо / 0,785 (Dп2 – dш2).
(5.14)
со скоростью перемещения штока
В этих формулах: Dп – диаметр поршня; dш - диаметр штока; ηм и ηо - соответсвенно
механический и объемный КПД гидропривода.
Конструкции других гидроцилиндров, применяемых в грузоподъемных кранах, показаны на рис. 5.17 и 5.18. Гидроцилиндр по рис. 5.17 используют для выдвижения секций телескопической стрелы крана.
Ход поршня 2 в цилиндре 1 может достигать 6 м и более. Шток 3 выполнен из трубы,
внутри которой проходит трубопровод 4 для подачи гидрожидкости из канала 5 в поршневую полость. В штоковую полость гидрожидкость подается через канал 6. Проушиной 7
шток крепится к неподвижной секции 1 стрелы с помощью сферического подшипника
скольжения 8. В этой конструкции шток 3 остается неподвижным, а перемещается корпус
гидроцилиндра 1, к которому с помощью цапф 9 крепятся элементы выдвижных секций
стрелы.
Рис. 5.17. Гидроцилиндр для выдвижения секций телескопической стрелы крана
109
Гидроцилиндр на рис. 5.18 используется для установки крана на выносные опоры.
Рис. 5.18. Гидроцилиндр вывешивания крана на выносных опорах
В корпусе гидроцилиндра 1 перемещается шток 2, который одновременно выполняет
функцию опоры крана, воспринимающей осевые и боковые нагрузки. Площадь поперечного
сечения штока должна быть достаточной для их восприятия, а наружный конец штока должен иметь сферическое окончание для центрирования нагрузки на шток в случае уклона
опорной поверхности. Крышка гидроцилиндра с уплотнениями 3 и поршень 4 с уплотнениями 5 должны иметь достаточную длину для того, чтобы обеспечивать невысокие удельные
давления на шток и корпус гидроцилиндра при боковых опорных нагрузках.
5.2.3.3. Аппараты управления гидроприводом. Аппараты управления гидроприводом
предназначены для регулирования направления, давления и расхода потока рабочей жидкости.
Гидрораспределители служат для регулирования направления потока жидкости. В
грузоподъемных кранах наибольшее распространение получили гидрораспределители золотникового типа.
Основными параметрами гидрораспределителей, как и другой направляющей гидроаппаратуры, являются номинальный расход Qном и номинальное давление Рном. Под номинальным давлением понимают такое наибольшее давление, при котором гидравлическое оборудование сохраняет свои технические характеристики в течение времени, на которое оно рассчитано. В гидрообъемных передачах самоходных кранов обычно Рном составляет 10 …25 МПа.
Управляющим элементом золотниковых распределителей является перемещающийся
в осевом направлении в расточке корпуса цилиндрический плунжер (золотник), имеющий
несколько кольцевых проточек и осевых дросселирующих каналов. Золотники таких гидрораспределителей уравновешены от действия статического давления жидкости в радиальном
и осевом направлениях. Сами распределители технологичны в производстве, компактны и
допускают пропорциональное регулирование расхода рабочей жидкости.
Перемещение золотников может производиться вручную с помощью рычагов и тяг
или гидравлическими, пневматическими и электромагнитными устройствами, позволяющими автоматизировать систему управления краном.
В зависимости от числа присоединений внешних гидролиний гидрораспределители бывают двух-, трех- и четырехлинейными.
По числу фиксированных или характерных позиций золотника относительно корпуса распределители разделяют на двух-, трех-, четырехпозиционные.
На гидравлических схемах распределитель обозначают разделенным на несколько
частей прямоугольником. Число частей прямоугольника соответствует числу позиций золотника. Для каждой позиции золотника в соответствующей части прямоугольника стрелками
изображают направление потоков жидкости. Закрытый ход изображают тупиковой линией с
поперечным отрезком. Линии подвода и отвода жидкости к золотнику всегда подводят к той
части прямоугольника, которая соответствует нейтральной позиции золотника. Направление
движения рабочего органа механизма в какой-либо позиции золотника (рис. 5.19) определя-
110
ется направлением потока жидкости в той части обозначения золотника, которую нужно
мысленно поставить на место нейтральной позиции.
Рис. 5.19. Конструктивная и гидравлическая схемы четырехлинейного трехпозиционного
гидрораспределителя при различных положениях золотника:
а - нейтральная позиция; б и в - рабочие позиции
На рис. 5.19 изображена конструктивная и гидравлическая схема четырехлинейного
трехпозиционного золотника. Золотник имеет три цилиндрических пояска, а корпус – пять
цилиндрических расточек. При нахождении золотника в нейтральной позиции (схема а) напорная Р, сливная Т линии и линии связи А и В с цилиндром Ц перекрыты. При перемещении золотника из нейтральной позиции вправо (схема б) напорная линия Р соединяется с
поршневой полостью А цилиндра Ц и давление будет перемещать поршень вправо, а жидкость из штоковой полости В цилиндра будет вытесняться в бак Т через открывшуюся линию в распределителе. При перемещении золотника из исходной позиции влево (схема в)
рабочая жидкость под давлением подводится в полость В цилиндра, а из полости А через
распределитель вытесняется в бак.
Для организации управления несколькими механизмами с наибольшим КПД гидросистемы золотники объединяют в блоки, которые могут быть секционными или моноблочными.
Моноблочная конструкция имеет меньшую массу, габариты и минимальные утечки, но
сложнее в ремонте. Схема соединения золотником может быть параллельной, последовательной и индивидуальной.
При параллельном соединении входы всех золотников соединены с напорной линией, а
их выходы – со сливной линией. При такой схеме трудно совмещать управление двумя и более механизмами, так как жидкость стремится в гидродвигатель того механизма, который
имеет наименьшее внешнее сопротивление.
При последовательной схеме линия давления в гидрораспределителе соединена с напорной линией первого золотника, а его линия слива соединена с напорной линией второго
золотника, у которого линия слива соединена с напорной линией третьего золотника и т.д.
Линия слива последнего золотника соединена с линией слива гидрораспределителя. Такая
схема позволяет совмещать управление двумя и более рабочими органами, но при этом развиваемое насосом давление будет равно сумме перепадов давлений в приводимых гидродвигателях.
При индивидуальной схеме к напорной гидролинии может быть присоединена только
линия напора одного золотника. Такая схема может быть реализована лишь при последовательном выполнении операций.
111
В автомобильных кранах применяют секционные распределители с последовательным
соединением золотников и проточной схемой разгрузки насоса при нейтральном расположении всех золотников. Это позволяет плавно включать механизмы без резкого повышения
давления при включении и выключении золотников, реверсировать движение потока жидкости, регулировать рабочие скорости механизмов, предохранять гидросистему от перегрузок,
управлять тормозами механизмов.
На кранах с гидроприводом и телескопической стрелой обычно устанавливают по три
распределителя:
- для управления грузовой лебедкой и выдвижением секций стрелы;
- для управления поворотом, подъемом стрелы и совмещением потоков жидкости для
увеличения скорости подъема груза;
- для управления выносными опорами и блокировкой рессор.
На рис. 5.20 показан чертеж и принципиальная схема гидрораспределителя для управления грузовой лебедкой и выдвижением секций стрелы. Распределитель состоит из пяти
секций: напорной секции 2, рабочей секции 3 с золотником 4 управления лебедкой, промежуточной секции 12, рабочей секции 5 с золотником 6 управления телескопированием стрелы и сливной секции 9. В напорную и сливную секции встроены обратные клапаны 1 и 11. С
золотником 4 жестко связан золотник 14 тормозной приставки. При нейтральном положении
золотников (как на рис. 5.20) жидкость, подводимая к напорной секции через отверстие Н, по
незапертым каналам секций поступает на слив в отверстие С сливной секции.
При переводе золотника 4 вниз (на гидросхеме вправо) жидкость через обратный клапан 1 и открывшиеся каналы VI и Х поступает к гидромотору грузовой лебедки. Одновременно с золотником 4 перемещается золотник 14, который соединяет каналы А и Б. Жидкость поступает в гидроцилиндр тормоза лебедки и размыкает его. Происходит подъем груза. Отработанная гидромотором жидкость через тормозной клапан (на схеме не показан) и
канал VII поступает на слив. При переводе золотника вверх жидкость к гидромотору поступает через канал VII. Жидкость через соединенные отверстия А и Б поступает к гидроразмыкателю лебедки – происходит опускание груза. Отработанная жидкость из гидромотора через канал Х и 1Х поступает на слив.
Если золотник 6 поднят вверх, то жидкость через обратный клапан 11 поступает в канал ХV и штоковую полость гидроцилиндра – происходит выдвижение секций стрелы. Из
поршневой полости жидкость через канал ХIII и полость 9 поступает на слив. При опускании
золотника 6 вниз происходит втягивание секций стрелы.
При одновременном переводе золотников 4 и 6 в нижнее положение осуществляется
совмещение подъема груза и выдвижение секций стрелы. При верхнем положении золотников совмещается опускание груза и втягивание секций стрелы. При других взаимных расположениях золотников получают соответствующие совмещения перемещения груза и секций
стрелы.
Гидрораспределители для управления выносными опорами имеют конструкцию, аналогичную вышеописанной. Согласно требованиям правил устройства и безопасной эксплуатации кранов эти гидрораспределители располагают на ходовой раме и управляют ими вне кабины крановщика. Гидроцилиндры выносных опор должны быть оснащены гидрозамками.
112
Рис. 5.20. Двухсекционный трехпозиционный
гидрораспределитель и его принципиальная
схема для управления лебедкой
и телескопированием стрелы крана КС - 4571
113
Гидрозамок (рис.5.21) является
аппаратом для регулирования потока
жидкости в гидросистеме, в которой
поток жидкости должен проходить в
обоих направлениях.
При прямом потоке жидкости от входа А к выходу Б давление жидкости
поднимает клапан 1, преодолевает
усилие пружины 2. Обратный ток
жидкости запирается клапаном 1. При
необходимости пропустить жидкость
от Б к А одновременно по линии
управления подается часть жидкости
на вход В под поршень 3, который
преодолевает усилие пружины 4 и с
помощью толкателя 5 открывает сначала малый обратный клапан 6, а затем и основной клапан 1. Величина
потока жидкости через отверстие А
зависит от хода поршня 4 и образующейся при этом щели между клапаном
и его седлом. Утечки сбрасываются
через дренажный канал Г.
Предохранительный
клапан
должен ограничивать превышение
давления в гидросистеме выше номинального. Обычно это превышение
устанавливают не более чем на 15–20
Рис. 5. 21. Чертеж гидрозамка и его
%. Вариант конструкции предохраниобозначение на гидравлической схеме
тельного клапана показан на рис. 5 .
22. В этом клапане рабочая жидкость
подводится в полость А и далее через канал Б в седле 1 и канал В золотника 2 в полость Г,
где начинает действовать через канал Д на запорный шариковый клапан 3, поджимаемый
пружиной 4. Поджатие пружины для создания требуемой силы давления на шарик обеспечивается винтом 5. При превышении давления жидкости в полости Г шариковый клапан 3 преодолевает усилие пружины 4 и пропускает жидкость из полости Г по каналу Е в сливную
полость Ж.
Рис. 5.22. Чертеж предохранительного клапана и его обозначение
на гидравлической схеме
114
В полости Г давление уменьшается и давление в полости А, преодолевая усилие пружины 6, отводит золотник 2 от седла 1. Становится открытым прямой путь на слив из полости А в полость Ж для сброса превышающего давления. При достижении в полости А требуемого давления жидкости золотник 2 запирает выход в сливную полость Ж.
Обратный клапан (рис. 5. 23) используют
для регулирования потока жидкости только
в одном направлении. Жидкость в таком
устройстве подается в канал А и, преодолевая усилие пружины 1, поднимает клапан 2
над седлом 3 и пропускает жидкость в канал
Б к исполнительному механизму. Обратное
движение жидкости невозможно, так как
обратный поток будет еще сильнее прижимать клапан к седлу.
Тормозные клапаны в гидросистеме устанавливают для стабилизации скорости раРис. 5.23. Чертеж обратного клапана и его
бочего органа механизма независимо от пообозначение на гидравлической схеме
путной нагрузки.
