close

Вход

Забыли?

вход по аккаунту

?

757.Калинин, Ю.И.Автомобильные краны.Конструкция и расчет

код для вставкиСкачать
Министерство образования и науки РФ
Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение
высшего профессионального образования
"Воронежский государственный архитектурно-строительный университет"
Ю.И. Калинин, Ю.Ф. Устинов, В.А. Жулай, В.А. Муравьев
АВТОМОБИЛЬНЫЕ КРАНЫ
Конструкция и расчет
Учебное пособие
Допущено УМО вузов РФ по образованию в области транспортных машин
и транспортно-технологических комплексов в качестве учебного пособия
для студентов вузов, обучающихся по направлениям подготовки бакалавров
"Наземные транспортно-технологические комплексы" (профиль подготовки
«Подъемно-транспортные, строительные, дорожные машины и оборудование»),
"Эксплуатация транспортно-технологических машин
и комплексов" (профиль подготовки «Сервис транспортных и технологических машин
и оборудования (Строительные, дорожные и коммунальные машины)»), специальности
"Наземные транспортно-технологические средства" (специализация "Подъемнотранспортные, строительные, дорожные средства и оборудование") и направлениям
подготовки магистров «Наземные транспортно-технологические комплексы»
и «Эксплуатация транспортно-технологических машин и комплексов»
Воронеж – 2014
УДК 621.86
ББК 39.33
К172
Рецензенты:
кафедра промышленного транспорта, строительства и геодезии
Воронежской государственной лесотехнической академии;
В.А. НИЛОВ, доктор технических наук, профессор кафедры
ГКПД Воронежского государственного технического университета
Калинин, Ю.И.
К172
Автомобильные краны. Конструкция и расчет : учеб. пособие /
Ю.И. Калинин, Ю.Ф. Устинов, В.А. Жулай, В.А. Муравьев / Воронежский
ГАСУ. – Воронеж, 2014, - 160 с.
ISBN 978-5-89040 –492-3
Содержит сведения, позволяющие студенту получить целостное представление о конструкции и методике общего расчета автомобильных кранов, конструкции и расчете механизмов с гидроприводом и элементов несущей металлоконструкции.
Предназначено для студентов вузов, обучающихся по направлениям
190600 "Эксплуатация транспортно-технологических машин и комплексов",
190100 "Наземные транспортно-технологические комплексы", специальностям
190603 "Сервис транспортно-технологических машин и комплексов", 190205
"Подъемно-транспортные, строительные, дорожные машины и оборудование".
Пособие может быть полезно инженерно-техническим работникам сферы эксплуатации автомобильных кранов.
Ил. 117. Табл. 20. Библиогр.: 20 назв.
УДК 621.86
ББК 39.33
ISBN 978-5-89040 –492-3
© Калинин Ю.И., Устинов Ю.Ф.,
Жулай В.А., Муравьев В.А., 2014
© Воронежский ГАСУ, 2014
2
Оглавление
Введение………………………………………………………………………...
1. Конструкция автомобильных кранов…………………………………...
1.1. История развития автомобильных кранов в России…………..
1.2. Конструкция современных автокранов………………………….
1.2.1. Коробки отбора мощности……………………………………..
1.2.2. Опорные рамы……………………………………………………
1.2.3. Выносные опоры…………………………………………………
1.2.4. Механизмы блокировки………………………………………….
1.2.5. Опорно-поворотные устройства (ОПУ)………………………
1.2.6. Поворотные платформы………………………………………..
1.2.7. Кабины управления кранами…………………………………….
1.2.8. Стреловое оборудование………………………………………...
1.2.9. Крюковая обойма………………………………………………...
1.3. Механизмы кранов………………………………………………….
1.3.1 Механизм подъема груза………………………………………...
1.3.2. Механизмы поворота……………………………………………
1.4. Гидропривод автомобильных кранов…………………………….
1.4.1. Общая характеристика гидропривода автокранов…………..
1.4.2. Гидравлические схемы привода автокранов…………………...
1.4.3. Устройство и назначение элементов гидропривода
1.4.4. Аппараты управления гидроприводами
2. Общий расчет автомобильного крана…………………………………...
2.1. Разработка расчетной геометрической схемы автокрана…...
2.1.1. Выбор базового автомобиля…………………………………….
2.1.2. Определение масс узлов автокрана…………………………….
2.1.3. Определение геометрических параметров крановой установки...
2.1.4. Определение координат центра тяжести крана…………….
2.2. Проверка устойчивости крана от опрокидывания…………….
2.2.1. Проверка устойчивости крана при испытательных нагрузках…
2.2.2. Проверка устойчивости крана при номинальных нагрузках…
2.2.3. Построение грузовысотной характеристики крана………….
3. Расчет механизмов крана………………………………………………….
3.1. Расчет механизма подъема груза…………………………………
3.1.1. Исходные данные для расчета механизма подъема груза……
3.1.2. Определение режима работы механизма……………………...
3.1.3. Выбор параметров полиспаста………………………………...
3.1.4. Выбор грузоподъемного каната………………………………...
3.1.5. Расчет крюковой подвески……………………………………...
3.1.6. Определение параметров барабана…………………………….
3.1.7. Определение потребной мощности лебедки…………………..
3.1.8. Выбор редуктора………………………………………………...
3
5
6
6
11
13
16
17
18
19
20
25
26
32
33
33
37
39
39
40
44
53
66
66
66
69
70
74
75
75
78
81
82
82
83
84
85
86
87
88
93
94
3.1.9. Стали для зубчатых колес………………………………………
3.1.10. Выбор муфт…………………………………………………….
3.1.11. Выбор тормоза…………………………………………………
3.1.12. Компоновка грузоподъемного механизма…………………….
3.1.13. Компоновка опорной рамы лебедки…………………………...
3.2. Расчет механизма поворота платформы………………………
3.2.1. Кинематические схемы механизма поворота…………………
3.2.2. Исходные данные для расчета механизма поворота…………
3.2.3. Определение моментов сил сопротивлений повороту………..
3.3. Расчет деталей механизма поворота…………………………...
3.4. Расчет механизма наклона стрелы……………………………...
3.5. Расчет механизма телескопирования стрелы…………………
3.6. Расчет параметров гидропривода механизмов…………………
4. Расчет элементов металлоконструкции крана…………………………
4.1. Расчет балок выносных опор……………………………………...
4.1.1. Определение опорных нагрузок крана…………………………..
4.2. Расчет телескопической стрелы………………………………..
5. Правила безопасной эксплуатации автомобильных кранов…………
Контрольные вопросы и задания…………………………………………...
Заключение ……………………………………………………………………
Библиографический список рекомендуемой литературы……………….
Приложение 1. Определение центра тяжести крана и нагрузок……………
Приложение 2. Схемы автомобильных шасси для крановых установок…..
4
100
103
104
105
108
109
109
110
111
117
120
123
126
133
133
133
136
143
147
150
151
153
157
Введение
В настоящее время прослеживается тенденция расширения рынка грузоподъемных кранов за счет стреловых самоходных кранов, в частности – за счет
автомобильных кранов. Их высокая мобильность, умеренная стоимость и достаточно хорошие грузовысотные характеристики, отвечающие условиям малоэтажного, коттеджного, сельского строительства, ремонтно-строительных и
монтажных работ – факторы, позволяющие успешно конкурировать на рынке
грузоподъемной техники.
Все грузоподъемные машины относятся к промышленным средствам повышенной опасности, так как всякий груз, поднятый на некоторую высоту, обладает определенной вероятностью падения. Это предъявляет особые требования к ним, так как в зоне действия грузоподъемных кранов всегда могут находятся люди и персонал.
Анализ аварийных ситуаций с грузоподъемными кранами показывает, что
автомобильные краны занимают первую строчку в этом черном списке. Но это
не является их органическим свойством. Особенность их эксплуатации заключается в том, что благодаря своим возможностям достаточно оперативно перемещаться по строительным объектам, они наиболее часто выпадают из сферы
надзора лиц, призванных обеспечить безопасную эксплуатацию грузоподъемной техники.
Подготовка бакалавров по профилям "Подъемно-транспортные, строительные, дорожные машины и оборудование" (направление 23.03.02), "Сервис
транспортных и технологических машин и оборудования (направление
23.03.03) предусмотрено изучение дисциплин "Подъемно-транспортные машины и оборудование" и "Грузоподъемные машины" соответственно. В рамках
изучения этих дисциплин студенты должны выполнить курсовой проект по
грузоподъемным машинам. Специализация "Подъемно-транспортные, строительные, дорожные средства и оборудование (специальность 23.05.01) также
предусматривает изучение дисциплины "Грузоподъемные машины и оборудование" с выполнением курсового проекта по грузоподъемным машинам.
Студенты должны знать не только конструкцию грузоподъемных кранов,
но и уметь анализировать конструктивные особенности кранов, оценивать и
прогнозировать их влияние на эксплуатационную безопасность. При этом знание Правил устройства и безопасной эксплуатации грузоподъемных кранов ПБ
10-382-00 является обязательным в рамках изучения дисциплины «Грузоподъемные машины» и должно найти отражение в курсовом проекте при расчете
устойчивости кранов от опрокидывания, при расчете элементов и механизмов
крана на прочность и долговечность. При разработке вопросов выбора типоразмера грузоподъемного крана для выполнения требуемого вида грузоподъемных работ, организации их безопасной эксплуатации также необходимо знать
конструктивные особенности кранов и возможности их применения. Методика
решения этих задач и рассматривается в настоящем пособии.
5
1. КОНСТРУКЦИЯ АВТОМОБИЛЬНЫХ КРАНОВ
1.1. История развития автомобильных кранов в России
Стреловые самоходные краны, обозначаемые по современной индексации литерами «КС» (рис.1.1), включают в себя большую группу крановых установок.
Они могут быть смонтированы на гусеничном, пневмоколесном, автомобильном
шасси, на специальном шасси автомобильного типа, на короткобазовом двухосном самоходном или прицепном шасси.
Г р у з о п о д ъ е м н о с т ь, т
Исполнение стрелового оборудования
4 6,3 10 16 25 40
63 100 >100
6
С канатной подвеской
1
7
7
С жесткой подвеской
2
3
4
5
6
8
9
Размерная группа
8
Телескопическое
К С- 0 0 0 0
Ходовое оборудование
Гусеничное------------------ 1
Гусеничное уширенное-- 2
Пневмоколесное----------- 3
Спецшасси------------------ 4
Автомобильное------------ 5
Тракторное----------------- 6
Прицепное------------------ 7
1 2 3 4
5
6 7 8 9
Номер модели
Рис. 1.1. Индексация стреловых самоходных кранов общего назначения:
первая цифра – номер размерной группы (шифр грузоподъемности); вторая цифра шифр ходового оборудования; третья цифра - шифр исполнения стрелы. Если третья
цифра будет 8, это означает кран с телескопической стрелой, которая всегда
исполняется с жесткой подвеской. Четвертая и последующие цифры (буквы)
обозначают номер модели крана по усмотрению завода-изготовителя
Автомобильными кранами называют крановые установки, смонтированные
на шасси серийного автомобиля. Современному исполнению российских автомобильных кранов в зависимости от грузоподъемности присваиваются индексы
КС – 2561 (2571) ÷ КС – 5571. Марку кранам присваивают по традиции в соответствии с историческим местом расположения завода-изготовителя: «Ульяновец», «Ивановец», «Челябинец», «Галичанин», «Клинцы», «Мотовилиха» и др.
Некоторые краны имеют специфические марки: «Силач» (Дрогобуж), «Газпром-кран» (Камышин).
6
Начало выпуска кранов на пневмоходу на бывшей территории Советского Союза положило постановление СНК Союза ССР от 26 декабря 1929 г., в
котором говорилось о необходимости снабжения строительных организаций
строительными машинами путем создания прокатных баз импортной техники,
а также об организации в учебных заведениях кафедр по подготовке инженерно-технических кадров для строительного машиностроения.
Уже в начале тридцатых годов было создано машиностроительное объединение, в которое вошло девять заводов. Это ленинградские заводы им. Кирова и «Красный металлист», московские - «Красный блок» и «Подъемник»;
харьковские заводы им. Ленина и им. Шевченко; казанский «Серп и молот»,
одесский завод им. Январского восстания, завод им. Ленина в Никополе. С
этого времени началась их специализация по производству подъемнотранспортного оборудования.
В 1932 г. был изготовлен первый кран на пневматическом ходу московским заводом «Подъемник». Первый кран АТП-1 на автомобильном шасси Я-5
Ярославского автозавода был изготовлен в 1934 г. ленинградским заводом
«Красный металлист». Кран имел грузоподъемность 1,5 т на вылете 4,5 м.
Привод механизмов крана осуществлялся собственным двигателем, устано вленным на поворотной платформе крана под общим капотом с местом для
крановщика.
В 1936 г. Харьковским заводом им Шевченко было разработано крановое
оборудование АТК-1, пригодное для установки как на тракторный ход, так и
на автомобильный. В дальнейшем изготовление автомобильного варианта
крана было передано одесскому заводу им. Январского восстания. При установке кранового оборудования на трехосный автомобиль ЗИС-6 модернизированная модель получила индекс АТК-3. Кинематическая схема этого крана
с вертикальными валами была технологически сложна и неудобна при ремонте (рис. 1.2).
Рис. 1.2. Кинематическая схема автокрана АТК-3
7
Мощность в этой схеме отбиралась у коробки перемены передач 1 зубчатой передачей 2 и карданным валом 3 и передавалась на центральный реверс
4. Выход с реверса осуществлялся вертикальным валом 5, расположенным в
трубчатой колонне по оси вращения крана. Вал 5 связан горизонтальной зубчатой передачей 6 с вертикальным валом 7, имеющим червячные передачи 8 и
9 для привода барабанов стрелоподъемной лебедки 10 и барабана грузоподъемной лебедки 11. Включение лебедок осуществлялось кулачковой муфтой 12
по выбору. Вертикальный вал 7 имел коническую передачу с дисковой муфтой 13 для привода червячной передачи 14 механизма поворота крана.
В 1938 -1939 г. ленинградский завод «Красный металлист» разработал
новый вариант автомобильного крана АК-3 с индивидуальным электроприводом механизмов и каждой выносной опоры. Конструкция была прогрессивной, но оказалась дорогой. Было изготовлено несколько экземпляров. Великая
Отечественная война внесла свои коррективы в развитие грузоподъемной
техники.
В 1944 г. завод им. Январского восстания после освобождения Одессы
начал производство автомобильного крана грузоподъемностью 3 т с новой
кинематической схемой. Кран имел механическую трансмиссию и центральный привод от двигателя автомобиля. Конструкция оказалась удачной (рис.
1.3). Кран выпускался серийно многими заводами с небольшими изменениями под индексами К-31, К-32. Небольшая грузоподъемность этих кранов не
удовлетворяла эксплуатирующие организации. Балашихинским заводом автомобильных кранов была проведена их модернизация и увеличена груз оподъемность до 5 т у крана АК-5Г, а потом и до 7,5 т (кран АК-75). До 1966
года было произведено около 100 тысяч автокранов с такой кинематической
схемой.
Рис. 1.3. Кинематическая схема автокрана К-31
8
Кран имел раздаточную коробку 1, совмещенную с коробкой отбора мощности 2 для привода крановых механизмов карданным валом 3 через конический
редуктор 4 и центральный вертикальный вал 5, расположенный на оси вращения крана. На центральном валу располагался конический реверс 6, который передавал крутящий момент на распределительную коробку 7. Коробка 7
имела два горизонтальных выходных вала для привода барабанов грузовой 8
и стреловой 9 лебедок. Лебедки приводились в действие червячными парами
10 и 11 соответственно. Поворот крана осуществлялся от распределительной
коробки червячной передачей 12 с конической предохранительной муфтой и
ведущей шестерней 13 опорно-поворотного устройства.
Создание в 1946 г. Всесоюзного научно-исследовательского института
строительного и дорожного машиностроения (ВНИИСтройдормаш) обеспечило развитие строительного краностроения на многие годы вперед. На основе теоретических и экспериментальных исследований были разработаны методики инженерного расчета строительных кранов, типажи строительных
кранов и принципы унификация их узлов по основным направлениям грузоподъемной техники. Институт осуществлял и координацию производства
строительной грузоподъемной техники.
Производство крана К-51 Одесского завода было передано Ивановскому
заводу автомобильных кранов. Кран был модернизирован с увеличением гр узоподъемности до 6 т ( К-61), а в дальнейшем до 6,3 т (К-64) в соответствии со
стандартным рядом грузоподъемностей. Кран имел телескопическую стрелу и
был установлен на шасси автомобиля МАЗ-500.
Одесский завод продолжал работать над улучшением технических показателей автомобильных кранов. Был разработан кран К-52 с индивидуальным
электроприводом механизмов от генератора, приводимого трансмиссией автомобиля. Производство крана К-52 было поручено Ивановскому заводу автомобильных кранов. В дальнейшем кран был модернизирован. Он оснащался
обычными стрелами различной длины и телескопической стрелой 8,4 - 12,4 м.
.Аналогичные по параметрам краны производились Челябинским механич еским заводом.
Линейка кранов в диапазоне грузоподъемностей от 2,5 до 16 предусматривалось использовать шасси автомобилей ГАЗ-51, ЗИЛ-120, ЗИЛ-130, ЗИЛ164, МАЗ-200, МАЗ-500, ЯАЗ-210, КрАЗ-219.
Одесский завод продолжал интенсивно работать над повышением груз оподъемности кранов. Была разработана конструкция крана К-104 с индивидуальным электроприводом механизмов грузоподъемностью 10 т. Производство
этого крана было передано на Камышинский крановый завод. Кран устанавливался на автомобиль ЯАЗ-210. При установке этого крана на автомобиль
КрАЗ- 219 грузоподъемность крана достигла 16 т (К-162).
Автомобильные краны с индивидуальным электрическим приводом были
достаточно сложны и имели высокую стоимость. Выходом из этого положения было создание кранов с гидроприводом. Первый кран с гидравлическим
9
приводом был создан в середине 50-х годов на львовском автобусном заводе,
где в то время производились автомобильные краны ЛАЗ-690. Отсутствие
специализированного гидрооборудования в то время не позволило запустить
эти краны в серийное производство. Аналогичная участь постигла и кран
АКГ-6,3 с гидроприводом Балашихинского завода автомобильных кранов. Но
работы по созданию кранов с гидроприводом не прекращались. Ивановский
завод автомобильных кранов в 1959 г приступил к выпуску кранов К-2,5-1Г с
гидроприводом грузоподъемностью 2,5 т на автомобиле ГАЗ-51А. В 1960 г.
ЦКБ "Главстроймеханизация" был разработан и изготовлен кран МКА-10Г с
гидроприводом механизмов грузоподъемностью 10 т.
В 1965 г. на Дрогобычском заводе автомобильных кранов начался выпуск крана АКГ-6,3 с гидроприводом на автомобиле ЗИЛ-130. Эксплуатация
автомобильных кранов с гидроприводом показала их существенные преимущества по сравнению с кранами с механическим и электрическим приводом.
Заметно снизилась масса крановых установок. Это дало толчок к решению
вопросов по созданию специализированных предприятий по выпуску качественно нового гидрооборудования: насосов, гидромоторов, гидроцилиндров,
распределителей, шлангов высокого давления и другой гидроаппаратуры.
Возможности создания автомобильных кранов большой грузоподъемности определялись наличием автомобилей, соответствующих условиям стройиндустрии. Развитие и строительство заводов по производству автомобилей
различного назначения ГАЗ, ЗИЛ, КрАЗ, МАЗ. МоАЗ, КамАЗ, "Урал" дало
возможность получать их для установки на них гидрофицированного кранового оборудования.
Распад СССР, обособление Российского государства, переход на капиталистический путь развития снова замедлили развитие строительного краностроения. С другой стороны, заводы, потеряв прежние связи, начали искать
новые с новыми потребностями, с новыми технологиями. Объединившись в
холдинги, они нашли возможность произвести техническую модернизацию
производства, использовать мировые достижения в области краностроения.
Объем выпуска автокранов ведущими заводами России в 2000 году составил
2,4 тыс. шт. различной грузоподъемности. Ежегодный темп роста выпуска
автокранов с 2000 г. по 2008 г. составлял около 26 % . В 2008 г. было выпущено 6,4 тыс. штук автомобильных кранов грузоподъемностью от 16 до 50 т.
Экономический кризис 2008 г. больно ударил по всем отраслям производства
и особенно по строительной отрасли, что естественно отразилось и на производстве кранов. Так, выпуск автокранов в 2009 г. составил всего 1,4 тыс. шт.
Тем не менее российские производители оптимизма не потеряли, неко торые
даже извлекли если не финансовую, то производственно-технологическую и
имиджевую выгоду.
Современная тенденция в автомобильном краностроении ориентирована
на уменьшение массы крановых установок, увеличение грузоподъемности и
высоты подъема груза, увеличение подстрелового пространства, улучшения
10
комфорта управления крановой установкой, повышение надежности и долговечности крановой металлоконструкции, обеспечение безопасности грузоподъемных работ.
1.2. Конструкция современных автомобильных кранов
Автомобильные краны, несмотря на разнообразие базовых автомобилей,
принципиально выполняются по схеме, которая оказалась оптимальной для
всей линейки грузоподъемностей. Механическая трансмиссия для привода автомобильной крановой установки ушла в прошлое. Конкуренция на рынке автомобильных кранов заставляет изготовителей искать пути по улучшению их
качества по всем направлениям. На рис. 1.4 показаны современные автомобильные краны ведущих российских заводов.
Рис. 1.4. Общий вид современных российских автомобильных кранов
11
Большим спросом при производстве строительно-монтажных работ при
малоэтажном, коттеджном и сельском строительстве пользуются краны грузоподъемностью 12,5–25 т. В промышленном строительстве требуются краны
большей грузоподъемности 30 - 100 т. Это влечет за собой увеличение массы крановых установок.
Серийные транспортные автомобили уже не могут нести на себе тяжелые
крановые установки. Для этих целей используют и создают специальные шасси автомобильного типа. Серийные же автомобили используют для установки
кранов грузоподъемностью до 50 т. Практически все заводы, выпускающие
автомобильные краны, в настоящее время освоили выпуск кранов 3, 4, 5 и 6-й
типоразмерных групп, т.е грузоподъемностью соответственно 10 - 15, 16 – 22,
25 – 30, 32 – 40 т, что соответствует стандартному ряду грузоподъемностей.