Тормозные клапаны устанавливают в гидравлических контурах для
стабилизации
скорости
опускания груза, скорости
опускания стрелы, скорости втягивания секций телескопической стрелы. На
рис. 5.24 изображен тормозной клапан с запорнорегулирующим элементом
золотникового типа. Канал
А гидроклапана соединяется с каналом подъема
груза
(стрелы)
гидрораспределителя, а канал Б
– с исполнительным мехаРис. 5.24. Чертеж тормозного клапана и его обозначение
на гидравлической схеме
низмом (гидродвигателем).
Канал В соединяется линией управления с гидрораспределителем. Для подъема груза или стрелы рабочая жидкость
поступает в канал А соответствующего тормозного клапана от гидрораспределителя и, отжав обратный клапан 2 с пружиной 1, проходит по каналу Б к гидродвигателю. При опускании груза или стрелы отработанная жидкость от гидродвигателя поступает в канал Б, но клапан 2 запирает выход в канал А на слив жидкости. Проход в канал А становится возможным
только после подачи давления по линии управления в канал В. Под управляющим давлением
жидкости золотник 3 перемещается и сжимает пружину 4 и открывает проход в канал А. Необходимая устойчивая скорость опускания груза или стрелы обеспечивается конфигурацией
дросселирующей фаски Г золотника 3 , жиклером Д в канале В и регулировкой пружины 4 с
помощью винта 5.
115
Гидроклапан «ИЛИ» служит для разделения потоков рабочей жидкости,
подаваемых к одному и тому же аппарату управления (рис. 5. 25). Рабочая
жидкость может подводиться ко входу
А или Б. При подаче давления на вход
А шариковый клапан 1 открывает проход жидкости только в канал В, при
подаче давления на вход Б шариковый
клапан 2 открывает проход только в
канал В. Взаимодействие гидроклапана «ИЛИ» с другими элементами гидросхемы можно проследить по принципиальной гидросхеме крана КС –
4571 (рис. 5.4, поз. 8), где этот гидроклапан используется в управлении выРис. 5. 25. Чертеж гидроклапана «ИЛИ» и его
движением выносных опор. Отвод
обозначение на гидравлической схеме
утечек осуществляется через канал Г.
Фильтры для очистки рабочей жидкости во многом определяют работоспособность и
долговечность гидравлического привода грузоподъемных кранов. Самоходные строительные краны работают на открытом воздухе в условиях повышенной запыленности. Абразивные частицы (кварцевый песок, полевой шпат и др.) проникают в гидросистему через воздушный фильтр и уплотнители штоков гидроцилиндров, а также при дозаправках рабочей
жидкостью и ремонте. Кроме того, рабочая жидкость в процессе эксплуатации загрязняется
продуктами износа деталей гидрооборудования.
Попадая в зону трения, абразивные частицы способствуют интенсивному износу трущихся деталей и выходу из строя гидрооборудования. Наиболее подвержены воздействию
абразивных частиц насосы и гидромоторы. Отсутствие или недостаточная эффективность
фильтра сокращает срок службы насосов в 10—12 раз.
Самыми опасными частицами для направляющей и регулирующей гидроаппаратуры
являются также частицы размером 75% (и более) зазора в прецизионных парах золотников.
Для насосов и гидродвигателей наиболее опасными являются крупные частицы, так как интенсивность износа прямо пропорциональна размеру частиц.
Для очистки рабочей жидкости от механических примесей в гидроприводе машин применяют различные фильтрующие устройства (фильтры). По способу удаления механических
примесей фильтры подразделяются на два класса: фильтры механического действия и фильтры силового действия. По характеру задержания абразивных частиц фильтры механического
действия делятся на поверхностные и глубинные (объемные). К поверхностным фильтрам относятся сетчатые, проволочные, бумажные и тканевые, то есть такие фильтры, у которых
задержание примесей происходит на поверхности фильтрующего элемента. К глубинным
фильтрам относятся металлокерамические и многослойные фильтры, в которых механические примеси задерживаются в объеме фильтрующего элемента.
Процесс очистки рабочей жидкости в фильтрах силового действия основан на удалении
механических примесей воздействием одного из силовых полей. В зависимости от вида силового поля фильтры делятся на гравитационные (отстойники), магнитные, электростатические,
центробежные и вибрационные.
Наибольшее распространение в связи с простотой конструкции, удобством эксплуатации и возможностью многократного использования получили фильтры механического действия с сетчатыми и бумажными фильтрующими элементами. Широко применяются магнитная
116
и гравитационная фильтрации с периодическим сливом отстоя и очисткой магнитов, реже
используется центробежная фильтрация. Для повышения долговечности гидрооборудования следует применять каскадную фильтрацию с использованием нескольких последовательно установленных фильтров с разными принципами очистки.
Основными параметрами фильтров являются условный проход Dу, номинальное давление Рном и номинальная тонкость фильтрации. Требования к тонкости фильтрации повышаются с увеличением номинального давления. Например, для гидроприводов с номинальным давлением 16…25 МПа тонкость фильтрации должна быть 10…25 мкм, а для гидроприводов с Рном 8…14 МПа — 25…40 мкм.
В гидроприводах самоходных кранов применяют в основном линейные фильтры
(ОСТ 22-883-75, ТУ 22-4974-81, ТУ-22-4163-78 или ТУ 22-5530-83) с бумажными или сетчатыми фильтрующими элементами, обеспечивающими тонкость фильтрации 25 и 40 мкм.
Технические характеристики линейных фильтров
приведены в табл. П.19.
Унифицированные линейные фильтры обозначаются следующим образом: первая цифра обозначает
конструктивное исполнение (1 — одинарный, 2 —
сдвоенный), вторая — тип фильтроэлемента (1 — бумажный, 2 — сетчатый), третья и четвертая цифры —
условный проход, а последние две — тонкость
фильтрации, буквы после цифр указывают климатическое исполнение по ГОСТ 15150-69. Например,
линейный одинарный фильтр с бумажным фильтроэлементом, условным проходом 32 мм, тонкостью
фильтрации 40 мкм для районов с умеренным климатом обозначается так: 1.1.32—40 У.
На рис. 5.26 приведена конструкция линейного фильтра. Фильтр состоит из корпуса 1, внутри
которого расположен центральный коллектор 2 с
размещенным на нем сетчатым фильтрпакетом 3.
Внутри крышки 4 размещен перепускной клапан 5.
Отработавшая рабочая жидкость поступает через
вход А, очищается через фильтрпакет и через выход Б и сливается в гидробак.
В процессе эксплуатации гидропривода происходит загрязнение фильтроэлементов, что увеличивает сопротивление потоку жидкости. При значительной или полной закупорке фильтроэлемента
возможно разрушение его под действием давления
жидкости в сливной, подпиточной или напорной
Рис. 5.26. Магистральный фильтр
линии. Переливной клапан 5 срабатывает при
и его обозначение на гидросхемах
давлении 0,35…0,4 МПа (линия подпитки 1,0, а напорная линия 21 МПа). Жидкость, минуя фильтроэлемент, линию подпитки или напорную линию гидросистемы, поступает в гидробак. Переливной клапан срабатывает и при
незагрязненном фильтре, когда вязкость жидкости превышает 600 -10-6 м2/с. Это происходит при низких температурах рабочей жидкости. С целью контроля давления перед
фильтром необходимо устанавливать манометр на давление 1 МПа (сливная линия), 2
МПа (подпиточная линия) и 25 МПа (напорная линия), это позволит оператору своевременно осуществить замену бумажного или промывку сетчатого фильтроэлемента. Во избежание загрязнения рабочей жидкости рекомендуется промывать фильтрующие эле-
117
менты через каждые 50 часов работы, регулярно сливать осадок из фильтра через пробку 6.
Устанавливают фильтры на сливной линии перед гидробаком, а подпиточные и
напорные фильтры после насоса подпитки или основного насоса. Их располагают в
вертикальном положении стаканом вниз так, чтобы ось штуцеров была выше уровня рабочей жидкости в баке не менее чем на 50 мм. Для удобства обслуживания при замене
фильтроэлементов необходимо под фильтром иметь свободное пространство не менее 150
мм.
Центральный коллектор служит для передачи
рабочей жидкости с неповоротной части крана
на поворотную (рис.5. 27). Коллектор состоит из
корпуса 1, закрепленного на ходовой раме 2
крана так, чтобы его ось совпадала с осью вращения поворотной платформы. Корпус имеет
кольцевые проточки А, Б, В, Г и осевые каналы
с выходом на кольцевые проточки. На корпус
надета гильза 3 с закрепленными на ней штуцерами в местах расположения проточек на корпусе. Гильза с помощью поводков связана с поворотной платформой и вращается вместе с ней.
Кольцевые проточки разделены между собой
резиновыми уплотнительными кольцами 4. Каналы А и Г соединены между собой и служат
для отвода утечек, канал Б – сливной, канал В –
напорный.
Гидробак служит для хранения циркулирующей в гидросистеме рабочей жидкости,
улучшения ее теплоотвода, очистки от мелких
взвесей и предотвращения эмульсирования. В
Рис. 5.27. Чертеж центрального коллектора
грузоподъемных машинах к гидробакам предъи его обозначение на гидросхеме
является ряд требований. Объем гидробака должен быть не менее двух - трехминутной объемной подачи насосов. Бак должен сообщаться с атмосферой через пыленепроницаемый сапун.
Контроль над уровнем жидкости в баке должен осуществляться по масломерному стеклу.
Жидкость из бака должна забираться из верхних слоев, чтобы исключить попадание в гидросистему осадка. Уровень жидкости в баке должен составлять не более 0,8 высоты бака.
Трубопроводы гидросистем кранов выполняют из жестких и эластичных материалов.
Для связи неподвижных относительно друг друга агрегатов используют стальные трубопроводы. При давлениях в гидросистеме до 4…5 МПа применяют сварные трубы, при больших
давлениях применяют цельнотянутые трубы. Для линий управления и подключения контрольных приборов используют медные трубы.
Для связи подвижных относительно друг друга агрегатов применяют эластичные трубопроводы из резинотканевых рукавов при давлениях до 1,6 МПа. При больших давлениях
применяют рукава, состоящие из внутреннего, промежуточного и наружного резиновых слоев, армированных нейлоновой и стальной оплеткой в несколько слоев. Присоединение трубопроводов к агрегатам и между собой осуществляют с помощью конической резьбы или
метрической. Соединение с метрической резьбы требует, как правило, применение дополнительных уплотняющих материалов (резиновых, фторопластовых прокладок, медных шайб).
На рис. 5. 28 показаны варианты соединения трубопроводов: вариант а - соединение развальцованного конца трубы 1 с конусной поверхностью штуцера 2 накидной гайкой 3; вари-
118
ант б - соединение ниппельного окончания трубы 1 и эластичного рукава 2 с помощью хомута 3; вариант в - соединение шарового ниппеля 1 с коническим штуцером 2 накидной гайкой
3.
Рис. 5.28. Варианты соединения трубопроводов в гидросистемах
5.2.4. Расчет параметров гидрообъемных передач
Исходными данными для расчета простого объемного гидропривода являются: принципиальная расчетная схема, экономически обоснованное рабочее давление жидкости в гидросистеме, усилия на штоках гидроцилиндров, крутящие моменты на валах гидромоторов,
скорости перемещения штоков гидроцилиндров, частоты вращения валов гидромоторов,
длины гидролиний, соединяющих гидроагрегаты, граничные эксплуатационные условия.
Расчет объемного гидропривода проводится в следующем порядке.
1. Диаметр гидроцилиндра определяется из соотношения, см:
Dц = 10 2
4 Fшт
,
πPнη ц
(5. 15)
где Fшт – усилие на штоке, кН;
Рн – номинальное давление, кПа;
ηц – КПД гидроцилиндра (ηц = 0,95).
Диаметр цилиндра в соответствии со стандартом принимают по табл. П.16.
2. Мощность, реализуемую гидроцилиндром, находят по формуле, кВт:
Nц =
Fштυ п
ηц
,
(5.16)
где υп – скорость движения поршня, м/с.
3. Мощность гидромотора, кВт:
N гм =
M гмωгм
η гм
,
(5.17)
где Мгм –
м;
ωгм – угловая скорость вала гидромотора, рад/с;
ηгм – полный КПД гидромотора (для шестерённых ηгм = 0,85, для аксиально-поршневых
ηгм = 0,91).
119
4. Для определения подачи насоса находят сначала его мощность NН как сумму мощностей NД всех одновременно работающих гидродвигателей, приняв коэффициенты запаса по
скорости КС = 1,1 … 1,3 по усилию КУ = 1,1 … 1,2:
NH = (Σ NД) KС KУ.