Конструктивное исполнение современного автомобильного крана с
жесткой подвеской стрелы показана на рис. 1.5. На лонжероны 1серийного автомобиля (ГАЗ, КамАЗ, МАЗ, УАЗ, Урал) крепится специальная опорная рама
2 крановой установки с выдвижными опорами (аутригерами) 3. На раме установлено опорно-поворотное устройство 4, на которое опирается поворотная
платформа 5. Поворотная платформа имеет портал с консолью 6 и проушины
для присоединения стрелы . На консоли портала установлена грузоподъемная
лебедка 7 и контргруз 8.
На поворотной платформе размещен механизм поворота платформы (на
рис. 5 не показан) и кабина крановщика 9 для управления крановой установкой. Стрела 10 крепится к порталу шарниром 11 и гидроцилиндром 12 наклона стрелы. Стрелы современных автомобильных кранов, как правило, телескопические и обычно имеют от одной до трех выдвижных секций 13. В зависимости от грузоподъемности краны снабжаются 2-х, 4-х, 6- или 8-кратным
полиспастом 14.
Рис. 1.5. Чертеж общего вида автомобильного крана
12
В кабине крановщика установлено кресло для оператора, пульт управления краном и приборы контроля вылета и величины поднимаемого груза. В
транспортном положении стрела опирается на специальную стойку 15. Для
увеличения подстрелового пространства стрелу крана иногда комплектуют
гуськом длиной 7 - 10 метров или удлинителем. Если предусмотрена возможность передвижения крана с грузом на крюке, то крановая установка снабжается устройством блокировки рессор.
Автомобильное шасси, предназначенное для установки на него кранового
оборудования, дополняется коробкой отбора мощности для привода насосов.
1.2.1. Коробки отбора мощности
Конструкция коробки отбора мощности (КОМ) предопределена конструкцией трансмиссии базового автомобиля. КОМ может быть встроена в трансмиссию как промежуточная опора карданного вала шасси или установлена на
корпусе коробки перемены передач. На автомобилях с трехосным шасси КОМ
устанавливают на раздаточных коробках. На рис. 1.6 показан чертеж коробки
отбора мощности двухосного автомобиля МАЗ. Здесь КОМ установлена на
картере коробки передач шасси. В ней шестерня 1 находится постоянно в зацеплении с зубчатым колесом коробки передач шасси. Передача крутящего
момента на выходной вал 2 привода насосов происходит при подаче воздуха в
полость А пневмоцилиндра 3. Под действием сжатого воздуха поршень 4 перемещает шток 5, который давит на штифт 6, связанный с нажимным кольцом
7. Нажимное кольцо перемещает по шлицам вала 2 зубчатое колесо 8 и вводит
его в зацепление с шестерней 1, преодолев усилие пружины сжатия 9. При соединении полости А с атмосферой пружина 9 выводит колесо 8 из зацепления
с шестерней 1 и передача крутящего момента на вал 2 прекращается.
Рис. 1.6. Чертеж коробки отбора мощности двухосного шасси МАЗ
13
Выходной вал 2 может быть присоединен с помощью карданной передачи
непосредственно к гидронасосу или к распределительному редуктору для привода нескольких насосов, как на рис. 1.7. Здесь фланец 1 карданной передачи
передает крутящий момент на вал 3 с шестерней 2. В зацеплении с этой шестерней находятся зубчатые колеса 4 и 5, расположенные на валах гидр онасосов 6 и 7 и обеспечивающие их функционирование.
Рис. 1.7. Чертеж коробки привода гидронасосов
На автокране КС-55713-1, смонтированном на базе автомобиля КамАЗ –
55111, коробка отбора мощности 1 (рис. 1.8) установлена на коробке перемены
передач 2 автомобиля. Она одновременно является раздаточным редуктором.
Ее выходные валы 3 соединены карданными передачами 4 с насосами 5 и 6, закрепленными на кронштейнах опорной рамы крана. Такая конструкция КОМ
позволяет осуществлять индивидуальный или групповой ввод насоса в работу
гидросистемы крана.
На рис. 1.9 показан сборочный чертеж такой коробки. Центральное зубчатое колесо 1 на валу 2 находится в постоянном зацеплении с шестерней первичного вала коробки перемены передач автомобиля. С колесом 1 также находятся в зацеплении шестерни 3 и 4, расположенные на валах 5, 6 на шариковых
подшипниках. Шестерни и валы снабжены зубчатыми полумуфтами.
14
Рис. 1.8. Чертеж установки КОМ на автокране КС-55713-1
Рис. 1.9. Сборочный чертеж КОМ автокрана КС-55713-1
15
При передвижении крана шестерни 3 и 4 свободно вращаются на подшипниках, а валы 5 и 6 остаются неподвижными. Ввод каждого насоса в работу осуществляется перемещением соответствующей вилки 7 или 8, которая
вводит в зацепление подвижную часть полумуфт колес в зацепление с полумуфтами вала. Вилки перемещаются пневмоцилиндрами 9 и 10 при подаче в
них воздуха. Возврат вилок на отключение насосов осуществляется пружинами
11 и 12 при сбросе давления воздуха в пневмоцилиндрах 9, 10.
1.2.2. Опорные рамы
Опорная рама (рис. 1.10) состоит из двух продольных балок 1, связанных
по концам поперечными балками 2, в которых размещают выдвижные балки
выносных опор.
Рама несет на себе кольцо 3 для крепления опорноповоротного устройства и вращающегося соединения гидромагистрали. Опорная рама крепится на лонжероны 4 автомобиля путем стяжки с ней планками
5 и болтами 6 с гайками 7. Для исключения деформации лонжеронов в их
внутреннюю полость вводят распорные вставки 8 с установочными винтами 9.
К имеющимся на лонжеронах кронштейнам опорная рама крепится дополнительно с помощью прокладок 10 болтами 11 с гайками 12.
Рис. 1.10. Сборочный чертеж опорной рамы автокрана КС – 3571
16
1.2.3. Выносные опоры
Выносные опоры предназначены для увеличения опорного контура и
обеспечения необходимой устойчивости крана согласно его грузовой характеристике. Техническое решение увеличения опорного контура осуществляют с
помощью откидных, поворотных или выдвижных опор. Принципиальное отличие откидной опоры от поворотной заключается в том, что первая крепится к
опорной раме шарниром с горизонтальным пальцем, а вторая – шарниром с
вертикальным пальцем. На современных автомобильных кранах в основном
применяются выносные опоры двух типов: поворотные и выдвижные. На рис.
1.11 представлена конструкция поворотной выносной опоры. Она состоит из
поворотной балки 1 сложной конфигурации. Балка одним концом соединена
вертикальным шкворнем 2 с проушиной 3 опорной рамы 4. На другом конце
поворотной балки закреплена в специальной обойме 5 гидроопора 6. Шток гидроопоры в рабочем положении крана опирается на специальный башмак 7, который в свою очередь при работе крана устанавливают на прочную подкладку
8. В транспортном положении поворотная опора фиксируется подпружиненным
пальцем 9 с фиксатором 10.
Рис. 1.11. Конструкция поворотной выносной опоры крана
Выдвижная опора (рис. 1.12) представляет собой балку 1 коробчатого сечения, которая перемещается гидроцилиндром 2 внутри поперечной балки 3
опорной рамы. Гидроцилиндр 2 выдвижения опоры размещается внутри самой
выносной опоры и своим штоком крепится к ней с помощью пальца 4, корпус
же гидроцилиндра крепится к опорной раме с помощью пальца 5. Открытый
конец каждой выносной опоры заканчивается обоймой 6, в которой с помощью
17
кольцевого ригеля 7 закреплены гидроцилиндры 8 вывешивания опорной рамы.
Гидроцилиндры 8 имеют только два положения штока: полностью втянутое
(транспортное) и полностью выдвинутое (рабочее). Штоки гидроцилиндров для
вывешивания рамы имеют сферические окончания для исключения действия на
них изгибающих сил при опирании на подпятник в рабочем положении. Для
исключения самопроизвольного выдвижения выносной опоры в транспортном
положении на поперечных балках опорной рамы установлены пружинные фиксаторы 9. При установке крана на опоры фиксаторы должны быть выключены
путем отвода рукоятки 10 фиксатора на упор 11.
Рис. 1.12. Конструкция выдвижных опор автомобильного крана
1.2.4. Механизм блокировки
Механизм блокировки задней подвески автомобиля предназначен для
жесткого соединения заднего моста шасси автомобиля с опорной рамой крана
при работе без опор с разрешенной грузоподъемностью. Один из вариантов механизма блокировки задней подвески базового автомобиля с крановым оборудованием показан на рис. 1.13. Блокировка осуществляется вводом пальца 1
специального захвата 2, шарнирно укрепленного на опорной раме 3, в зацепление с крюком 4, установленного на балке 5 заднего моста автомобиля. Управление захватом может осуществляться гидроцилиндром или винтовой тягой 6.
18
Рис. 13. Чертеж механизма блокировки упругой подвески автокрана
1.2.5. Опорно-поворотные устройства (ОПУ)
Опорно-поворотным устройством на автомобильном кране служит шариковый или роликовый однорядный круг как с внутренним, так и с внешним зацеплением с шестерней механизма поворота. На рис. 1.14 показано однорядное
роликовое ОПУ с внутренним зацеплением. Внутреннее кольцо 1 с зубчатым
венцом крепится к опорной раме 2, а внешние кольца 3 крепятся к привальному кольцу 4 поворотной платформы 5, на которой и устанавливается привод
поворота с ведущей шестерней 7. Правила устройства и безопасной эксплуатации грузоподъемных кранов рекомендуют применять для предотвращения самоотвинчивания гаек крепления ОПУ стопорные планки 6.
Рис. 1.14. Фрагмент чертежа роликового опорно-поворотного устройства
19
На рис. 1.15 показано шариковое ОПУ с внешним зацеплением, установленное на кране КС-45717-1.
Рис. 1.15. Установка однорядного шарикового ОПУ с внешним зацеплением
Внешнее неподвижное кольцо 1 с зубчатым венцом крепится к опорной
раме штатными болтами 2. Защита тел качения 3 и их смазки от пыли осуществляется уплотнительными манжетами 4. Внутреннее поворотное кольцо 5
крепят к привальному кольцу 6 поворотной платформы 7 штатными болтами 8.
Механизм поворота с таким ОПУ выносят на край поворотной платформы (см.
ниже рис. 1.20).
1.2.6. Поворотная платформа
Поворотная платформа является несущей металлоконструкцией, на которой монтируются все элементы поворотной части крана. Поворотная платформа крана выполняется обычно в виде сварной рамы. Основу платформы составляет система продольных и поперечных балок открытого или закрытого профиля. Сверху эта конструкция имеет листовой настил. На рис. 1.16 показано размещение на платформе крановых механизмов с механическим приводом крана
от двигателя автомобиля через коробку отбора мощности и раздаточную коробку. Механизм изменения вылета груза (наклона стрелы) на кранах с механической трансмиссией осуществляется стрелоподъемной лебедкой, у которой
стрелоподъемный канат проходит через блоки двуногой стойки.
20
Рис. 1.16. Расположение механизмов на поворотной платформе крана КС-3561:
1 – кабина; 2 – механизм поворота; 3 – раздаточная коробка; 4 – карданная передача;
5 – стреловой барабан; 6 – ось блоков двуногой стойки; 7 – грузовой барабан; 8 – редуктор;
9 – тормоз
Платформа крана с гидроприводом (рис.1.17) имеет специфическую конфигурацию. Она выполняется сварной из горизонтального 1 и вертикальных 2
толстолистовых элементов, усиленных коробчатыми элементами 3 и ребрами 4.
Снизу к горизонтальному элементу приваривается привальное кольцо 5 для
крепления к опорно-поворотному устройству.
На платформе выполнен ряд элементов для крепления крановых механизмов и устройств: проушины 6 для установки стрелы; проушины 7 для
опоры цилиндра подъема стрелы; опорный фланец 8 под механизм поворота;
балки 9 с бобышками для крепления механизм подъема груза с прижимным
роликом; фланцы 10 для навески литого контргруза. Контргруз может также
быть подвешен снизу консольной части платформы под лебедкой. Площадка 11
21
служит для размещения кабины управления краном, распределителей гидр оуправления, системы обогрева кабины.
Рис. 1.17. Чертеж металлоконструкции поворотной платформ крана КС-3571
Поворотная платформа крана КС-45717 (рис.1.18) выполнена рациональнее по металлоемкости и технологичнее в изготовлении. По этой схеме выполняются поворотные платформы большинства автомобильных кранов. Дополнительную жесткость вертикальным несущим листам придают пояса по их верхним свободным кромкам. Применение низколегированных конструкционных
сталей типа 09Г2С, 15ХСНД обеспечивает необходимую прочность и возмо жность эксплуатации при низких температурах.
22
Рис. 1.18. Общий вид поворотной платформы крана КС-45717-1:
1 – проушина крепления стрелы; 2 – места крепления грузовой лебедки; 3 – привальное
кольцо крепления ОПУ; 4 – проушины крепления гидроцилиндра наклона стрелы;
5 – места крепления мех. поворота; 6 – места крепления гидрораспределителей
На рис. 1.19 показан чертеж общего вида поворотной платформы крана
КС-3575А с установленным на ней оборудованием.
На консольной части платформы размещена грузовая лебедка 1 с гидравлическим приводом. Механизм поворота 2 с гидравлическим приводом имеет
вертикальное исполнение. Система обогрева 3 кабины крановщика независимая. Система управления краном гидромеханическая с помощью командоаппаратов 4 и гидрораспределителей 5. Кресло 6 крановщика регулируемое с пр ужинной подвеской. При сравнении платформ кранов с механическим и с гидравлическим приводом (см. рис. 1.16, 1.19, 1.20) преимущества кранов с гидравлическим приводом становятся очевидными. Значительно снижается ме23
таллоемкость механизмов на поворотной платформе, упрощается обслуживание
и ремонт механизмов.
Рис. 1.19. Чертеж общего вида платформы крана КС-3575А
Рис. 1.20. Общий вид поворотной платформы крана КС-55716:
1 – металлоконструкция поворотной платформы; 2 – механизм поворота; 3 – грузовая лебедка;
4 – контргруз; 5 – кресло крановщика; 6 – джойстики управления крановыми
механизмами; 7 – педали управления двигателем автомобиля
24
Дальнейшее совершенствование крановых установок направлено на улучшение комфортабельности условий работы крановщика, повышение безопасности
проведения грузоподъемных работ, обеспечение удобства управления.
1.2.7. Кабина крановщика
Кабина должна отвечать санитарным и эргономическим требованиям при
управлении крановой установкой. Площадь пола, высота кабины и ее объем
должны соответствовать требованиям правил устройства и безопасной эксплуатации грузоподъемных кранов. Усилия заводов-изготовителей при разработке кабин направлены на уменьшение шума и улучшение виброизоляции
кабин, создание комфортных температурных условий. Одним из основных
условий безопасности выполнения грузоподъемных работ является обеспечение достаточной обзорности зоны перемещения крюковой подвески. На рис.
1.21 показано исполнение кабины крановщика современного автомобильного
крана КС-55716.
Рис. 1.21. Общий вид кабины крановщика
25
Кабина позволяет обеспечить достаточную обзорность фронта перемещения груза за счет почти кругового остекления стенок кабины. Безопасность
производства работ обеспечивается также наличием пульта управления 1, на
котором установлен дисплей ограничителя грузоподъемности с блоком обработки данных о величине груза и вылете, световая индикация о функционировании ограничителя высоты подъема крюка и других элементов. С пульта
обеспечивается включение фары-прожектора 2, стеклоочистителя 3, вентилятора 4, плафона освещения кабины 5, проблескового маячка 6, отопителя 7.
Контроль положения крана на рабочей площадке обеспечивается креномером
8. Управление рабочими движениями крановой установки осуществляется четырехпозиционными джойстиками. Левый джойстик 9 обеспечивает управление поворотом крановой установки и телескопированием стрелы. Правый
джойстик 10 управляет подъемом (опусканием) стрелы и груза. Управление
двигателем (топливоподача) осуществляется педалью 11. На пульте установлены контрольные лампы, сигнализирующие о давлении в гидросистеме, засоренности фильтра и др. Кресло крановщика имеет необходимые регулировки,
обеспечивающие удобство управления крановой установкой в соответствии с
физическими особенностями конкретного оператора.
1.2.8. Стреловое оборудование
Стреловое оборудование современных автомобильных кранов, как правило, выполняется телескопическим из 2, 3, 4-х секций (рис. 1.22).
Рис. 1.22. Чертеж телескопической стрелы автокрана КС-3571
26
Корневая секция 1 укреплена шарнирно с помощью оси (сечение Г - Г) на
портале поворотной платформы. Для крепления стрелоподъемного гидроцилиндра 4 на стреле и на поворотной платформе выполнены специальные кронштейны с проушинами. Гидроцилиндр устанавливается в проушинах на пальцах и сферических подшипниках скольжения 5 (сечение Б - Б). В головной части секции 3 расположена обойма неподвижных блоков 7 грузового полиспаста (сечение А - А) и обводной блок 9, через который проходит грузоподъемный
канат 6. Свободный конец грузоподъемного каната после схода с крюковой
обоймы 8 прикреплен с помощью клинового коуша к проушине оголовка третьей секции стрелы (сечение В-В). Такая конструкция обеспечивает установку
шестикратного грузового полиспаста.
В зависимости от грузоподъемности стрела может удерживаться одним
или двумя гидроцилиндрами (жесткая подвеска стрелы). Типовая конструкция
стрелоподъемного гидроцилиндра показана на рис. 1.23.
Рис. 1.23. Чертеж гидроцилиндра подъема стрелы крана
Шток 1 гидроцилиндра выполнен из трубы с приваренными проушиной 2
и поршневой шейкой 3, на которой крепится поршень 4 с уплотнительными
элементами. Корпус 5 гидроцилиндра также имеет приваренное днище 6 с пр оушиной и съемную крышку 7 с уплотнительными элементами. Обе проушины
снабжены сферическими подшипниками скольжения 8. Поршневая и штоковая
полости гидроцилиндра для подачи в них рабочей жидкости имеют отверстия А
и Б, расположенные таким образом, что при подходе поршня к своим крайним
положениям отверстия перекрываются поршнем и образуют гидравлические
демпферы, препятствующие удару поршня о днище цилиндра или крышку за
счет перетекания жидкости из запертой полости через зазор между корпусом и
поршнем.
На рис. 1.24-1 и 1.24-2 показаны чертежи стрелы крана КС-45717, конструкция которой типична для стрел автомобильных кранов.
Каждая секция телескопической стрелы представляет собой сварную коробчатую конструкцию из низколегированной стали. Необходимый зазор между секциями при их взаимном перемещении обеспечивается установкой регулируемых башмаков, ползунов, упоров.
27
Рис. 1.24-1. Чертеж стрелы крана КС-45717
28
Рис. 1.24-2. Чертеж стрелы крана КС-45717
На нижнем листе передней части секций 1 и 2 (сечение Б-Б) установлены
башмаки 4. На внешней хвостовой части секций 2 и 3 установлены ползуны 5
(сечение Г- Г, фрагмент А1). От бокового смещения секции удерживаются
накладками 6, установленными на внешних поверхностях задних частей секций
2 и 3, и упорами 7, установленными на передних частях секций 1 и 2 (с ечения
Б-Б и Г-Г). Упоры 7 устанавливают к боковым поверхностям с минимальным
зазором (до 1 мм). Создаваемый зазор исключает заклинивание секций при их
перемещении. По мере износа упоры 7 поджимают к секциям болтами.
Выдвижение средней секции осуществляется длинноходовым гидроцилиндром 8, у которого проушина 9 штока (фрагмент А1) закреплена в задней части
корневой секции 1, а корпус гидроцилиндра шарнирно закреплен в задней части
секции 2 с помощью траверсы 10 и подшипников скольжения 11 (сечение Г – Г).
На свободном (переднем) конце корпуса гидроцилиндра установлен кронштейн
с траверсой 12 и установленными на ней канатными блоками 13. На траверсе 12
установлена также каретка с катками 14 и роликами 15 (вид Д) для ограничения
движения гидроцилиндра вверх. Выдвижение секции 3 осуществляется канатом
16, который запасован по схеме сдвоенного канатного мультипликатора. Для
этого одни концы каната мультипликатора закреплены в хвостовой части секции 3, а другие концы, обогнув блоки 13, закреплены с помощью винтовых тяг
на траверсе 18, установленной шарнирно в хвостовой части секции 1 (сечение
Е – Е). Таким образом, выдвижение секции 2 осуществляется непосредственно
гидроцилиндром, а секции 3 - одновременно канатным мультипликатором.
Устройство для втягивания секции 3 при небольшом угле наклона стрелы к горизонту осуществляется канатом 19. Для этого в хвостовой части секции
2 установлен блок 20. Втягивающий канат одним концом закрепляется в хвостовой части секции 3 коушем 21 и пальцем 22 (сечение Ж – Ж), огибает блок
20 и другим концом закрепляется в головной части секции 1 с помощью винтового натяжного устройства (фрагмент А2).
29
Длинноходовой гидроцилиндр для выдвижения секций стрелы имеет отличную от подъемного гидроцилиндра конструкцию (рис. 1.25). Ход поршня 2
в цилиндре 1 может достигать 6 м и более. Шток 3 выполнен из трубы, внутри
которого 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 секции 1 стрелы с помощью сферического
подшипника скольжения 8.
Рис. 1.25. Устройство гидроцилиндра выдвижения секций стрелы
На рис. 1.26 представлен вариант четырехсекционной телескопической
стрелы. Взаимодействие секций при их выдвижении аналогично ранее рассмотренной конструкции. На внутренних поверхностях передних частей нижних
листов секций 1, 2, 3 установлены опоры скольжения 5, а на внешних поверхностях хвостовых частей верхних листов секций 2, 3, 4 установлены ползуны 6.
От бокового смещения секции удерживаются соответственно расположенными
опорами скольжения 7 и ползунами 8.
Выдвижение секции 2 осуществляется длинноходовым гидроцилиндром,
шток 9 которого закреплен пальцем в корневой части секции 1, а гильза 10 цилиндра закреплена шарнирно в корневой части секции 2. Секция 3 выдвигается
другим длинноходовым гидроцилиндром. Его шток 11 закреплен в корневой
части секции 2, а гильза 12 гидроцилиндра закреплена шарнирно в корневой
части секции 3. Головные части гидроцилиндров снабжены соответствующими
опорами 13,14 и ползунами 15 для ограничения их вертикального и горизонтального смещения.