(5.18)
5. Необходимая подача насосов равна, см3 / с:
N H ⋅ 106
QH =
.
P
(5.19)
Выбор типоразмеров насосов и их числа производится по необходимой подаче и принятому номинальному давлению по табл. П 17.1 – 17.6.
6. Частоту вращения насоса, обеспечивающую необходимую подачу, находят по формуле, мин-1,
60QH
n=
,
(5.20)
V0 Z Hηон
где V0 – рабочий объём насоса (подача за один оборот), см3;
ηон – объёмный КПД насоса;
ZH – число насосов.
7. Тип и марку гидрораспределителя выбирают по данным табл. П.18.1 – П.18.2.
8. Для гидромотора справедливо соотношение:
N пгм = М гм ⋅ ωгм = Qгм ⋅ ∆ Ргм /η гм ,
(5.21)
где Nпгм – приводная мощность гидромотора, кВт;
Qгм – расход рабочей жидкости, м3 /с;
ΔРгм – перепад давлений на входе и выходе из гидромотора, кН/м2 (кПа).
Марка гидромотора выбирается исходя из необходимых значений крутящего момента и
угловой скорости исполнительного механизма, с учётом характеристик согласующего редуктора по табл. П.17.5
9. Исходя из номинального расхода и средней тонкости фильтрации выбирают фильтр
по данным табл. П.19.
10. Расчёт трубопроводов состоит в определении их диаметров и потерь давления. Расчёт производится по участкам, выделяемым в гидравлической схеме. Участком считается
часть гидролинии между разветвлениями, пропускающая одинаковый расход при одинаковом диаметре.
По известному расходу и расчётной средней скорости определяют диаметр трубопровода, округляют до ближайших стандартных значений в соответствии с ГОСТ 8734.
Рекомендуется выбирать скорости: для сливной магистрали – 1,4 … 2,2 м /с, для напорной – 3 … 6 м /с.
Диаметр напорной гидролинии равен
DH' =
4QH
, мм;
π υH
120
(5.22)
сливной:
dC' =
4QC
π υC
, мм.
(5.23)
Расчёт труб на прочность сводится к определению толщины стенок.
Толщину δТ, м, стенки тонкостенных труб (DТ/db<1,7) можно определить по формуле
δТ =
Pmax DT
,
2[σ P ]
(5.24)
где Рmax – максимальное давление жидкости, Па;
DT, db – наружный и внутренний диаметры трубы, м;
[σP] – допускаемое напряжение материала трубы, Па.
Допускаемое напряжение равно
[σ P ] =
σB
,
nB
(5.25)
где σВ – предел прочности материала трубы, Па;
nВ – коэффициент запаса прочности (nВ = 3…6).
Для медных труб σВ = 210 МПа, для труб из стали 20Х σВ = 43 6 МПа, из стали
12Х18Н10Т σВ = 549 МПа. Для гнутых труб σВ следует уменьшать на 25%.
После округления значений диаметров до стационарных уточняем значение скоростей:
υH =
4QH
;
π d 2H
υС =
4QС
.
π d С2
(5.26)
(5.27)
11. Для определения потерь давления в трубопроводах вычисляют число Рейнольдса
(Re) и коэффициенты потерь на трение λ:
υ H (C ) d Н (С )
;
ν
А
λН ( С ) =
,
Re Н (С )
Re H (C ) =
(5.28)
(5.29)
где ν – кинематическая вязкость масла, см2 /с;
А – коэффициент для ламинарного движения (А = 75 для стальных труб, А = 150 для
гибких шлангов).
Потери давления в трубопроводах, кПа:
∆PH (C )

 ρ ⋅ υ H2 (C )
LH (C )

,
= 10 λH (C )
+ ∑ ξ H (C ) 


d
2
H
C
(
)


−3
где LH(С) – длина гидролинии, м;
ξ – потери в местных сопротивлениях;
ρ – плотность масла, кг / м3.
121
(5.30)
12. Необходимое давление насоса равно давлению в гидроцилиндре плюс сумма потерь давления в гидролиниях и гидроагрегатах. Полученное давление сравнивают с паспортным давлением насоса, выбранного в табл. П.17.1 – П.17.5, имея в виду, что насос может работать с перегрузкой по давлению до 10%.
13. Расчёт вместимости гидробака
Главным параметром гидробака является его вместимость. От этого параметра зависит значение установившейся температуры рабочей жидкости и интенсивность её нарастания
при пуске машины, время выхода гидропривода на оптимальный тепловой режим, объёмный
КПД гидропривода и в конечном итоге производительно сть машины в целом. Кроме того,
вместимость бака влияет на срок службы рабочей жидкости: чем меньше вместимость, тем
меньше при прочих равных условиях срок службы рабочей жидкости. В идеальном случае
вместимость бака должна быть выбрана так, чтобы замену отработавшей жидкости производить при сезонном обслуживании машин.
Vбк = (2 … 3)V0 n ZН.
(5.31)
Полученные в результате проведённых расчётов значения основных параметров гидропривода полезно сравнить с параметрами серийных самоходных кранов.
Заключение
Грузоподъемные машины являются универсальным средством для перемещения грузов
практически во всех видах производственной деятельности человека. При всем многообразии типов и конструкций грузоподъемных машин они имеют принципиально сходные узлы и
механизмы. Номенклатуру кранов в основном определяют типичные производственные потребности. Для этих условий создаются унифицированные механизмы, которые можно применять на большинстве типоразмеров грузоподъемных кранов. Количественных ограничений по базовым параметрам для современных грузоподъемных машин не существует. Ограничения могут быть только экономического порядка для уникальных кранов. Практика изготовления таких машин использует современные методы расчета и проектирования. Тенденция развития направлена как на создание кранов большой грузоподъемности, так и на расширение выпуска кранов-манипуляторов небольшой грузоподъемности с гидроприводом для
массовых строительно-монтажных работ. Разработка новых типов и специализированных
грузозахватных устройств диктуется необходимостью ускорения погрузочно-разгрузочных
работ, удобства, а также безопасностью производства строительно-монтажных работ. Изготовление и эксплуатация грузоподъемных кранов требует подготовленных инженеровмехаников. Их подготовке и должно способствовать настоящее пособие.
122
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК РЕКОМЕНДУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Александров, М.П. Грузоподъемные машины: учебник / М.П. Александров.- М.:
МГТУ имени Н.Э. Баумана, 2000. - 552 с.
2. Бейзельман, Р. Д. Пошипники качения: Справочник / Р.Д. Безельман, Б.В. Цыпкин,
Л.Я. Перль. – М.: Машиностроение, 1975.-575 с.
3. Вайнсон, А.А. Подъемно-транспортные машины: учебник / А.А. Вайнсон. - М.: Машиностроение, 1989. - 563 с.
4. Вайнсон, А.А. Подъемно-транспортные машины строительной промышленности.
Атлас конструкций: учебн. пособие / А.А. Вайнсон. - М.: Машиностроение, 1976.- 152
с.
5. Калинин, Ю.И. Грузоподъемные машины: учебн. пособие / Ю.И. Калинин, Ю.Ф. Устинов. – Воронеж. гос. арх.- строит. ун-т / Воронеж, 2006 – 75 с.
6. Калинин, Ю.И. Стреловые самоходные краны: учебн. пособие / Ю.И. Калинин, Ю.Ф.
Устинов. – Воронеж. гос. арх.- строит. ун-т / Воронеж, 2008 – 86 с.
7. Калинин, Ю.И. Башенные краны: учебн. пособие / Ю.И. Калинин. - Воронеж. гос.
арх.- строит. ун-т / Воронеж, 2009 – 80 с.
8. Колесник, Н.П. Расчеты строительных кранов: учебн. пособие для студ. вузов / Н. П.
Колесник. – Киев: Вища школа, 1985. - 240 с.
9. Курсовое проектирование грузоподъемных машин: учебн. пособие для студ. вузов /
С.А. Казак, В.Е. Дусье, Е.С. Кузнецов и др. - М.: Высшая школа, 1989. - 319 с.
10. Курсовое проектирование деталей машин: учебн. пособие для студ. вузов
/ В.Н. Кудрявцев, Ю.А. Державин, И.И. Арефьев и др.- Л.: Машиностроение, 1984, 400 с.
11. Проектирование механических передач: учебн.- справ. пособие / С.А. Чернавский,
Г.А. Снесарев, Б.С. Боков и др. – М.: Машиностроение, 1984. - 560 с.
12. Правила устройства и безопасной эксплуатации грузоподъемных кранов ПБ10-38200, Госгортехнадзор России. - М.: НПО ОБТ, 2000. - 195 с.
13. Справочник по кранам. Т.1: Характеристики материалов и нагрузок / под ред.
М. М. Гохберга. - Л.: Машиностроение, 1988. - 536 с.
14. Справочник по кранам. Т.2: Характеристики и конструктивные схемы кранов
/ под ред. М. М. Гохберга. - Л.: Машиностроение, 1988. - 560 с.