Выдвижение четвертой секции осуществляется сдвоенным канатным
мультипликатором. Для этого на головной части секции 3 размещены блоки,
через которые проходит канат 17 выдвижения секции 4. Концы канатного
мультипликатора с помощью винтовых тяг 18 закреплены на секции 3. Петля
каната после обхода блоков захватывает уравнительный сегмент 19. Схема запасовки каната выдвижения показана на рис. 1.26.
Мультипликатор втягивания четвертой секции тоже сдвоенный. Концы
каната 20 втягивания закреплены на секции 2. Петля каната втягивания после
обхода обводных блоков 21, закрепленных на секции 3, охватывает уравнительный блок 22, закрепленный на секции 4.
30
Рис. 1.26. Чертеж четырехсекционной стрелы автомобильного крана
31
Выдвижение секций осуществляется в следующей последовательности.
Сначала гидроцилиндром 10 выдвигают вторую секцию до конца. После этого
выдвигают гидроцилиндром 12 третью секцию. Одновременно происходит выдвижение четвертой секции канатным мультипликатором (см. рис. 1.26). Втягивание секций производят в обратном порядке.
1.2.9. Крюковая обойма
На автомобильных кранах крюковые обоймы используются с крюком
обычного исполнения по ГОСТ 6627 типа А. В зависимости от грузоподъемности крана крюковые обоймы имеют 1...4 блока, что позволяет применять полиспасты с кратностью 2…8. На рис. 1.27 показан чертеж крюковой обоймы для
восьмикратного полиспаста.
Рис. 1.27. Общий вид крюковой обоймы с кратностью полиспаста 8
Крюковая обойма имеет траверсу 1, в которой на упорном подшипнике 12
установлен грузовой крюк 15. Крюк удерживается в траверсе гайкой 11. Гайка
стопорится против самоотвинчивания стопорной планкой. Траверса закреплена
в щеках 13. В этих же щеках закреплена ось 8, на которой расположены на
подшипниках 6 блоки 4. Блоки должны легко вращаться на оси и регулярно
смазываться через пресс-масленки 16. Для предупреждения схода грузоподъемного каната с блоков щеки стянуты шпильками 10 так, чтобы расстояние
между каждой шпилькой и ребордами блоков было не более 20 % от диаметра
грузоподъемного каната. Для предупреждения выхода стропов из зева крюка
предусмотрена скоба 14.
32
1.3. Механизмы кранов
Механизмы крановой установки для эффективного выполнения работ по
перемещению грузов должны осуществлять их вертикальное и горизонтальное
перемещение. Вертикальное перемещение груза осуществляется грузоподъемной лебедкой. Горизонтальное перемещение груза осуществляется механизмом
поворота крана и механизмом изменения наклона стрелы или удлинением стрелы при телескопической конструкции. На современных автомобильных кранах
механизмы выполняются с гидроприводом.
Наклон стрелы в современных автокранах осуществляется гидроцилиндром, который создает возможность жесткого удержания стрелы в заданном
положении - «жесткая подвеска». Такая подвеска в отличие от гибкой (канатной подвески) исключает запрокидывание стрелы при обрыве груза или действии ветровой нагрузки, превышающей расчетную.
1.3.1. Механизм подъема груза
Вариант механизма подъема груза крана КС-4571 (рис. 1.28) имеет серийный
цилиндрический двухступенчатый редуктор 1 и гидромотор 2. Барабан 3 соединен с тихоходным валом редуктора зубчатой муфтой 4. Гидромотор соед инен с быстроходным валом редуктора упругой муфтой 5. Полумуфта вала р едуктора одновременно является тормозным шкивом 1 (рис. 1.29) простого ленточного нормально замкнутого автоматического тормоза. Тормоз замыкаются
пружиной сжатия 2, а размыкаются гидравлическим размыкателем 3, к которому давление рабочей жидкости подводится одновременно с подачей к гидр омотору.
Рис. 1.28. Чертеж грузовой лебедки крана КС-3571
33
Рис. 1.29. Чертеж ленточного тормоза
лебедки крана КС-4571
Рис. 1.30. Чертеж прижимного ролика
барабана лебедки крана КС-4571
Лебедка снабжена прижимным роликом 1 (рис. 1.30) для послойной укладки
каната при навивке его на барабан, а также для предотвращения спадания каната с
барабана при опускании крюковой подвески на землю. Ролик установлен на рычаге 2, который поджимается к барабану пружинным натяжителем 3.
В последнее время крановые заводы стали комплектовать крановые установки унифицированными лебедками с гидравлическим приводом и встроенными в барабан планетарным редуктором и дисковым тормозом. Эти лебедки
отличает компактность конструкции и удобство их монтажа. На рис. 1.31 показан общий вид такой лебедки. На нем обозначены: 1 – гидромотор; 2 – дисковый тормоз; 3-барабан; 4 – опора.
Рис. 1.31. Чертеж общего вида грузовой лебедки
с гидроприводом и встроенным в барабан редуктором
Встроенные в барабан редукторы могут быть выполнены по обыкновенной 2- или 3-ступенчатой схеме или выполнены планетарными. На рис. 1.32
приведен сборочный чертеж лебедки со встроенным в барабан 2-ступенчатым
редуктором, дисковым тормозом и гидравлическим приводом.
34
Рис. 1.32. Сборочный чертеж лебедки с гидроприводом и встроенным в барабан
простым двухступенчатым редуктором
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 4. 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. 1.33 показан чертеж гидрофицированной лебедки с гидроприводом
и двухступенчатым планетарным редуктором. Барабан 1 лебедки опирается на
кронштейн 2 и корпус 3 тормоза 17. Для этого в кронштейне 2 установлен шлицевой вал 4, служащий для размещения на нем опорного подшипника барабана
6 и водила 16. Другой опорой барабана служит фланец 5, установленный во
внутреннее кольцо подшипника 7, размещенного в корпусе 3 ленточного тормоза. 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 валушестерне 14 второй ступени.
35
Рис. 1.33. Сборочный чертеж лебедки с гидроприводом, встроенным в барабан
двухступенчатым планетарным редуктором и ленточным тормозом
двухступенчатым редуктором и ленточным тормозом
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.
На рис. 34 показан еще один вариант грузоподъемной лебедки со встроенным
в барабан двухступенчатым планетарным редуктором и дисковым тормозом.
Рис. 1.34. Чертеж лебедки со встроенным в барабан планетарным редуктором
и дисковым тормозом
36
Барабан 1 лебедки опирается через подшипниковые узлы 2 и 3 на два стакана 4 и 5, закрепленные в станине 6. В стакане 4 размещен многодисковый
нормально закрытый тормоз 7 с замыкающей пружиной 8. Размыкание тормоза
производится гидроцилиндром 9 при подаче жидкости одновременно к гидромотору 10 и в полость А тормоза.
К стакану 5 прикреплен аксиально-поршневой гидромотор 10 и оси 11 сателлитов 12. Передача крутящего момента от гидромотора к планетарному редуктору осуществляется через зубчатую муфту-шестерню 13, которая передает
вращение также на вал 14 редуктора. Этот вал соединен с подвижными дисками
тормоза 7 муфтой 15 и служит тормозным валом. Зубчатая часть вала14 является солнечной шестерней первой ступени редуктора и находится в зацеплении с
сателлитами 16, которые приводят в движение водило 17 первой ступени. Зубчатое колесо 18 первой ступени жестко связано с барабаном 1. Внутренняя
часть водила 17 имеет зубчатый венец, который находится в зацеплении с
трубчатым валом-шестерней 19, являющейся солнечным колесом второй ступени планетарного редуктора. Сателлиты 12, находясь на неподвижных осях
11, передают вращение на зубчатый венец 20 барабана. Смазка редукторного
отсека барабана осуществляется маслом, заливаемым через каналы, закрытые
пробками 21.
1.3.2. Механизм поворота
Механизмы поворота автокрана исполняются как с цилиндрическим, так и
с планетарным вариантом редуктора. На рис. 1.35 показана конструкция механизма поворота крана КС-3571, характерная для механизма поворота автокранов с индивидуальным гидравлическим приводом.
Рис. 1.35. Чертеж механизма поворота
автомобильного крана
с гидроприводом
37
Он состоит из гидромотора 1, зубчатой муфты 2, двухступенчатого цилиндрического соосного редуктора 3 специального исполнения, выходного вала
4 с ведущей шестерней 5, которая взаимодействует с зубчатым венцом ОПУ.
Зубчатая муфта (полумуфта гидромотора) имеет тормозной шкив, который
охватывается рычагами 6 с колодками 7 и замыкающей пружиной 8. Размыкание тормоза осуществляется гидроразмыкателем 9. Все детали механизма поворота собраны в чугунном литом трехэлементном корпусе. Промежуточный
вал редуктора имеет квадратный хвостовик, выведенный из корпуса редуктора
наружу. При вращении хвостовика гаечным ключом можно вручную производить поворот платформы при ремонте и техническом обслуживании крана. Регулировка отхода колодок от шкива (размер К) производится регулировочными
болтами 10. Подобные исполнения механизмов поворота находят применение и
на других автомобильных кранах.
Современные автомобильные краны грузоподъемностью 25 – 50 т могут
быть укомплектованы унифицированными планетарными механизмами поворота с гидроприводом типа МП – 72 или
МП – 10.
На рис. 1.36 показана конструкция
механизма поворота крана КС-5571 с
комбинированным редуктором, состоящим из одной цилиндрической передачи
и двухступенчатой планетарной. Корпус
редуктора состоит из трех частей. На
верхней части 1 установлены гидромотор 2 с ведущей шестерней 3, которая
находится в зацеплении с зубчатым колесом 4 первой ступени редуктора. Вторичный вал-шестерня 5 первой ступени
своей зубчатой частью входит в зацепление с сателлитами 6 второй (планетарной) ступени редуктора. Внешнее
колесо 7 этой ступени закреплено в этой
же части корпуса. Водило 8 второй ступени имеет шлицевое соединение с солнечной шестерней 9 третьей планетарной ступени редуктора. Внешнее колесо
10 третьей планетарной ступени редуктора является одновременно второй частью корпуса редуктора. Водило 11 третьей ступени с сателлитами 12 передает
Рис. 1.36. Чертеж механизма поворота
через шлицевое соединение вращение на
с планетарным редуктором
выходной вал 13 редуктора с ведущей
шестерней 14 опорно-поворотного
38
устройства. Выходной вал 13 установлен в третьей части 15 корпуса редуктора
на подшипниках 16 и 17, которые служат опорой водил с сателлитами второй и
третьей ступеней редуктора. Тормоз 18 механизма поворота дисковый. Он
установлен на верхнюю часть редуктора. Его тормозной вал с шестерней 18
находится в зацеплении с колесом 4 первой ступени редуктора. Растормаживание шестерни 18 осуществляется одновременно с подачей жидкости к гидромотору. Подшипники и зубчатые зацепления смазываются маслом, заливаемым в
корпус редуктора. Для исключения вытекания масла в редукторе установлены
манжеты 20.
1.4. Гидропривод автомобильных кранов
1.4.1. Общая характеристика гидропривода автокранов
Применение гидравлического привода в стреловых самоходных кранах
было обусловлено рядом требований потребителей, использующих грузоподъемную технику при освоении новых строительных площадок. Сложная конфигурация строительных площадок и стесненные условия работы кранов потребовали сокращения потерь времени на перевод крана из транспортного положения в рабочее и наоборот. Требования повышенной точности установки грузов
и строительного оборудования при производстве монтажных работ вызвало
необходимость расширить диапазон 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 гидр осистему. 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
39
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 скоро стях потока и высоких давлениях способствуют 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.
1.4.2. Гидравлические схемы привода кранов
На рис. 1.37 показана принципиальная гидравлическая схема простейшего гидропривода с разомкнутым потоком рабочей жидкости. Работа тако го 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: нейтральное, подача рабочей жидкости в поршневую полость цилиндра 5 – слив из штоковой полости, подача жидкости в штоковую полость – слив из поршневой. При нейтральном положении
золотника (как указано на рис. 36) жидкость из напорной магистрали поступает
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. 1.37. Гидравлическая схема гидрообъёмного привода
40
Гидравлический привод реальных машин оснащен большим количеством
рабочих и вспомогательных элементов, обеспечивающих надежную и безопасную эксплуатацию грузоподъемной техники. На рис. 1.38 приведена унифицированная гидравлическая схема, которая разработана для серийных стреловых
самоходных кранов. В ней применены кроме элементов, указанных в схеме на
рис. 1.37, 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 или трехсекционный гидрораспределитель 33.
Распределитель 5 с помощью золотников 5.1 и 5.2 управляет опорными
гидроцилиндрами 6, а с помощью золотников 5.5 и 5.6 управляет опорными
гидроцилиндрами 13 соответствующих выносных опор. Золотник 5.4 управляет
гидроцилиндрами 11 блокировки рессор. 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 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
41
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 и механизма подъема
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. Тонкость фильтрации жидкости составляет 40 мкм. Фильтры снабжены предохранительными переливными клапанами. Давление открытия клапанов должно быть не более 0,4 МПа.
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 о ткрывают вентиль 35, установленный параллельно гидромотору 36.
42
43
Рис. 1.38. Принципиальная гидравлическая схема грузоподъемного крана КС - 4571
1.4.3. Устройство и назначение элементов гидроприводов
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, аксиальнопоршневые, 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. 1.39 показан поперечный разрез односекционного шестеренчатого насоса.
В корпусе 1 размещены шестерни 2 и 3, находящиеся в зацеплении. Одна из шестерен является приРис. 1.39. Чертеж шеводной, другая ведомой. При вращении шестерен рабостеренчатого насоса
чая 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 шестерен и корпусом должны быть минимальные зазоры. Число зубьев шестерни составляет от 6 до 12. Односекционные насосы
развивают рабочее давление до 14 МПа (140 кгс/см2), многосекционные - более
14 МПа. Производительность (подачу) шестеренных насосов вычисляют по
формуле
Q = 2 π Z m2 B n η0, см3/мин,
где Z – число зубьев ведущей шестерни;
m – модуль зацепления шестерён, см;
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
44
КПД при высоких давлениях, малоинерционны, имеют высокую удельную
энергоемкость (в некоторых конструкциях до 12 кВт/кг). Кинематика аксиально-поршневых гидромашин имеет два варианта. Принцип действия аксиальнопоршневого насоса в варианте с блоком цилиндров, расположенных под углом
к приводному валу, поясняется схемой на рис. 1.40.
Рис. 1.40. 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 пр иводного 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)
6 (рис. 1.41). В мертвых положениях поршней впускные (выпускные) отверстия в блоке цилиндров переРис. 1.41. Узел распределе- крываются перемычками, разделяющими серповидные
ния жидкости в аксиально- пазы. Ширина перемычки b должна быть больше отпоршневом насосе
верстий dk в блоке цилиндров.
Величина хода поршня, и следовательно объемная подача насоса, зависит
от угла наклона блока цилиндров γ (γ = 20°…30° ). В регулируемых насосах
угол γ изменяется 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,
45
где d - диаметр цилиндров;
z - количество цилиндров (обычно 7 ÷ 9);
D - диаметр блока цилиндров по осям поршней;
n - частота вращения блока цилиндров.
На рис. 1.42 показан конструктивный чертеж нерегулируемого аксиальнопоршневого насоса. Обозначения на чертеже соответствуют ранее изложенному
описанию к рис. 1.40.
Рис. 1.42. Чертеж аксиально-поршневого нерегулируемого гидронасоса
Вариант аксиально-поршневого регулируемого насоса с наклонным диском изображен на рис. 1.43. В таких гидромашинах блок цилиндров вращается
непосредственно приводным валом. Поршни 1 опираются на наклонный диск 2
и благодаря этому совершают возвратно-поступательное 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. 1.43 насосе управление подачей осуществляется с помощью пропорционального распределителя 6 с встроенным блоком
управления 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 сво йства 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°.
46
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.
Рис. 1.43. Чертеж гидронасоса с наклонным диском
Лопастные (пластинчатые) гидронасосы представляют собой камеру
(статор) 1, разделенную ротором 2 с радиально подвижными пластинами 3 на
секторы (рис. 1.44 и 1.45). 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.
Рис. 1.44. Схематический
чертеж двухлопастного насоса
Рис. 1.45. Схематический
чертеж многолопастного насоса
47
Для уменьшения утечек в местах контакта пластин со статором пластины
поджимаются к статору пружинами или специально подводимым в пазы под
пластины рабочим давлением жидкости. 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 (см. рис. 1.45). 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 невысоких давлений 10…14 МПа,
так как они создают большие нагрузки на ось ротора. Производительность таких насосов подсчитывают по формуле
Q = 2 b e n (π D – z s),
где b – ширина лопастей;
e – cсмещение оси ротора относительно оси статора;
n – частота вращения ротора;
D – диаметр камеры статора;
z – количество лопастей;
s – толщина лопастей.
Для уменьшения радиальных нагрузок применяют нерегулируемые пластинчатые насосы двойного действия (рис. 1.46). 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. 1.46. Схемы вариантов двухкамерных многопластинчатых насосов
48
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,
r1 и r2 - большая и малая полуоси статора
КПД лопастных насосов составляет η = 0,75…0,8.
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 характериз уются толкающим усилием, величиной и скоростью перемещения подвижного
звена.
Все рассмотренные выше 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 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. 1.47 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 толкателем 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.
Момент, создаваемый таким гидромотором, приближенно можно вычислить по формуле
М= (р 1 – р2)еzkSп / π,
где р1 – давление подвода жидкости;
р2 – давление отвода (слива) жидкости;
е – ход поршня; z – число поршней;
49
k – кратность действия поршня за 1 оборот ротора;
Sп – площадь поршня.
Рис. 1.47. Чертеж высокомоментного радиально-поршневого гидромотора
Частоту вращения вала гидромотора определяют по формуле
п = Qη0/Vо ,
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. 1.48 показан чертеж аксиально-поршневого регулируемого гидромотора. Эта машина отличается от ранее описанной (см. рис. 1.42) 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.
50
Рис. 1.48. Чертеж регулируемого аксиально-поршневого гидромотора
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 распр еделителя 2 и возрастанию скорости вращения вала мотора. Таким образом, р егулируемый 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 двухстороннего действия. Последние бывают одноштоковыми и двухштоковыми. На рис. 1.49 приведены схематические чертежи таких
гидроцилиндров.
51
а
г
б
д
в
е
Рис. 1.49. 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, нагрузки на
приводимом рабочем органе). В гидроцилиндрах двустороннего действия по ршень со штоком перемещаются в обоих направлениях под действием рабочей
жидкости. Усилия и скорости шток гидроцилиндра двухстороннего действия
при постоянном давлении р и расходе Q в гидросистеме, будет различаться:
усилие и скорость выдвижения Fш = 0,785 Dп2 p ηт, Vш = Q ηо / 0,785 Dп2; усилие и скорость втягивания Fп = 0,785( Dп2- dш2 ) p ηм, V = Q ηо / 0,785 (Dп2 – dш2).
В этих формулах: Dп – диаметр поршня; dш - диаметр штока; ηм и ηо соответственно механический и объемный КПД гидропривода.
Конструктивное исполнение гидроцилиндра, применяемого для изменения угла наклона стрелы, и гидроцилиндра выдвижения секций телескопической стрелы грузоподъемного крана были показаны ранее на рис. 1.23 и 1.25.
Гидроцилиндр на рис. 1.50 используется для вывешивания крана на выносных опорах.
Рис. 1.50. Чертеж опорного гидроцилиндра крана
В корпусе гидроцилиндра 1 перемещается шток 2, который одновременно
выполняет функцию опоры крана, воспринимающей осевые и боковые нагруз52
ки. Площадь поперечного сечения штока должна быть достаточной для их во сприятия, 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.
1.4.4. Аппараты управления гидроприводами
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 Р ном. 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 Р ном 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 (рис. 1.51). 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 о трезком. 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 зо-
53
лотника определяется направлением потока жидкости в той части обозначения
золотника, если ее мысленно поставить на место нейтральной позиции.
На рис. 1.51 изображена конструктивная и гидравлическая схемы четырехлинейного трехпозиционного золотника.
Рис. 1.51. Конструктивная и гидравлическая схемы четырехлинейного
трехпозиционного гидрораспределителя при различных положениях золотника:
а – нейтральная позиция; б и в – рабочие позиции
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 секционными или моноблочными. Моноблочная конструкция имеет меньшую массу, габариты и минимальные утечки, но сложнее в ремонте. Схема соединения з олотником 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 сопр отивление.
При последовательной схеме линия давления в гидрораспределителе соединена с напорной линией первого золотника, а его линия слива соединена с
54
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 только при последовательном выполнении операций.
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. 1.52 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 з олотником 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. 1.51, а) 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 VIII и Х поступает к гидромотору
грузовой лебедки.
Одновременно с золотником 4 перемещается золотник 14, который с оединяет 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 поступит 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 IX поступает на слив.
55
Рис. 1.52. Двухсекционный
трехпозиционный гидрораспределитель
и его принципиальная схема
для управления лебедкой
и телескопированием стрелы
крана КС-4571
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 XIII 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 с оответствующие совмещения перемещения груза и секций стрелы.
56
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.
Гидрозамок (рис. 1.53) 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.
Рис. 1.53. Чертеж гидрозамка
и его обозначение на гидравлической
Величина потока жидкости через отсхеме
верстие А зависит от хода поршня 3 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 %. Вариант конструкции предохранительного клапана показан на рис. 1.54. 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 нач инает
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. 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.
57
6
Рис. 1.54. Чертеж предохранительного клапана
и его обозначение на гидравлической схеме
Обратный клапан (рис. 1.55) 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.
Рис. 1.55. Чертеж обратного клапана и его обозначение на гидравлической схеме
Тормозные клапаны (рис. 1.56) в гидроси-
стеме кранов устанавливают для стабилизации скорости движении рабочего органа механизма независимо от попутной нагрузки. Такие клапаны применяют для стабилизации скоростей
опускания груза, опускания стрелы,
втягивания секций телескопической
стрелы. Тормозной клапан на рис. 1.56
Рис. 1.56. Чертеж тормозного клапана
и его обозначение на гидравлической
имеет запорно-регулирующий элемент
схеме
золотникового типа. Канал А гидроклапана соединяется с каналом подъема груза (стрелы) гидрораспределителя,
а канал Б – с исполнительным механизмом (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,
58
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.