123
Приложения
Приложение 1. Режимы работы кранов, механизмов и зависимых коэффициентов
Таблица П.1.1
Группы режимов работы кранов
КоэффиРежим
циент
распределения
нагружения
нагрузок
Легкий - Q 1
0, 125
Средний- Q2
0, 250
Тяжелый – Q3
0, 500
Весьма
тяже1, 000
лый - Q4
U0
Класс
U1
U2
Максимальное
3,2·
6,3·
104
104
А1
А1
А2
А2
А3
А3
А4
1.6·
104
А1
А2
использования
U3 U4
U5
U6
число
рабочих
4·
1,25· 2,5·
1·
105 105
105
106
А2 А3
А4
А5
А3 А4
А5
А6
А4 А5
А6
А7
А5 А6
А7
А8
Л-Q1
С - Q2
Т – Q3
ВТ - Q4
Коэффициент
распределения
нагрузок
0, 125
0, 250
0, 500
1, 000
U9
<4·
106
А8
Таблица П.1.2
Группы режимы работы механизмов
Режим
нагружения
U7 U8
циклов
2·
4·
106 106
А6 А7
А7 А8
А8
Класс
использования
Т1
Т2
Т3
Т4
Т5
Т6
Т7 Т8 Т9
Общая продолжительность использования , ч
200
400 800
1,6 · 3,2 · 6,3 · 12,5· 25· 50· 100·
103
103
103
103
103 103 103
Т0
М1
М2
М1
М2
М3
М1
М2
М3
М4
М2
М3
М4
М5
М3
М4
М5
М6
М4
М5
М6
М7
М5
М6
М7
М8
М6
А7
А8
М7
М8
М8
Таблица П.1.3
Минимальные значения коэффициентов, зависимых от режима работы механизмов:
запаса канатов кзап, тормозов кзт; конструктивных размеров барабана кб, блока кбл
Группа
классификации
М1
М2
М3
М4
М5
М6
М7
М8
Канаты, кзап
подвижные
неподвижные
3,15
2,5
3,35
2,5
3,55
3,0
4,0
3,5
4,5
4,0
5,6
4,5
7,1
5,0
9,00
5,0
124
Барабаны
кб
11,2
12,5
14,0
16.0
18,0
20,0
22,4
25,0
Блоки
кбл
12,5
14,0
16,0
18,0
20,0
22,4
25,0
28,0
Тормоза
кзт
1,5
1,5
1,5
1,75
2,0
2,5
2,5
2,5
Приложение 2. Коэффициенты полезного действия механизмов
Таблица П.2.1
Коэффициенты полезного действия блоков и полиспастов
Подшипники
Качения
Скольжения
КПД блоковη бл при
углах охвата αº
180º
90º
45º
0,98 0,985
0,99
0,95 0,96
0,975
КПД полиспастов ηп при кратности iп
iп
2
3
4
5
6
8
10
ηп
0,92
0,99
0,98
0,97
0,96
0,95
0,93
Таблица П.2.2
Коэффициенты полезного действия передач (средние значения)
Вид передачи
КПД при подшипниках
скольжения
качения
Зубчатая цилиндрическая в масляной ванне
0,96
0,98
= // =
в кожухе с густой смазкой
0,945
0,965
= // =
открытая
0,935
0.955
Зубчатая коническая в масляной ванне
0,95
0,97
= // = в кожухе с густой смазкой
0,935
0,955
= // =
открытая
0,925
0,945
Червячная цилиндрическая передача iр >30
0,74
= // =
14 < iр < 30
0,85
Червячная глобоидная передача 40 < iр < 63
0,65
= // =
20 < iр < 40
0,73
Планетарная с ведомым водилом
0,72
Цепная в масляной ванне
0,95
0,97
Открытая с густой смазкой
0,93
0,95
Таблица П.2.3
Коэффициенты полезного действия простых механизмов (средние значения)
Вид механизма
КПД(среднее значение)
Муфта упругая втулочно-пальцевая
0,992
Муфта зубчатая со смазкой
0,993
Муфта фрикционная
0,9
Передача винт–гайка при угле наклона винтовой линииα,
tgα
0,93
приведенном угле трения ρ и КПД опор η = 0,93 при преtg (α + ρ )
образовании вращательного движения в поступательное
Передача винт–гайка при угле наклона винтовой линииα,
tg (α − ρ )
0,93
приведенном угле трения ρ и КПД опор η = 0,93 при преtgα
образовании поступательного движения во вращательное
Шарнир радиусом r при большом плече рычага а и малом
b ( а − rµ )
b и коэффициенте трения скольжения в опоре μ
a (b + rµ )
Коэффициент Сталь - сталь
Без
0,15
Густая 0,1
Жидкая 0,06
трения
Сталь - чугун
смазки 0,12
смазка 0,08
смазка
0,05
скольжения μ Сталь - бронза
0,1
0,07
0,04
П р и м е ч а н и е. Угол трения ρ = arc tg (μ / cos γ); γ – угол профиля резьбы
125
Приложение 3. Параметры грузовых канатов
Диаметр
ната, мм
Масса в кг
100 пог. м
ка-
Таблица П.3.1
Канат типа ЛК-Р (6 × 19 = 114 проволок, с органическим сердечником) ГОСТ 2688
5,0
5,4
6,8
8,1
8,8
9,5
11,5
12,5
13,5
15,0
16,5
17,5
19,5
21,0
22,0
24,0
25,0
27,5
30,5
32,0
33,0
36,0
38,5
41,0
9,35
11,09
16,65
24,42
29,1
34,23
48,22
55,75
59,76
80,5
97,5
106,8
134,0
163,1
172,1
205,7
223,1
267,4
326,2
359,9
390,0
465,3
539,9
608,8
Расчетный предел проволоки при растяжении, МПа (кгс /мм2)
1370
1470
1568
1666
1764
1863
1962
(140)
(150)
(160)
(170)
(180)
(190)
(200)
Разрывное усилие каната в целом, кН
11,9
14,1
21,1
31,1
37
43,6
61,5
69,7
76,2
102,00
124,00
136,20
170,50
208,00
219,00
262,35
284,00
340,50
416,00
459,05
497,50
593,00
688,50
776,00
12,7
15,1
22,7
33,3
39,6
46,7
65,85
74,8
81,65
109,50
133,00
145,90
182,5
222,8
235,00
281,10
304,50
365,50
445,50
491,90
532,50
635,50
737,50
831,50
Рис. П.3.1. Эскиз каната
по ГОСТ 2688
13,6
16,1
24,2
35,5
42,4
49,9
70,25
79,8
87,05
117,00
141,50
155,65
195,00
237,70
250,50
299,80
325,00
389,50
475,00
524,65
568,00
678,00
786,50
884,00
14,4
17,11
25,7
37,8
45
52,9
74,65
84,7
92,5
124,50
150,5
165,35
207,00
252,50
266,00
318,00
345,50
413,50
504,50
557,45
603,50
720,00
835,50
939,00
15,3
18,1
27,2
40
47,6
56,1
79,05
89,6
97,95
131,50
159,50
175,10
219,50
267,40
282,00
337,25
365,50
438,50
534,50
590,25
639,50
762,50
884,00
994,50
16,1
19,1
28,8
42,2
50,30
59,2
83,45
94,7
103,45
138,50
168,50
184,80
231,50
282,25
297,50
356,00
385,50
462,50
564,00
623,05
674,50
804,50
930,50
104,500
17,0
20,1
30,3
44,4
53
62,4
87,85
98,85
108,85
146,00
177,50
194,00
243,50
297,00
313,50
374,00
406,00
487,00
594,00
655,50
710,50
847,50
---------------
Пример условного обозначения каната с линейным касанием проволок в прядях типа ЛК-Р,
диаметром 15 мм, грузового назначения, из проволоки без покрытия, марки В, левой односторонней
свивки, нераскручивающийся, маркировочной группы1764 МПа (180 кгс /мм2):
Канат 15-Г-В-Л-О-Н-1764 (180) ГОСТ 2688.
Тот же типоразмер каната, но из проволоки марки 1,
оцинкованный по группе ОЖ, правой крестовой
свивки, нераскручивающийся, маркировочной группы1370 МПа (140 кгс /мм2):
Канат 15-Г-1-ОЖ-Н-1370 (140) ГОСТ 2688.
126
Таблица П.3.2
Канат типа ТЛК-О (6 × 27 = 162 проволоки, с органическим сердечником) ГОСТ 3078
Диаметр
каната, мм
Масса в кг
100 пог. м
Расчетный предел проволоки при растяжении, МПа (кгс /мм2)
1270 (130)
11,0
12,0
13,5
15,0
16,0
19,0
20,0
21,5
23,0
24,0
27,0
29,5
32,0
34,5
37,5
40,0
40,92
51,22
65,27
78,63
93,2
124,5
142,3
162,1
187,2
209,2
254,5
314,0
369,3
432,2
497,3
578,7
48200
60500
77000
92600
110000
147500
168500
189500
229000
246500
300000
370500
436000
510000
587500
683000
1370 (140)
1470 (150)
1568 (160)
1667 (170)
1764(180)
1863(190)
66800
83700
106500
128000
152000
203500
232000
265500
306000
342000
416000
514000
609000
707500
814000
943500
70600
88400
112600
135500
160500
214500
245500
279500
323000
360500
439000
540500
637500
746500
858500
998500
Разрывное усилие каната в целом, кН
52000
65100
83000
99800
118500
158000
180500
206000
238000
266000
323500
399000
469500
549500
632000
736000
Рис. П.3.2. Эскиз каната по ГОСТ 3078
56600
70600
89600
107500
127500
170000
194500
221500
255500
286000
347500
428500
504000
589500
678500
789500
59500
74400
94700
114000
135000
181000
206500
235000
272000
303500
369500
456000
536500
628000
722500
841000
63100
79100
100500
121000
143500
192000
219500
250000
289000
323000
393000
484500
570000
667000
767500
8925000
Пример условного обозначения каната с точечным и линейным касанием проволок в прядях
типа ТЛК-О, диаметром 20 мм, грузового назначения, из проволоки без покрытия, марки В, левой
односторонней свивки, нераскручивающийся,
маркировочной группы1764 МПа (180 кгс /мм2):
Канат 15-Г-В-Л-О-Н-1764 (180) ГОСТ 3078. Тот
же типоразмер каната, но из проволоки марки 1,
оцинкованный по группе ОЖ, правой крестовой
свивки, нераскручивающийся, маркировочной
группы 1372 МПа (140 кгс /мм2): Канат 15-Г-1ОЖ-Н-1372 (140) ГОСТ 3078
127
Таблица П.3.3
Канат типа ТЛК-О (6 × 37 = 222 проволоки, с органическим сердечником) ГОСТ3079
Диаметр
каната, мм
Масса в кг
100 пог. м
Расчетный предел проволоки при растяжении, МПа
1270 (130)
15,0
17,0
19,0
20,5
22,5
24,5
26,0
28,0
30,0
32,0
33,5
37,5
41,0
45,0
48.5
52,0
56,0
80,0
99,9
126,6
156,6
183,9
213,8
252,1
282,4
319,2
366,1
415,6
506,1
615,9
735,9
848,0
1006,7
1139
94300
118000
149500
184500
217000
252500
297500
334000
377000
433000
491000
598500
728000
867000
1000000
1190000
1345000
1370 (140)
1470 (150)
1568 (160)
1667 (170)
1764(180)
1863(190)
130500
163000
206500
256000
300500
350000
412500
462000
522500
599500
680000
828500
1005000
1200000
1385000
1645000
1865000
138000
172500
218000
270500
317500
369000
435500
487500
551500
632500
718000
871000
1060000
1270000
1465000
1735000
1965000
Разрывное усилие каната в целом, кН
101500
127000
161000
199000
234000
272000
320500
359500
406500
466000
529000
644500
784000
937500
1075000
1275000
1445000
Рис. П.3.3. Эскиз каната
по ГОСТ 3079
108500
136000
172500
213000
250500
291500
343500
385000
435500
499000
566500
690500
840500
1000000
1155000
1370000
1550000
116000
145000
184000
227500
267500
311000
366500
410500
464000
532500
604500
763000
896500
1070000
1230000
1460000
1650000
123500
154000
195500
242000
284000
330500
389500
436000
493500
566000
642500
782500
952000
1130000
1305000
1555000
1755000
Пример условного обозначения каната с точечным и линейным касанием проволок в прядях типа ТЛК-О, диаметром 28 мм, грузового
назначения, из проволоки без покрытия, марки
В, левой односторонней свивки, нераскручивающийся, маркировочной группы1764 МПа
(180 кгс /мм2):
Канат 28-Г-В-Л-О-Н-1764 (180) ГОСТ 3079.
Тот же типоразмер каната, грузового назначения, но из проволоки марки 1, оцинкованный
по группе ЖС, правой, крестовой свивки, нераскручивающийся, маркировочной группы
1372 МПа (140 кгс /мм2):
Канат 28-Г-1-ЖС-Н-1372 (140) ГОСТ 3079
128
Приложение 4. Крюки однорогие
Крюк
№
Таблица П.4
Основные размеры однорогих крюков для грузоподъемных машин (по ГОСТ 6627)
5
6
7
8
9
10
11
12
13
14
15
16
17
18
19
20
21
22
23
24
25
26
Грузоподъемность, т
при режиме работы
1М
4М
6М
1,0
0,8
0,63
1,25
1,0
0,8
1,6
1,25
1,0
2
1,6
1,25
2,5
2
1,6
3,2
2,5
2
4
3,2
2,5
5
4
3,2
6,3
5
4
8
6,3
5
10
8
6,3
12,5
10
8
16
12,5
10
20
16
12,5
20
16
25
20
32
25
40
32
50
40
63
50
80
63
100
80
D
S
32
36
40
45
50
55
60
65
75
85
95
110
120
130
150
170
190
210
240
270
300
320
24
26
30
33
36
40
45
50
55
65
75
85
90
100
115
130
145
160
180
205
230
250
L
Тип
А
Б
90
120
105 130
120 140
130 160
145 180
165 220
180 300
195 375
250 410
280 475
310 520
340 580
415 600
440 630
480 660
535 730
580 800
675 960
735 1050
820 1100
840 1200
860 1300
b
h
20
22
24
26
30
34
38
40
48
54
60
65
75
80
90
102
115
130
150
165
190
200
28
32
36
40
45
52
55
65
75
82
90
100
115
130
150
164
184
205
240
260
290
320
d1
М16
М20
М20
М24
М27
М30
М33
М36
М42
М48
М52
М56
М64
Тр70х10
Тр80х10
Тр90х12
Тр100х12
Тр110х12
Тр120х16
Тр140х16
Тр160х16
Тр170х16
l1
l2
45
50
55
65
70
85
90
95
105
120
135
150
165
180
210
230
260
280
330
360
400
440
25
30
30
35
40
45
50
55
60
70
75
80
90
95
100
115
130
140
150
175
190
210
Масса, кг
Тип
А
Б
0,6
0,7
0,9
1,0
1,3
1,5
1,7
1,9
2,6
2,9
3,6
4,1
4,5
5,7
6,45
8,9
9,6
12,2
13,5
17,7
18
23
26
33
37
44,5
50
56
70
82,5
102
121
130
150
170
206
262
312
353
400
520
600
585
695
Крюки по ГОСТ 6627 имеют два исполнения. Крюки исполнения типа А имеют
укороченное цевье. Крюки исполнения
типа Б имеют удлиненное цевье (сравните параметр L) и применяются в соответствующих крюковых подвесках (см. рис.
1.7)
Пример обозначения крюка грузоподъемностью 10 т, с удлиненным цевьем, для среднего режима работы (2М 4М):
Крюк 16Б ГОСТ 6627.
Рис. П.4. Чертеж грузового крюка
по ГОСТ 6627
129
Приложение 5. Параметры блоков для проводки грузовых канатов
Таблица П.5
Основные размеры профиля обода литых блоков по ОСТ 24.191.05-82 (Рис. П.5)
Диаметр каната, мм
От 11 до 14
Свыше 14 до 16,5
Свыше 14 до 18
Свыше 18 до 23
Свыше 23 до 28
Режим
работы
1М – 4М
5М
6М
1М – 4М
5М
6М
1М – 4М
5М
6М
1М – 4М
5М
6М
D
B
B1
B2
336
406
500
406
500
630
610
710
810
710
810
960
10
12
14
12
14
18
18
20
22
20
22
25
32
36
40
40
42
42
56
63
63
45
53
53
53
58
58
75
85
85
67
95
D1
мм
300
370
460
360
450
580
550
650
750
630
730
880
h
22
27
30
27
30
30
40
r
r1
r2
R
16
12
2
7,5
20
16
3,2
9,5
25
20
5
12,5
32
25
6,3
15,5
45
Рис. П.5. Чертеж профиля ручья блока по ОСТ 24. 191.05 - 82
Примечание. Литые блоки для проводки канатов изготавливают из чугуна и стали.
Правила устройства и безопасной эксплуатации грузоподъемных кранов ПБ10-382-00 запрещают применение литых чугунных блоков в грузоподъемных и стрелоподъемных устройствах. Марки материалов для изготовления литых блоков и барабанов приведены в табл.
П.6. Поддерживающие блоки, предназначенные для ограничения провеса каната, должны
иметь минимальный диаметр (8÷ 10 dк ), минимальный момент инерции, минимальное сопротивление вращению.
130
Приложение 6. Конструкционные стали
Таблица П.6.1
Прочностные характеристики сталей для грузоподъемных машин
Марка стали,
термообработка
и температура °С
Механические свойства
при растяжении
Предел проч- Предел
текуности
σВ, чести σТ, МПа
МПа
ВСт3сп
380 - 490
240
ВСт4сп
420 - 540
270
ВСт3Гпс
380 - 490
250
09Г2
09Г2Д
17Г1С
520
310
350
350
330
310
290
360
350
14Г2АФ
14Г2АФД
550
400
09Г2С
09Г2СД
15ХСНД
10ХСНД
Сталь 20
Н. 900
Сталь 20
Н. 900-920
От. 600-650
Сталь 35
Н. 860 – 880
От. 600 - 650
Сталь 45
Н. 830 – 860
От. 550- 630
Сталь 40Х
Н. 850 – 870
От. 560 - 650
450
500
500
480
470
460
500
540
540
540
520
410
Ударная вязкость,
Дж / см2,
При температуре, С°
+20
- 20
80
70
50
70
60
40
40
30
50
30
-
100
80
70
65
60
60
60
-
-
-
-
-
-
-
350
400
-
245
-
215
195
185
175
275
245
245
215
315
275
245
245
345
315
275
-70
-
-
-
-
55
55
55
50
45
40
35
35
40
35
30
30
60
35
35
или
ГОСТ 380
35
30
30
40
35
35
35
45
40
45
40
40
30
50
50
50
50
35
30
30
30
ГОСТ
19281
35
30
30
35
30
30
30
55
-
430
390
375
355
530
470
470
430
570
530
530
470
590
570
530
-40
ГОСТ
ТУ
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
ГОСТ
19282
ГОСТ 1050
Поковка
ГОСТ 8479
В таблице обозначена термообработка: Н – нормализация; От – отпуск.
131
Толщина
проката,
поковки,
мм
5–9
10 – 25
26 - 40
5–9
10 – 25
26 - 40
5–9
10 – 30
31 - 40
5–9
10 – 20
21 - 32
4
5–9
10 – 20
21 - 32
33 - 60
4–9
10 - 20
4
5–9
10 - 50
4–9
10 - 32
4–9
10 – 15
16 – 32
33 - 40
≤ 80
≤ 100
101 – 300
301 – 500
501 - 800
≤ 100
101 – 300
301 – 500
501 - 800
≤ 100
101 – 300
301 – 500
501 - 800
≤ 100
101 – 200
201 – 300
Таблица П.6.2
Пределы выносливости и коэффициенты безопасности сталей для механических передач
Термическая
обработка
Нормализация,
Улучшение
Объемная закалка
Закалка при нагреве ТВЧ по
всему
контуру
(модуль m > 3)
Закала при нагреве ТВЧ сквозная
с охватом впадины (m < 3)
Азотирование
Твердость
Стали
зубьев, HRC
НВ 180 - 40; 45; 40Х;
350
40ХН; 35ХМ
45 - 55
40Х;
40ХН;
35ХМ и др.
На поверхности
У7; У8
56 - 63
σH0,
МПа
SH σF0,
МПа
2НВ+70
18НRC+
+150
SF
[σH],
МПа
1,8HB
1,1
2,7HB
2,8 σT
500
630
[σF],
МПа
1400
1260
1,75
17HRC+
На поверх- 40Х;
40ХН; +200
ности
35ХМ и др
42 - 50
HV
550 - 750
Цементация
и На поверхзакалка
ности
56 - 63
Нитроцементация На поверхи закалка
ности 56-63
40Х; 40ХФА;
1050
40ХН2МА
Цементируемые
стали всех марок
23HRC
25ХГМ
40HRC
375
1430
1,2
10HRC+
+240
30HRC
1000
600
1200
1,55
750
40HRC
1520
σH0 - предел длительной контактной выносливости; σH0 - предел длительной изгибной выносливости; [σH] – допускаемые контактные напряжения; [σH] – допускаемые напряжения при
изгибе; SН , SF - коэффициенты безопасности для контактной и изгибной прочности
Приложение 7. Допускаемые напряжения для сталей и чугунов
Таблица П.7
Допускаемые напряжения [σ] (МПа) для расчета барабанов и блоков
в зависимости от режима работы механизмов
Марка материала
Сталь ВМСт3сп
Сталь 20
Сталь 09Г2С
Сталь 15ХСНД
Сталь 35 Л - 1
Сталь 55 Л - 1
Чугун СЧ 15 – 32
Чугун СЧ 18 – 36
Чугун СЧ 24 - 44
Допускаемые напряжения для групп режима работы
1М
2М
3М
4М
5М
6М
200
170
170
150
130
110
210
180
180
160
140
120
260
225
225
195
165
140
280
240
240
210
175
150
230
210
210
170
140
120
260
230
230
200
165
140
110
100
100
90
----130
115
150
100
90
--170
150
150
130
115
100
132
Приложение 8. Электродвигатели для крановых механизмов
Рис. П.8.1. Основные установочные размеры электродвигателей серии МТF и МТН
с фазным ротором в исполнении на лапах (величины геометрических
параметров этих двигателей приведены
в табл. П.8.1; технические данные - в табл. П.8.2 и П.8.)
Таблица П.8.1
Величина установочных размеров электродвигателей серии МТF и МТН (рис. П.8)
Тип двигателя
МТF011
МТF012
МТF(Н)111
МТF(Н)112
МТF(Н)212
МТF(Н)311
МТF(Н)312
МТF(Н)411
МТF412
МТН711
МТН712
МТН713
Концы валов
Цилиндрические
Конические
b1
8
8
10
10
12
14
14
16
16
25
25
25
b10
180
180
220
220
245
280
280
330
330
640
640
640
133
b11
230
230
290
290
320
350
350
440
440
790
790
790
b12
50
50
60
60
65
75
75
90
90
145
145
415
b31
133
133
137
137
158
176
176
198
198
383
383
383
d1
28
28
35
35
40
50
50
65
65
110
110
110
d10
19
19
19
19
24
24
24
28
28
48
48
48
h
112
112
132
132
160
180
180
225
225
400
400
400
Окончание табл. П.8.1
Тип двигателя Концы валов
МТF011
МТF012
МТF(Н)111
Цилиндрические
МТF(Н)112
МТF(Н)212
МТF(Н)311
МТF(Н)312
МТF(Н)411
МТF412
Конические
МТН711
МТН712
МТН713
h5
31
31
38
38
43
53,5
53,5
63,15
63,15
106,8
106,8
106,8
h31
302
302
342
342
385
444
444
527
527
933
933
933
l1
60
60
80
80
110
110
110
140
140
210
210
210
l10
150
190
235
235
243
260
320
325
420
440
510
590
l11
200
240
285
285
306
320
380
395
480
580
650
730
l12
60
60
60
60
70
80
80
85
85
155
155
155
l30
515,5
550,5
583,5
623,5
700,5
748,0
823,0
877,0
925,5
1423,0
1493,0
1573,0
l3
--------------105
105
165
165
165
Примечание. Крановые асинхронные двигатели переменного тока серии МТН, МТF с фазным ротором, серии МТКН, МТКF с короткозамкнутым ротором в закрытом обдуваемом
исполнении рассчитаны для работы при повышенной температуре окружающей среды (+
40 °С). Основной режим работы всех серий с ПВ = 40 %. Структура условного обозначения:
М – машина; Т – трехфазная; К – с короткозамкнутым ротором (отсутствие буквы «К» - с
фазным ротором); Н или F – класс нагревостойкости изоляции.
а
б
Рис. П.8.2. Пусковые характеристики асинхронных электродвигателей переменного тока:
а – короткозамкнутого двигателя; б – двигателя с фазным ротором
(1- 5 – положения пускового контроллера)
134
Таблица П.8.2
Основные технические данные электродвигателей серии МТF
Тип
двигателя
МТF 011-6
МТF 012-6
МТF 111-6
МТF 112-6
МТF 211-6
МТF 311-6
МТF 312-6
МТF 411-6
МТF 412-6
МТF 311-8
МТF 312-8
МТF 411-8
МТF 412-8
Мощность на валу (кВт) при ПВ (%)
15
25
40
60
2
3,1
4,5
6,5
10,5
14,0
19,5
30,0
40,0
10,5
15,0
22,0
30,0
-
1,7
2,7
4,1
5,8
9,0
13,0
17,5
27,0
36,0
9,0
13,0
18,0
26,0
-
1,4
2,2
3,5
5,0
7,5
11,0
15,0
22,0
30,0
7,5
11,0
15,0
22,0
-
1,2
1,7
2,8
4,0
6,0
9,0
12,0
18,0
25,0
6,0
8,2
13,0
18,0
Число оборотов вала
в минуту
800
850
885
910
785
840
890
920
850
870
895
920
895
915
930
950
895
919
930
945
925
935
945
960
945
950
955
965
945
955
965
970
960
965
970
975
665
680
695
710
680
695
705
720
685
700
710
715
705
715
720
730
135
КПД Ммакс,
%
Н·м
55
60
61,5
60,5
58,0
62,0
64,0
64,0
66,0
68,0
70,0
72,0
72.0
74,0
75.0
74,0
74,0
77,0
77,0
78,0
75,5
77,0
79,0
77,0
80,0
81,0
82,0
81,0
82,0
83,0
83.5
83,0
84,0
84,5
85,5
83.5
71,0
72,0
73,0
72,0
76,0
76.5
77,0
75,5
78,0
80,0
81,0
81,0
81,0
82,0
82,0
81,0
Момент
инерции,
кг·м2
Масса,
кг
39
0,021
51
56
0,029
58
85
0,048
76
137
0,067
88
191
0,115
120
314
0,225
170
471
0,312
210
638
0,5
280
932
0,675
345
265
0,275
170
422
0,387
210
569
0,537
280
883
0,75
345
Таблица П.8.3
Основные технические данные электродвигателей серии МТН
Тип
двигателя
МТН 111-6
МТН 112-6
МТН 211-6
МТН 311-6
МТН 312-6
МТН 411-6
МТН 412-6
МТН 311-8
МТН 312-8
МТН 411-8
МТН 711-10
МТН 712-10
МТН 713-10
Мощность на валу (кВт) при ПВ (%)
15
25
40
60
3,5
5,3
8,2
13,0
17,5
27,0
36,0
9,0
13,0
18,0
125
155
200
-
3,0
4,5
7,0
11,0
15,0
22,0
30,0
7,5
11,0
15,0
100
125
160
-
2,5
3,6
5,6
9,0
12,0
18,0
25,0
6,0
8,2
13,0
80
100
125
-
2,0
3,0
4,2
7,0
9,0
14,0
18,0
4,5
6,0
10,0
65
80
100
Число оборотов вала
в мин.