Гидроклапан «ИЛИ» служит для разделения потоков рабочей жидкости,
подаваемых к одному и тому же аппарату управления (рис. 1.57). 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 мо жно проследить по принципиальной гидросхеме крана КС – 4571 (см. рис. 1.38),
где этот гидроклапан используется в управлении выдвижением выносных опор.
Отвод утечек осуществляется через канал Г.
Гидравлические аккумуляторы являются накопителями
энергии во время пауз в потреблении рабочей жидкости гидроагрегатами или при плавном
движении рабочих органов.
Накопленная гидроаккумуляторами энергия может быть отдана
в гидросистему в случае недостаточной
производительности
Рис. 1.57. Чертеж гидроклапана «ИЛИ»
насоса в отдельные промежутки
и его обозначение на гидравлической схеме
цикла рабочего процесса или
при ускоренном перемещении элементов механизмов, когда требуется усиленный поток рабочей среды. Гидроаккумуляторы применяют для сглаживания
гидравлических ударов, уменьшения пульсации давления путем сглаживания
пиков в переходных режимах. Это позволяет применять насосы, соответствующие средней мощности гидросистемы. Накопленная гидроаккумулятором энергия может быть использована в короткое время, и таким образом реализуется
достаточно большая мощность.
59
На рис. 1.58 показаны схемы гидроаккумуляторов, в которых используются
различные принципы аккумулирования и возврата энергии потоку жидкости.
Рис. 1.58. Схемы гидроаккумуляторов
На схеме 1.58, а накопление и возврат энергии осуществляется за счет
изменения потенциальной энергии груза при его подъеме на некоторую высоту
давлением жидкости на поршень гидроцилиндра.
На схеме 1.58, б накопление и возврат энергии осуществляется за счет изменения потенциальной энергии сжимаемой пружины поршнем гидроцилиндра.
На схеме 158, в накопление и возврат энергии осуществляется за счет
сжатия и расширения в баллоне с рабочей жидкостью некоторого объема газа,
который может быть отделен от жидкости поршнем, мембраной или иметь
непосредственный контакт с ней в общем баллоне. Мембрана может быть эластичной или выполненной в виде сильфона.
Баллонные и мембранные аккумуляторы имеют меньшую инерционность,
массу и размеры по сравнению с поршневыми. Недостаток мембранных аккумуляторов заключается в ограниченном ресурсе мембран. В строительных машинах наибольшее применение получили пневмогидравлические аккумуляторы.
На рис. 1.59, а показан поршневой пневмогидроаккумулятор типа АР. Он
имеет цилиндрическую газовую камеру 1 с верхней крышкой 2, поршнем 3 и
нижней крышкой 4. Между поршнем и нижней крышкой сформирована жидкостная камера 5, которая соединяется с гидросистемой машины. Газовая камера заряжается техническим азотом через зарядный штуцер 6. Давление зарядки
Рз рекомендуется обеспечить в пределах не более 0,9 Рмин и не менее 0,13 Рмакс,
где Рмин и Рмакс – минимальное и максимальное рабочее давление в гидромагистрали. Поршневым гидроаккумуляторам присущ ряд недостатков. Закономерными являются значительные трудности по уплотнению подвижной пары поршень-цилиндр и предотвращению утечек газа. Существенным недостатком
поршневых гидроаккумуляторов является также наличие сил трения поршня в
цилиндре, что создает скачкообразное движение поршня после некоторого периода покоя.
60
а
б
3
4
Рис. 1.59. Конструкция газовых гидроаккумуляторов :
а – с поршневым, б – с эластичным разделителем сред
Наличие упругого элемента (газа) при значительной массе поршня создает возможность появления колебательных процессов в газовой камере и гидромагистрали. Это может быть причиной усталостного разрушения элементов
гидросистемы.
Эти недостатки устранены в аккумуляторах, в которых среды разделены
эластичной резиновой диафрагмой толщиной 1,5 – 3 мм.
На рис. 1.59, б показан пневмогидроаккумулятор типа ТГЛ10.843 производства Германии, состоящий из баллона 1 с эластичным разделителем 2 газовой 3 и жидкой 4 сред. Они рассчитаны на рабочее давление 16 МПа. Допустимые соотношения давлений в гидромагистрали с давлением газовой зарядки Рмакс / Рз ≤ 7; Рмин / Рз ≥ 1,1. Вместимость таких аккумуляторов составляет 1…25 л. Для уменьшения колебаний в гидросистеме гидроаккумуляторы
объемом 25 л могут комплектоваться дополнительным баллоном емкостью 40
л, подключенным к газовой полости.
61
На рис. 1.60 показана гидросхема, в которой гидроаккумулятор используется для компенсации утечек и стабилизации давления в зажимном грузозахватном устройстве.
Рис. 1.60. Гидросхема зажимного устройства с гидроаккумулятором
Рабочая жидкость насосом 1 через обратный клапан 2 и гидрораспределитель 3 поступает в гидроцилиндр 4. После зажима груза 5 рабочая жидкость з аполняет гидроаккумулятор 6. Когда усилие зажима достигнет расчетной величины, реле давления 7 отключает распределитель 8, который клапаном 9 разгружает насос 1 на слив. Усилие зажатия груза поддерживается гидроаккумулятором 6 при возможных утечках в гидроцилиндре и распределителе. Реле давления 7 с помощью распределителя 8 подключает насос в случае снижения давления в гидроаккумуляторе ниже предельного уровня. Распределитель 10 служит для разрядки гидроаккумулятора после окончания работы.
Фильтры для очистки рабочей жидкости во многом определяют работоспособность и долговечность гидравлического привода грузопод ъемных 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 жид62
костью 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: механического действия и 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, у которых задержание примесей происходит
на поверхности фильтрующего элемента. К глубинным фильтрам относятся металлокерамические и многослойные, 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 и гравитационная фильтрация с периодическим сливом отстоя и очисткой магнитов, реже используются центробежная
фильтрация. Для повышения долговечности гидрооборудования следует пр именять 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 Р ном 8…14 МПа — 25…40 мкм.
63
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.
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. 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. 1.58 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 сливается в гидробак.
Рис. 1.58. Чертеж фильтра и его
В процессе эксплуатации гидропривода
обозначение на гидросхемах
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 линии. Переливной клапан 5 срабатывает при давлении 0,35…0,4 МПа (линия подпитки 1,0,
а напорная линия 21 МПа), жидкость, минуя фильтроэлемент, поступает в
гидробак, линию подпитки или напорную линию гидросистемы. 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 промы-
64
вать фильтрующие элементы 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 нас оса. 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. 1.59). 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
Рис. 1.59. Продольный разрез
кольцами 4. Каналы А и Г соединены между
центрального гидравлического
собой и служат для отвода утечек, канал Б –
коллектора
сливной, канал В – напорный.
Гидробак служит для хранения циркулирующей в гидросистеме рабочей жидкости, улучшению ее теплоотвода, очистки
от мелких взвесей и предотвращения эмульсирования. В грузоподъемных машинах к гидробакам предъявляется ряду требований. Объем гидробака до лжен
быть не менее двух-, трехминутной подачи насосов. Бак должен сообщаться с
атмосферой через пыленепроницаемый сапун. Контроль за 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 выполнят 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 – 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.
65
При больших давлениях используют 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, применения дополнительных уплотняющих материалов (резиновых, фторопластовых прокладок,
медных шайб). На рис. 1.60 показаны варианты соединения трубопроводов: вариант а - соединение развальцованного конца трубы 1 с конусной поверхностью штуцера 2 накидной гайкой 3; вариант 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. 1.60. Варианты соединения трубопроводов в гидросистемах
2. Общий расчет автомобильного крана
2.1. Разработка расчетной геометрической схемы автокрана
Расчетная геометрическая схема для вновь проектируемого автомобильного крана может быть принята по рис. 2.1. Для получения максимально возможной точности в дальнейших расчетах схему крана следует изображать в достаточно крупном масштабе (1:20; 1:40; 1:50; 1:75; 1:100) в зависимости от исходных задач и удобства размещения схемы на листе чертежа формата А 1.
При вычерчивании расчетной схемы крана следует обратить внимание на
тщательное соблюдение масштаба всех элементов схемы.
Рекомендуется следующий порядок определения и выбора параметров
элементов расчетной схемы.
2.1.1. Выбор базового автомобиля.
Прежде всего необходимо выбрать прототип автомобильного крана из числа существующих, выпускаемых в России. За прототип можно принять кран, у
которого общий вес приблизительно соответствует весу Gкр , определенному по
графику на рис. 2.2 для заданной грузоподъемности Q. В соответствии с выбранным прототипом можно принять тот же или подобный базовый автомобиль
для установки на него кранового оборудования с заданными параметрами.
66
ш
Д
Рис. 2.1. Расчетная геометрическая схема автомобильного крана
Некоторые характеристики серийных автомобильных кранов, на которые
можно опираться при выборе прототипа, приведены в табл. 2.1, а в табл. 2.2 –
характеристики их автомобилей.
67
Техническая характеристика серийных автокранов
Таблица 2.1
Индекс крана
Параметры
КС35719
Клинцы
Грузоподъемность макс.Q, 16
т
Грузовой момент Мкр , т∙м 51,2
Стрела телескопическая, м 8…18
Число секций
3
Опорный контур (длина Б× 4,15×
5,0
ширина К), м
Базовый автомобиль
МАЗ5337
Масса крана (транспорт- 16,8
ная) т , т
Масса крановой установ- 10, 7
ки, т
КС45719
Клинцы
КС55713
Клинцы
КС55715
Галичанин
КС55721
Галичанин
КС65719
Клинцы
КС6575С
Скат50
КС-
20
25
30
36
40
50
60
64
80
84
100,8
120
160
195
9…21
9,5…
28
3
9,7…
21,7
3
9,7…
21,7
3
11,2...
34
4
9,9…
30,3
4
11,7...
42
5
5,25×
5,8
КамАЗ
53605
4,9×
5,8
4,6×
5,8
КамАЗ
6540
5,4×
6,8
КамАЗ
6540
5,7×7
КмАЗ
65115
4,6×
5,6
КамАЗ
53229
КамАЗ
6540
7,4×
7,2
КамАЗ
65201
19,5
20,65
22,77
31
30
44,2
12,25
12,6
15,75
22,15
30,7
(+5)
26,85
21,15
33,1
3
65721-1
Галичанин
Таблица 2.2
Технические характеристики автомобилей для крановых установок
Индекс автомобиля
Параметры
Снаряженная масса, кг
Нагрузка на передний мост, кг
Нагрузка на заднюю тележку, кг
Допустимая масса надстройки, кг
Нагрузка на передний мост (макс), кг
Нагрузка на заднюю тележку(макс), кг
Мощность двигателя, кВт
Частота вращения вала, об/мин
Размер шин
Колесная формула
КамАЗ
53229
МАЗ
5337А2
КамАЗ
65115
КамАЗ
6540
КамАЗ
53605
КамАЗ
65201
7200
3600
3600
16600
6000
18000
176
2200
6250
4100
2150
11600
6500
11500
169
2100
8050
4050
4000
17350
6200
19000
176
1900
8850
5200
3650
22000
12200
18800
206
1900
7150
4250
2900
10200
7500
10000
206
1900
11100
6300
4800
24000
15000
20100
265
1900
11 R20
12 R20
11 R20
11 R20
12 R20
12 R20
6×6
4×2
6×4
8×4
4×2
8×4
Выбранный автомобиль вычерчивают схематично, без мелких подробностей, сохраняя общую конфигурацию с тщательным соблюдением таких размеров, как колея и база автомобиля, высота лонжеронов рамы автомобиля от поверхности земли hп, высота самих лонжеронов hр , диаметр ходовых колес, габаритные размеры всего автомобиля. Общий вид шасси нужного автомобиля
можно копировать по рекламной информации автозаводов в интернете.