870
895
920
940
885
910
930
945
900
920
940
955
925
940
955
965
945
950
960
965
950
960
965
975
955
965
970
980
675
690
705
715
690
700
715
725
695
705
710
720
580
584
588
592
580
585
590
593
582
586
590
593
136
КПД Ммакс,
%
Н·м
64,0
65,0
65.0
63.0
69.0
69,0
68,0
65.0
72,0
73,0
72,0
69,0
76.0
78,0
76,0
73.0
80,0
81,0
80,5
76,0
82.0
82,5
82,0
80,5
83,5
84,5
84,0
82,0
70,5
71,5
71,0
69,5
77,0
78,0
78,0
74,0
78,0
79,0
79,0
77,5
89,5
89,5
89,0
88,5
88,5
90,3
89,0
88,5
90,5
91,0
90,3
89,5
Момент
инерции,
кг·м2
Масса,
кг
83
0,047
76
118
0,067
88
196
0,115
120
314
0,225
170
471
0,312
210
638
0,5
280
932
0,675
345
265
0,275
170
422
0,387
210
569
0,537
4560
10,25
1550
5690
12,75
1700
7310
15
1900
280
Приложение 9. Редукторы типа Ц2
Таблица П.9.1
Габаритные и присоединительные размеры редукторов серии Ц2 (рис. П.9.1)
Типоразмнр
Ц2 - 250
Ц2 - 300
Ц2 - 350
Ц2 – 400
Ц2 – 500
Ц2 – 650
Ц2 – 750
Ц2-1000
ат
аб
А
А1
В, В1
В2
В3
В4
L
L1
L2
L3
150
175
200
250
300
400
450
600
100
125
150
150
200
250
300
400
210
250
280
320
360
470
560
760
Σ285
Σ350
200
250
320
260
300
400
260
300
330
380
440
560
650
860
167
202
228
256
310
400
465
608
----------280
320
420
60
70
70
85
100
100
120
150
515
620
700
805
985
1270
1455
1905
400
475
550
645
785
910
1040
1400
247
275
300
340
385
410
445
500
220
255
300
325
390
480
570
740
Окончание табл. П.9.1
Типоразмер
Ц2 - 250
Ц2 - 300
Ц2 - 350
Ц2 – 400
Ц2 – 500
Ц2 – 650
Ц2 – 750
Ц2-1000
L5
L6
L7
L9
L10
L11
H0
H
H1
S
d×n
198
127
255
280
330
410
480
645
255
280
320
350
415
510
595
745
280
300
345
375
445
550
645
805
----------515
565
780
183
215
238
286
340
443
494
645
75
90
100
150
190
190
225
300
160
190
212
265
315
315
355
450
310
362
409
505
598
695
783
1018
----------95
100
155
18
22
25
27
30
36
40
45
22×4
26×4
26×6
33×6
39×6
39×8
40×8
52×8
Рис. П.9.1. Габаритные и установочные размеры редукторов серии Ц 2
137
Масса,
кг
85
136
204
317
500
1100
1650
3700
Вращающий момент Мт на тихоходном валу редукторов Ц2, кН·м
Типоразмер
редуктора
Ц2 – 250
Передаточное
число
iр
10; 12,5;
16; 20;
25; 31,5;
40; 50
Режим работы по Правилам Ростехнадзора
1М – 2М
3М – 4М
5М – 6М
Частота вращения быстроходного вала nб, с-1
10
16
10
16
10
16
3,5
2,8
2,5
1,8
1,1
3,8
3,3
2,7
2,6
1,5
3,8
3,3
2,7
2,6
1,3
4
3,8
2,8
2,7
Консольная нагрузка
10; 12,5;
16; 20;
25; 31,5;
Ц2 – 300
40; 50
12 кН
5,
4
5,8
5
5,8
5
6
5,4
4,4
4,6
4,3
4,4
18 кН
3,5
3,8
4,3
4,3
Консольная нагрузка
10; 12,5;
16; 20;
25; 31,5;
Ц2 – 350
40; 50
20 кН
8
7,1
9
7,3
9,5
8,2
9,5
8,5
6
6,8
6,5
6,7
28,5 кН
5,6
5,6
6,3
6,3
3,5
3,5
4,1
3,7
Консольная нагрузка
10; 12,5;
16; 20;
Ц2 – 400
25; 31,5;
40; 50
32 кН
14
11,2
18
14
18,5
16,5
18,5
17
8,2
25 кН
6,2
8,2
9
11,5
9
5,3
6,5
6,
6
Консольная нагрузка
10; 12,5;
16; 20;
Ц2 – 500
25; 31,5;
40; 50
32 кН
28
24
24,3
30
31,5
30
25 кН
18
16
17,5
20
21,2
20
20 кН
11,2
9
11,2
9
13,2
9,7
13,2
10,6
Консольная нагрузка
10; 12,5;
16; 20;
Ц2 – 650
25; 31,5;
40; 50
50
56
60
60
50 кН
40
45
51,5
56
40 кН
33,5
26,5
37,5
33,5
42,5
36,5
42,5
41,2
Консольная нагрузка
10; 12,5;
16; 20;
Ц2 – 750
25; 31,5;
40; 50
63 кН
69
58
77,5
71
87,5
80
87,5
80
51,5
56
63
63
Консольная нагрузка
10; 12,5;
16; 20;
Ц2 – 1000
25; 31,5;
40; 50
Консольная нагрузка
100 кН
155
136
190
160
200
185
200
190
200 кН
125 кН
109
100
136
112
140
128
150
136
250 кН
71 кН
42,5
47,5
56
60
12,5 кН
2,3
2
2,3
2,1
2,7
2,5
2,5
2,3
Таблица П. 9.2
7М – 8М
10
1
1
1,2
1,2
16
0,9
0,9
1
0,9
1,4
1,4
1,8
1,8
6,3 кН
1,4
1,4
1,6
1,6
14 кН
8 кН
2,8
3
3,3
3,3
2,2
2,2
2,7
2,7
2,1
1,9
2,2
2,2
3,8
4,8
4,3
4,6
4,1
4,4
4,4
5
10 кН
4,1
3,7
4,4
4,4
18 кН
25 кН
18
20
20
27,2
21,2
23,6
37,5
42,5
42,5
45
45 кН
30
35,5
32,5
32,5
63 кН
82,5
71
97,5
85
109
85
122
100
160 кН
14 кН
7,3
7,3
6,5
19
20
20
23
20 кН
18
19
20
2069
31,5
33,5
34,5
36,5
25 кН
29
28
30
30
32 кН
71
67
73
63
87,5
65
87,5
70
80 кН
Примечание. Консольную нагрузку прикладывают к середине посадочной части выходного вала.
138
Таблица П.9.3
Присоединительные размеры тихоходного вала
редуктора (рис. П. 9.2)
Типоразмер
редуктора
Ц2 – 250
Ц2 – 300
Ц2 – 350
Ц2 – 400
Ц2 – 500
Ц2 – 650
Ц2 – 750
Ц2 - 1000
Рис. П. 9.2. Чертеж цилиндрического
тихоходного вала редуктора
d5
d7
l5
l6
b1
t1
65
75
85
95
110
140
170
220
10
12
12
12
12
12
16
20
110
110
130
130
165
200
240
280
20
22
22
22
22
22
26
32
18
20
22
25
28
36
40
50
71
82
93
104
120
152
184
237
Таблица П. 9.4
Присоединительные размеры быстроходного вала
редуктора (рис. П. 9.3)
Рис. П.9.3. Чертеж быстроходного вала редуктора
Типоразмер
редуктора
Ц2 – 250
Ц2 – 300
Ц2 – 350
Ц2 – 400
Ц2 – 500
Ц2 – 650
Ц2 – 750
Ц2 - 1000
d
d
l
l
b
t
30
35
40
50
60
70
80
110
45
48
58
70
80
95
110
140
60
60
85
85
108
108
135
168
20
20
25
25
32
32
35
42
8
10
12
14
18
20
22
28
16,5
19
21
26,5
31
36,5
41
52
Таблица П. 9.5
Присоединительные размеры тихоходного вала редуктора в
виде зубчатой полумуфты (рис. П. 9.4)
Рис. П.9.4 Чертеж тихоходного вала редуктора в виде
зубчатой полумуфты
Типоразмер
редуктора
m
D
B
d2
d3
d4
L4
l2
l3
l4
Ц2 – 250
Ц2 – 300
Ц2 – 350
Ц2 – 400
Ц2 – 500
Ц2 – 650
Ц2 – 750
Ц2 - 1000
3,5
5
6
6
8
10
12
16
147
210
252
252
336
420
504
672
20
25
30
30
40
50
60
80
72
80
110
110
150
160
200
320
95
105
140
140
215
230
290
445
62
70
100
100
120
120
140
230
180
205
230
255
295
370
430
580
38
50
60
60
65
70
90
130
43
55
65
65
85
90
105
150
40
40
40
50
20
20
45
55
139
Приложение 10. Тормоза колодочные с электрогидравлическим толкателем
Таблица П. 10.1
Параметры тормозов типа ТКГ
Тип тормоза
ТКГ-160
ТКГ-200
ТКГ-300
ТКГ-400
ТКГ-500
ТКГ-600М
ТКГ-700М
ТКГ-800М
Тормозной
момент,
Н·м
100
250
800
1500
2500
5000
8000
12500
Диаметр
шкива D, мм
Ширина тормозной
колодки b1, мм
160
200
300
400
500
600
700
800
Толкатель
ТЭГ-16-2М
ТГМ -25
ТГМ -50
ТГМ -80
ТГМ -80
ТЭ -160
ТЭ -160
ТЭ -160
70
90
140
180
200
240
280
320
Геометрические размеры тормозов типа ТКГ (рис. П.10)
Тип тормоза
ТКГ-160
ТКГ-200
ТКГ-300
ТКГ-400
ТКГ-500
ТКГ-600М
ТКГ-700М
ТКГ-800М
L
l
490
603
772
940
1160
1420
1630
1975
147
198
275
375
435
560
625
695
Размеры, мм
l1
B
H
268
332
421
489
650
860
1005
1280
201
213
227
227
227
365
390
405
390
404
496
540
685
940
1081
1216
Масса
тормоза,
кг
21,5
38
100
130
155
420
505
845
Таблица П.10.2
h
b1
A
144
170
240
320
400
475
550
600
120
90
120
140
160
250
290
330
200
350
500
340
410
500
610
700
Рис. П. 10. Установочный чертеж колодочного тормоза
с электрогидравлическим толкателем
140
Ход штока
толкателя,
мм
25
32
50
50
50
55
85
135
a
d
90
120
150
68
85
126
150
180
13
18
21
21
27
38
38
З8
Приложение 11. Муфты втулочно-пальцевые
Таблица П. 11
Параметры втулочно-пальцевых муфт с тормозным шкивом (рис. П. 11)
Крутящий
момент
Мк, Н·м
250
500
1000
2000
4000
8000
8000
Тормозной
момент
Мт, Н·м
160
160
420
1500
1500
2500
5000
d(H7)
d1(H9)
D
DT
D1 D2
мм
d2
d3 d4
d5
32-45
40-45
60-70
65-75
80-95
100
125
32-38
40-45
50-70
65-90
80-95
95
125
140
170
220
250
320
400
400
200
200
300
400
400
500
600
100
120
170
190
240
300
300
70
80
120
140
175
220
220
14
18
18
24
30
38
38
M10
M12
M12
M16
M24
M30
M30
180
180
275
370
370
465
560
28
36
36
46
58
72
72
Число
пальцев
6
6
10
10
10
10
10
Окончание табл. П. 11
Крутящий
момент
Мк, Н·м
250
500
1000
2000
4000
8000
8000
l
l1
l2
s
BT
16
22
22
28
36
44
44
100
100
150
190
190
210
250
b
мм
80-100
110
110-140
140-170
170
210
210
80
110
140
140
170
210
210
60
85
107
107
135
170
170
1-5
1-5
1-6
1-8
1 - 10
2 - 12
2 - 12
Допустимое смещение валов
радиальн. угловое
0,3
0,3
0,4
0,4
0,5
0,5
0,5
1°
30'
Момент
инерции,
кг·м2
Масса,
кг
0,24
0,32
1,5
4,8
6,9
28,6
57,8
13,5
18,5
43
92
115
211
240
Рис. П. 11. Установочный чертеж втулочно-пальцевой муфты с тормозным шкивом
141
Приложение 12. Рельсы для кранов
Таблица П. 12.1
Основные данные железнодорожных рельсов (рис. П.12.1)
Тип
рельсов
Р8
Р11
Р18
Р24
Р43
Р50
1Р65
2Р65
A
65
80,5
90
108
140
152
180
180
B
54
66
80
92
114
132
150
150
Размеры, мм
C
D
R
25
7
32
7
95
40
10
90
51
10,5 200
70
14,5 300
72
16
500
75
18
500
75
18
300
r
5
7
9
10
13
15
15
13
Масса 1 м,
кг
8,42
11,18
17,91
24,90
44,65
51,67
64,72
64,98
Площадь
сечения, см2
10,76
14,28
22,88
31,79
57
65,99
82,65
82,79
ГОСТ на конструкцию и
размеры
ГОСТ 6368-82
ГОСТ 7173 - 54
ГОСТ 7174 – 75
ГОСТ 8161 - 75
Таблица П.12.2
Основные данные крановых рельсов по ГОСТ 4121-76 (рис. П.12.2)
Тип
рельсов
КР70
КР80
КР100
КР120
КР140
b
70
80
100
120
140
b1
76,5
87
108
129
150
b2,h
120
130
150
170
170
S
28
32
38
44
60
Размеры, мм
h1
h2
R
32
24
400
35
26
400
40
30
450
45
35
500
50
40
700
RА
23
26
30
34
40
Рис. П.12.1. Чертеж поперечного сечения
железнодорожного рельса
RБ
38
44
50
56
60
r, r1
6
8
8
8
10
r2
1,5
1,5
2
2
3
Площадь
сечения, см2
62,7
81,8
113,4
150,7
187,2
Рис. П.12.2. Чертеж поперечного
сечения кранового рельса
142
Масса 1 м,
кг
52,8
64,2
89.1
118,3
147
Приложение 13. Колеса крановые
Таблица П.13.1
Основные параметры крановых колес по ГОСТ 3569-74 (рис. П.13)
D
200
250
320
400
500
D1
230
290
360
450
550
560
600
630
700
680
770
800
880
900
1000
980
1080
Размеры, мм
d
d1
d2
50
80
175
55
85
220
70
120
275
95
150
350
110170- 440
115
175
100;
230; 500
150
310
135
200
530
135;145; 200;
175;180; 290
640
200
155;165; 240; 720
200;220 360
175;190 280
820
220
340
880
B
50
70
80
100
90100
90
B1
80
110
120
150
150
L
80
110
120
130
140
S
18
18
20
25
35
Статическая
нагрузка, кН
30 – 50
30 – 50
50 – 100
50 – 100
100 - 200
130
120
35
200 – 250
130
100150
180
150200
150
140190
40
3560
200 – 250
250 – 320
100170
150
170
150250
210
250
140240
190
230
4070
45
70
Тип рельса
Р24
Р43, КР70
Р43, Р50, КР70
Р43, Р50, КР70
Р43, Р50, КР70
Р43, Р50, КР70,
КР80
Р50, КР70,КР80
Р43, Р50, КР70,
КР80
200
320 – 500
КР80, КР100
640
500 – 800
800 - 1000
КР100, КР120
КР120, КР140
490
890
Рис. П.13.1. Чертеж поперечного сечения двухребордного
кранового колеса
143
Масса,
кг
20
30
50
90
140
250
410
Рис. 13.2. Чертеж кранового колеса на подшипниках качения
b1
b2
400
400
500
500
630
630
710
710
800
800
900
900
1000
1000
440
440
540
540
680
680
760
760
850
850
950
950
1050
1050
65
90
65
90
72
110
90
160
90
160
90
160
90
160
110
140
110
140
120
160
140
210
140
210
140
210
140
210
40
50
42
49
54
62
50
58
58
66
56
63
64
70
8
8
10
10
10
10
12
12
12
12
14
14
14
14
b4
d11
d3
d4
l4
l6
Масса,
кг
d2
Модуль
d1
Число
зубьев
Таблица П.13.2
Параметры крановых колес с приводным зубчатым колесом на подшипниках качения
65
65
70
70
80
80
90
90
100
100
110
110
110
110
320
400
420
490
540
620
600
696
696
792
784
882
896
980
80
80
90
90
100
100
110
110
125
125
140
140
160
160
180
180
215
215
230
230
270
270
290
290
320
320
360
360
280
310
290
320
330
370
370
440
390
460
410
480
410
480
164
194
162
192
186
226
217
287
230
300
244
314
222
292
153
187
233
270
345
415
465
610
710
735
720
920
940
1155
144
Приложение 14. Нормативные требования к крановым путям
Таблица П. 14
Предельные величины отклонений кранового пути башенных кранов
Разность отметок головок рельсов от проектного положения
Р1 ≤ 40 мм
Сужение или расширение колеи
рельсового пути
Р2 ≤ 15 мм
Взаимное смещение торцов стыкуемых рельсов в плане и по высоте Р4 ≤ 3 мм
Зазоры в стыках рельсов при
температуре 0 °С и длине
рельса 12,5 м Р5 = 6 мм
Разность высотных отметок
головок рельсов на длине 10 м
кранового пути Р6 ≤ 40 мм
Примечания. 1. Измерение отклонений Р1 и Р2 производят через каждые 5 метров
2. Изменение температуры на каждые 10 °С изменяет зазор Р5 на 1,5 мм.
Приложение 15. Геометрические характеристики сечений деталей вращения
Таблица П.15
Моменты сопротивления изгибу W, кручению Wк, площадь сечения F
145
Приложение 16. Гидроцилиндры для грузоподъемных кранов
Таблица П.16
Технические характеристики типовых гидроцилиндров (рис. П.16)
Размеры, мм
D
40
50
60
70
80
90
100
110
125
140
160
180
200
220
d
25
32
40
40
50
50
60
70
80
80
100
110
125
140
d1
25
28
36
40
45
50
55
65
75
80
90
100
110
120
L
180
190
210
225
260
266
272
300
340
375
410
420
465
500
e
40
45
50
55
60
65
80
85
95
105
115
125
145
160
Ход штока S, мм
R
25
28
40
43
45
45
55
60
70
70
80
90
100
105
B
24
30
36
40
45
50
50
55
60
70
75
85
90
100
φ1 =1,33
80 - 250
100-320
125-400
160-500
160-500
200-630
200-630
250-800
250-800
320-1000
320-1000
400-1150
400-1150
500-1600
φ2 =1,65
320-500
400-630
500-710
630-800
630-1000
800-1120
800-1250
1000-1400
1000-1600
1250-1800
1250-2000
1600-2240
1600-2500
2000-2800
Усилие на штоке, кН, при давлении
жидкости 16 МПа
выдв.
втяг. при φ1 втяг. при φ2
20
15
12
32
23
18
45
32
25
62
46
42
81
60
49
102
82
70
126
94
81
152
121
91
196
150
115
246
185
166
321
241
196
407
328
255
502
376
306
625
456
360
Примечание.
S
1. ϕ = Ï ; Sп – площадь поршневой полости; Sш – площадь штоковой полости.
SØ
2. Материал.
Цилиндр – труба бесшовная холоднотянутая по ГОСТ 8734; толщина стенки 3,5 …10 мм
через каждые 0,5 мм; при толщинах 14…22 мм – через каждые 2 мм; дальнейшие толщины
соответствуют ряду предпочтительных чисел; материал - сталь 35 по ГОСТ 1050; термообработка – улучшение НВ 240 - 270;
Шток – круг по ГОСТ 2590; материал – сталь 45 по ГОСТ 1050; термообработка - нормализация НRC 50 - 54.
Рис. П.16. Чертеж продольного сечения гидроцилиндра
146
Приложение 17. Гидронасосы и гидромоторы
Габаритные и присоединительные размеры (мм)
Таблица П.17.1
шестеренных насосов (рис. П.17.1 и П.17.2)
Обозначение
размера
L1 max
L2
L3
32
185
76
L4
L5
L6
L7
B1 max
B2
B3
B5
B6
B7 max
D1
Рабочий объём насоса, мм
71, 100
160, 250
50
267,5
375
191
90
137,5
72,5
42
70 −1,9
83
6
8
14
34±0,8
39
70 +1
159
43
86
110
25
16
78
202
44,5
―
155
33
24
90
270
55
―
195
42,5
146±0,2
205 −0, 72
255±0,405
12
46
12,5
54
60 +0, 046 − 1,6 × 60 
+0 , 062
− 1,6 × 60 
32 +0,39 46
90 −−00,,040
090
28 +0,33
D2
120 −−00,,036
090
D3
25 −−00,,040
092
050
34 −−00,,112
050
42 −−00,,112
D4
21
28
36
M8-5H6Hx14 M10-5H6Hx15
M12-5H6Hx20
M16-6Hx27
11
13
z × h 1min
d
b
400
5
−0 , 035
−0 , 250
18
7
−0 , 035
−0 , 250
Структура обозначения параметров шестеренных насосов НШ принята следующей:
НШ ХХ- ХХ-Х Х Х
Исполнение на климат: У- умеренный; Т – тропический; ХЛ – холодный
Вращение вала: Л – левое; правое не обозначается
Исполнение по давлению: 2 – 14 МПа; 3 – 16 МПа; 4 – 20 МПа; 5 – 25 МПа
Рабочий объем секций насосов
Примеры обозначения шестеренного насоса.
1. Односекционный насос с рабочим объемом 32 см3, исполнение по давлению 2, правого
вращения вала, климатическое исполнение У: НШ 32-2- У.
2. Двухсекционный насос с рабочими объемами секций 50 см3 и 10 см3, исполнение по
давлению 4, левого вращения вала, климатическое исполнение ХЛ: НШ 50–10–4 Л-ХЛ.
3. Насос с рабочим объемом 100 см3, конструктивный вариант А, исполнение по давлению 2, левое вращение вала, климатическое исполнение Т: НШ 100А-2 Л- Т .
147
Рис. П.17.1. Чертеж общего вида шестеренных насосов
с рабочими объемами 32 и 50 см3
Рис. П.17.2. Чертеж общего вида шестеренных насосов
с рабочими объемами 70, 100, 160, 250, 400 см3
148
Таблица П.17.2
Номинальные технические характеристики шестеренных насосов
Рабочий
объем, см3
10
32
40
50
71
100
160
250
400
Давление
на выходе,
МПа
10
14
16
20
16
20
14
16
20
16
20
16
20
16
20
16
20
20
Частота
вращения,
с-1
27,5
32
Объемная
подача,
л/мин
16,5
53,7
Коэффициент
подачи
КПД
0,92
0,93
Мощность,
кВт
0,92
0,83
68,6
40
0,84
85.8
0,95
32
40
107,2
121,8
123,1
32
0,96
173,4
0,87
214,5
25
0,95
335,1
536,1
Структура обозначения аксиально-поршневых гидромашин
Масса, кг
2
18,8
26,6
33,2
33.2
41,5
29,1
41,5
51,9
45,5
56,9
64,1
80,1
80,1
100,2
125,2
156,5
250,4
2,6
7,0
8,0
17,0
45,0
Таблица П.17.3
310. 3. 112. 00.
00, 01, 06 – реверсивные гидромоторы; 02, 04, 07 – насосы правого,
03, 05, 08 – насосы левого вращения (вид с торца вала)
Рабочий объем, см3: 12, 28, 45, 56, 80, 112, 160, 250
Модель 0…9
Гидромашина с наклонным блоком цилиндров нерегулируемая
303. 1. 112-501. 00.
2
0 – предохранительный клапан отсутствует; 1, 2 – установлены
регулируемые клапаны; 3, 4 – установлены нерегулируемые
клапаны; 5, 6 – пристыкован блок обратно-предохранительных
клапанов (БОПК)
Реверсивный гидромотор (индексацию см. выше)
Модель
Рабочий объем
Гидромашина с наклонным блоком цилиндров регулируемая
149
Технические характеристики гидронасосов
Наименование
параметра
310.1.12.02
-1
Частота вращения ном., с , (об/мин) 40 (2400)
Подача ном., дм3/с (л/мин)
0,44 (26)
Давление на выходе ном/макс, МПа
Мощность, потребляемая ном., кВт
10
Коэффициент подачи
КПД полный/гидромеханический
Масса сухая, кг
4
Таблица П.17.4
Значение параметра
310.2.28.02 310.3.45.02
32 (1920)
25 (1500)
0,85 (51)
1,07 (64)
20/35
18,5
23
0,95
0,91 / 0,96
9
17
310.3.56.02
25 (1500)
1,33 (80)
29
17
Окончание табл. П.17.4
Наименование
параметра
310.1.80.02
-1
Частота вращения ном., с , (об/мин) 20 (1200)
Подача ном., дм3/с (л/мин)
1,52 (91,2)
Давление на выходе ном/макс, МПа
Мощность, потребляемая ном., кВт
33
Коэффициент подачи
КПД полный/гидромеханический
Масса сухая, кг
19,2
Значение параметра
310.2.112.02 310.3.160.02 310.3.250.02
20 (1200)
20 (1200)
16(960)
2,13 (128)
3,04 (182)
3,8 (228)
20/35
46
66
82,5
0,95
0,91 / 0,96
29
45
65
Технические характеристики реверсивных гидромоторов
Наименование
параметра
310.1.12.00
Частота вращения ном., с-1, (об/мин) 40 (2400)
Подача ном., дм3/с (л/мин)
0,44 (26)
Давление на выходе ном/макс, МПа
Мощность потребляемая ном., кВт
10
Момент крутящий ном, Н·м
35
КПД полный/гидромеханический
Масса сухая, кг
4
150
Таблица П. 17.5
Значение параметра
310.2.28.00 310.3.45.00
32 (1920)
30 (1800)
0,85 (51)
1,07 (64)
20/35
18,5
23
84
135
0,91/0,96
9
17
310.3.56.00
30 (1800)
1,33 (80)
29
168
17
Окончание табл. П.17.5
Наименование
параметра
Частота вращения ном., с-1, (об/мин)
Подача ном., дм3/с (л/мин)
Давление на выходе ном/макс, МПа
Мощность, потребляемая ном., кВт
Момент крутящий ном, Н·м
КПД полный/гидромеханический
Масса сухая, кг
310.3.80.00
25 (1500)
0,44 (26)
33
240
19,2
Значение параметра
310.3.112.00 310.3.160.00 310.3.250.00
20 (1200)
30 (1800)
30 (1800)
0,85 (51)
1,07 (64)
1,33 (80)
20/35
46
66
82,5
336
480
748
0,91/0,96
29
45
65
Рис. П.17.3. Общий вид аксиально-поршневых гидромашин
Таблица П.17.6
Конструктивные размеры аксиально-поршневых гидромашин
Размер
L
L5
L6
L10
L11
310.1.12
192
112
92
--81
310.2.28
196
147
122
--99
310.3.45
241
153
128
90
110
310.3.56
245
153
128
90
120
151
310.3.80
275
166
--88
135
310.3.112
290
177
150
100
145
310.3.160
320
210
190
118
165
310.3.250
367
251
----191
Приложение 18. Распределители
Таблица П.18.1
Технические характеристики моноблочных распределителей
Расход,
л/мин
Тип
Р75 – В2А
Р75 – П2А
Р75 – В3А
Р75 – П3А
Р150 – В3
Давление,
МПа
Потери давУтечки, см3/с
ления, МПА
нейрабономи- макси- номи- макситральпри давлечее
золот- позиналь- маль- наль- мальное
нии 6 – 7
ников ций
полоный
ный
ное
ное
полоМПа
жение
жение
40…50 75
10
13
2
4
0,35
0,40
до 60
40…50 75
7
10
2
3
0,35
0,40
40…50 75
10
13,9
3
4
0,35
0,40
40…50 75
7
10
3
3
0,35
0,40
100
150
10
13
3
4
―
―
Число
Таблица П.18.2
Технические характеристики секционных распределителей
Параметры
1
Расход жидкости, л/мин:
номинальный
максимальный
Давление, МПа:
номинальное
максимальное
Внутренние утечки при нейтральном положении золотника и номинальном давлении,
см3/мин
Потери давления в секциях, МПа
одной
двух
трёх
четырёх
пяти
шести
семи
восьми
Максимальное количество рабочих секций
Р – 16
2
152
Марка
Р – 20
Р – 25
3
4
Р – 32
5
63
80
100
125
160
200
250
320
16
17,5
16
17,5
16
17,5
16
17,5
50
50
75
100
0,075
0,15
0,20
0,25
0,32
0,38
0,45
0,50
8
0,18
0,32
0,48
0,65
0,80
0,95
1,10
1,25
8
0,25
0,38
0,52
0,68
0,85
1,0
1,15
―
7
0,25
0,38
0,52
0,68
0,85
1,00
1,15
―
6
Приложение 19. Линейные фильтры
Таблица П.19
Технические характеристики линейных фильтров
Параметры
Гидролиния установки
Условный проход
Номинальный поток при вязкости рабочей жидкости
≈ 30·10-6 м/с2, л/мин
Номинальное давление, МПа
Перепад давления при номинальном потоке и вязкости рабочей жидкости не более 30·10-6 м/с2, МПа
Перепад давлений на фильтре при срабатывании
переливного клапана, МПа
Масса сухого фильтра, кг
1.1.32-25
Сливная
32
Типоразмер
1.1.32-25И
1.1.50-25
Сливная
Сливная
32
50
1.1.50-25И3
Сливная
50
100
0,63
100
0,63
250
0,63
250
0,63
0,08
0,08
0,08
0,08
0,35
10
0,35
10
0,35
20
0,35
20
Окончание табл. П.19
Параметры
Гидролиния установки
Условный проход
Номинальный поток при вязкости рабочей жидкости ≈ 30·10 -6 м/с2, л/мин
Номинальное давление, МПа
Перепад давления при номинальном
потоке и вязкости рабочей жидкости
не более 30·10-6 м/с2, МПа
Перепад давлений на фильтре при срабатывании переливного клапана, МПа
Масса сухого фильтра, кг
1.1.25-25/16
Подпитка
25
Типоразмер
1.1.32-25/1
1.1.20-10/200
Подпитка
Напорная
32
20
63
20
1.1.25-10/200
Напорная
25
63
1,6
100
1,6
100
20
0,08
0,08
-----
-----
1,0
7,5
1,0
9,0
21
16
21
16
Приложение 20. Жидкости для гидросистем
Таблица П.20
Техническая характеристика рабочих жидкостей для гидросистем
Марка
масла
ГОСТ, ТУ
АМГ-10
ВМГЗ
МГ-20
МГ-30
МГ-10В2
МГ-8В2
ИС-20
ИС-30
Веретенное АУ
ГОСТ 6794-75
ТУ 38-101-479-74
ТУ 38-1-01-50-70
ТУ 38-1-01-50-70
ГОСТ 8581-78
ГОСТ 8581-78
ГОСТ 20799-88
ГОСТ 20799-88
ГОСТ 1642-75
Плотность
при 20 °С,
кг/м3
870
860
885
890
890
886
890
890
890
Вязкость 106, м/с2
50 °С
0 °С
10
10
20
30
82
52
20
28
12
42
66
300
760
7000
2500
300
760
190
Температура, °С
Твердения
Вспыш
Рабочая
ки
-70
-60
-40
-35
-15
-25
-15
-15
-45
92
135
180
190
190
200
200
190
163
-45… +60
-40…+35
-15…+50
-10…+60
-10…+90
-20…+50
-10…+60
-10…+60
-10…+60
ОГЛАВЛЕНИЕ
Введение………………………………………………………………………………...
1. Механизм подъема груза………………………………………………………..
1.1. Общая характеристика грузоподъемного механизма…………………….....
1.2. Принципиальная схема механизма подъема груза…………………………..
1.3. Конструкция механизма подъема груза…………………………………...…
1.4. Расчет механизма подъема груза………………………………………...…...
1.4.1. Исходные данные для расчета механизма подъема груза…………......
1.4.2. Режим работы механизма…………………………………….......…..….
1.4.3 Выбор параметров полиспаста…………………………………...……...
1.4.4 Выбор грузоподъемного каната…………………………...…………….
1.4.5. Крюковая подвеска…………………………………………..……….…..
1.4.6. Определение параметров барабана……………………..………………
1.4.7. Определение потребной мощности и выбор электродвигателя…...….
1.4.8. Выбор редуктора………………………………………………………….
1.4.9. Стали для зубчатых колес……………………...………………………...
1.4.10. Выбор муфты…………………………………………………………….
1.4.11. Выбор тормоза…………………………………………………………...
1.5. Компоновка грузоподъемного механизма……………………………….......
1.6. Компоновка опорной рамы механизма..……………………………………..
2. Механизмы передвижения крана по рельсовым путям………………….…
2.1. Конструкция механизмов передвижения башенных кранов………………..
2.2. Механизмы передвижения кранов мостового типа………………………….
2.3. Расчет механизма передвижения крана по рельсовым путям………………
2.3.1. Определение опорных нагрузок башенного крана……………………..
2.3.2. Проверка ходовых колес на контактную прочность…………………...
2.3.3. Определение сопротивлений передвижению крана……………………
2.3.4. Выбор электродвигателя…………………………………………………
2.3.5. Определение параметров трансмиссии………………………………….
2.3.6. Выбор тормоза…………………………………………………………….
2.3.7. Расчет на прочность вала ходового колеса…………………………….
3. Механизмы поворота крана………..………………………...…………………
3.1. Конструкция механизмов поворота…………………………………………..
3.2. Расчет механизма поворота…………………………………………………...
3.2.1. Определение моментов сил сопротивления повороту…………………
3.2.2. Определение мощности двигателя механизма…………………………
3.2.3. Определение параметров трансмиссии …………………..……...……...
3.2.4. Расчет на прочность вала ведущей шестерни…………………………..
3.2.5. Проверочный расчет приводной шестерни ОПУ……………………...
4. Механизм изменения вылета груза……………………………………………
154
3
3
3
4
4
16
16
16
17
17
18
19
24
25
31
34
35
36
39
40
40
44
48
49
50
52
54
54
56
56
63
63
69
70
73
74
76
77
80
4.1. Классификация механизмов изменения вылета груза………………………
4.2. Проектирование механизма изменения вылета с гибкой подвеской стрелы…….
4.3. Проектирование механизма изменения вылета с канатной тягой………….
4.4. Проектирование механизма вылета стрелы крана с гидроприводом………
4.4.1. Определение параметров механизма наклона стрелы………………….
4.4.2. Определение параметров механизма выдвижения секций стрелы……
5. Электрический и гидравлический приводы механизмов кранов….……...
5.1. Электрический привод………………………………………………………...
5.2. Гидравлический привод……………………………………………………….
5.2.1. Общая характеристика гидравлического привода грузоподъемных
кранов……………………………………………………………………….
5.2.2. Гидравлическая схема и взаимодействие ее элементов на краны…….
5.2.3. Устройство и назначение элементов гидропривода…………………...
5.2.3.1. Насосы………………………………………………………….…
5.2.3.2. Гидродвигатели…………………………………………………..
5.2.3.3. Аппараты управления гидроприводом…………………...……..
5.2.3. Расчет параметров гидрообъемных передач………………………..…..
Заключение……………………………………………………………………………..
Библиографический список рекомендуемой литературы……………………….
Приложения..…………………………………………………………………………...
155
80
84
86
89
89
91
93
93
97
97
97
101
101
105
110
119
122
123
124
Учебное издание
Калинин Юрий Иванович, Устинов Юрий Федорович,
Жулай Владимир Алексеевич, Муравьев Владимир Александрович
ПРОЕКТИРОВАНИЕ МЕХАНИЗМОВ
ГРУЗОПОДЪЕМНЫХ КРАНОВ
Учебно-методическое пособие
по курсовому проектированию
Редактор Акритова Е. В.
Подписано в печать 11.11.2010г. Формат 60х84 1/8. Уч.-изд.л. 16,0
Усл.печ. л. 16,5. Бумага писчая. Тираж 150 экз. Заказ №
Отпечатано: отдел оперативной полиграфии издательства учебной литературы и учебнометодических пособий Воронежского государственного
архитектурно-строительного университета
394006 Воронеж, ул. 20-летия Октября, 84
156
Документ
Категория
Без категории
Просмотров
176
Размер файла
3 403 Кб
Теги
грузоподъемными, механизм, 348, проектирование, кранов
1/--страниц
Пожаловаться на содержимое документа