68
2.1.2. Определение масс узлов автокрана
Вес крановой установки при начальном проектировании принимают по
прототипу (см. табл. 2.1) или можно определить по графику на рис. 2.2 в зависимости от заданного грузового момента.
mку, т
30
20
10
50
70
90
110
130
150
170 180 Мгр , т∙м
Рис. 2.2. График зависимости массы крановой установки m ку
от грузового момента Мгр у автомобильных кранов
Боковые силуэты, вид в плане и основные размеры некоторых автомобилей, используемых для установки на них кранового оборудования, приведены в
прил. 2.
Массы отдельных элементов кранового оборудования усредненной величины вычисляют по следующим соотношениям:
- опорная рама m2 ≈ 0,18mку ;
- ОПУ m3 ≈ 0,03 mку . По табл. 2.3 принять массу ближайшего большего
стандартного ОПУ и проверить его по допустимым нагрузкам;
- поворотная платформа m4 ≈ 0,18 mку ;
- контргруз m5 ≈ 0,15 Q;
- грузовая лебедка m6 ≈ 0,06 mку ;
- механизм поворота m7 ≈ 0,03 mку ;
- стрела телескопическая полностью выдвинутая m8 + m9+∑mi ≈ 0,14 т/м;
- крюковая обойма m9 ≈ 0,008 Q;
- гидроцилиндр подъема стрелы m10, m11 ≈ 0,05 mку ;
- кабина управления m12 ≈ 450 кг.
Массы секций телескопической стрелы ориентировочно можно принимать в соответствии с табл. 2.5. При поверочном расчете массы элементов крана принимают по рабочим чертежам проекта.
69
Таблица 2.3
Соотношение масс секций телескопических стрел кранов
Число секций
Доли масс секций телескопических стрел
2
0,55
0,45
3
0,4
0,32
0,28
4
0,31
0,26
0,23
0, 2
5
0,26
0,23
0,19
0,17
0.15
Полученные величины масс узлов крановой установки заносят в рабочую
таблицу прил.1. Суммарная масса всех узлов принимается как окончательная
масса проектируемой крановой установки.
2.1.3. Определение геометрических параметров крановой установки
Следующим этапом построения расчетной схемы крана является определение максимального размера опорного контура по длине Б и ширине К крана
для работы на выносных опорах. Предварительно принимаем их одинаковыми.
Размеры опорного контура также можно принять по прототипу или определить
по графической зависимости на рис. 2.3. Выбранные размеры опорного контура округляются с точностью до 0, 1 м.
К, м
6
4
2
50
70
90
110
130
150
170 180 Мгр ,т∙м
Рис. 2.3. График зависимости расстояний Б и К между выносными опорами
от грузового момента Мгр у автомобильных кранов
Эти размеры можно ориентировочно определить также по эмпирической
формуле
К Б 1 1,5 3 Q , м.
(2.1)
Одним из корректирующих факторов при определении размеров опорного контура могут быть размеры шасси автомобиля, его конструктивных элементов, допустимой массы надстройки для выбранного автомобиля.
70
Размеры опорной рамы (ширина Ш и длина Д) и должны быть увязаны с
размерами шасси автомобиля и опорным контуром (см. рис. 1.10, 2.1, прил. 2).
В транспортном положении элементы выносных опор не должны выходить за
поперечный габарит автомобиля. Размеры сечений продольных и поперечных
балок опорной рамы можно принять по прототипу. Необходимая прочность б алок при дальнейшем проектировании может быть достигнута по результатам
прочностного расчета, определяющего толщину листов металлоконструкции.
Высоту hр опорной рамы можно первоначально принять в соответствии с
высотой лонжерона автомобиля hл по соотношению hр = 1,6…2,5 hл. Большие
значения коэффициента соответствуют большей грузоподъемности.
Опорно-поворотное устройство и его параметры ( Dопу , hопу , mопу ) выбираются по ОСТ-22-1401-79 в зависимости от действующих на него вертикальной нагрузки и отрывающего момента. Вертикальную нагрузку на начальном
этапе проектирования можно принять с некоторым запасом равной
V= (mку + Q) · g ·10³, MН,
(2.2)
где mку - масса крановой установки.
Отрывающий момент принимают равным заданному грузовому моменту,
увеличенному на 15 - 20 %.
Мотр=1,2 Мгр·g·103, MН·м.
(2.3)
Рис. 2.4. График для выбора однорядных
роликовых ОПУ, применяемых в автокранах
Для кранов небольшой грузоподъемности (6 - 16 т) применяют
шариковые ОПУ. При большей
грузоподъемности следует применять роликовые ОПУ. Номер роликового ОПУ можно выбрать по
графику на рис. 2.4, где М = Мотр
и V содержат усилие в меганьютонах. Цифры в кружках соответствуют номеру ОПУ. Основные
параметры роликовых ОПУ, применяемых в кранах, приведены в
табл. 2.4.
Параметры роликовых опорно-поворотных устройств
Номер ОПУ
4
5
6
7
Диаметр D, мм
1190
1400
1600
1900
Высота h, мм
65
95
115
130
71
Масса, кг
180
340
610
900
Число зубьев
118
137
102
122
Таблица 2.4
Модуль, мм
8
8
12
12
Поворотная платформа кранов с жесткой подвеской стрелы имеет с ложную конфигурацию (см. рис.1.17 – 1.20). Нижняя, опорная часть платформы в
плане может быть выполнена из толстолистовой стали (δ = 16…20 мм) в виде
диска диаметром, равным Dопу + 0,2 м, или в виде восьмиугольника, описывающего указанный диаметр. Необходимую жесткость горизонтальному листу
придают вертикальные подребренные стойки, образующие портал платформы с
консолью для контргруза. На стойках выполняют проушины для установки
опорного шарнира стрелы. Высота центра опорного шарнира стрелы от поверхности земли hшc выбирается конструктивно так, чтобы стрела в транспортном
(горизонтальном) положении не выходила за разрешенные габариты по высоте
на транспортных магистралях hтр ≤ 4,5 м (рис. 2.5). Расстояние по горизонтали
от оси вращения крана до центра опорного шарнира стрелы можно принять rc ≈
1,4 ÷ 1,8 м. Задний габарит консольной части поворотной платформы lзг ориентировочно принимают lзг = 2,5 ÷ 3,5 м в зависимости от грузоподъемности так,
чтобы при повороте крана консольная часть не касалась элементов кабины автомобиля. При расчете устойчивости крана lзг корректируют. Высоту консольной части платформы hпк принимают конструктивно в соответствии с высотой
унифицированной грузовой лебедки. Необходимо обратить внимание на то,
чтобы стрела при максимальном угле наклона к горизонту не упиралась сво ими элементами в лебедку. Положение проушины для крепления гидроцилиндра
подъема стрелы на платформе определяется путем графического построения
(рис. 2. 5). При длине корневой секции стрелы lкс = 8…9 м кронштейн для
крепления к ней штока гидроцилиндра располагают на расстоянии ≈ 0,45 ÷ 0,5
lкс от оси опорного шарнира стрелы.
Угол наклона стрелы к горизонту α ≈ 80° определяют для минимального
вылета при максимально возможной длине стрелы. Выбрать гидроцилиндры
необходимой длины для подъема стрелы можно из серийно выпускаемых промышленностью на сегодняшний день гидроцилиндров или определить
параметры самостоятельно. При этом можно пользоваться соотношением
Rг ц мин = lш + 3dн г ц,,
(2.4)
где Rг ц мин – длина гидроцилиндра по осям проушин со втянутым штоком;
lш ≈ 2 ÷ 2,5 м – ход штока гидроцилиндра можно принять по прототипу;
dн г ц, - наружный диаметр гидроцилиндра.
Максимальная длина гидроцилиндра по осям проушин при полностью
выдвинутом штоке
R г ц макс.= Rг ц, мин+ lш .
(2.5)
Наружный диаметр гидроцилиндра dн г ц будет зависеть от принятого давления в гидросистеме и необходимого усилия для подъема стрелы. Предвар ительно, ориентируясь на прототипы, можно принять dн г ц=140÷300 мм в зависимости от грузоподъемности крана.
72
Рис. 2.5. Схема для определения конструктивных параметров
поворотной платформы автомобильного крана
На данном этапе построения расчетной схемы диаметр стрелоподъемного
гидроцилиндра существенной роли не играет. Его необходимая величина опр еделится при дальнейшем статическом расчете механизма наклона стрелы.
Стрелоподъемные цилиндры могут быть спаренными и меньшего диаметра.
Поперечные размеры телескопической стрелы определяются в основном
конструктивным исполнением системы телескопирования стрелы. Сущес твующие телескопические стрелы кранов имеют коробчатую форму сечений с высотой корневой секции hкс ≈ 350÷500 мм в зависимости от грузоподъемности
73
при ширине bкс ≈ 0,75 hкс. Необходимая прочность достигается путем варьирования в расчетах толщиной стенок и полок секций стрелы.
Количество секций стрелы определяется заданной высотой подъема груза
и грузоподъемностью. Предпочтительные варианты телескопических стрел по
количеству секций приведены в табл. 2.5.
Таблица 2.5
Варианты количества секций телескопических стрел
Грузоподъемность Число базо- Число выдви- Достигаемая
крана при мини- вых секций гаемых секций суммарная длинмальном вылете, т стрелы
на стрелы, м
≤ 10
1
1
16
12 – 16
1
2
19
18 – 25
1
2
24
30 – 50
1
3
34
≥ 60
1
4
40
Полученный чертеж, на котором ориентировочно определены основные
геометрические размеры крана, является начальным этапом проектирования
грузоподъемной машины и соответствует уровню эскизного проекта, в котором должны быть намечены все принципиальные технические решения. В соответствии с принятыми геометрическими размерами узлов крана необходимо
определить их ориентировочные массы, опираясь на прототипы или другие источники.
2.1.4. Определение координат центра тяжести крана
Знание координат центра тяжести кран необходимо при проверке его
устойчивости от опрокидывания. Схема крана, изображенная на рис. 2.1, предполагает размещение осей Х и Z в плоскости опорной поверхности выносных
опор. Начало координат и ось У располагают на линии продольной оси машины
в удобном для измерений месте. Такой точкой может служить точка пересечения оси вращения крановой установки с опорной поверхностью.
На расчетной схеме должны быть нанесены центры тяжести узлов как
центры тяжести плоских фигур (прямоугольник, трапеция, треугольник, круг,
сектор и т.д.), у которых контур должен соответствовать габаритам обозначенных узлов. В принятых осях измеряют координаты нанесенных центров тяжести узлов (xi, yi, zi) и заносят их с учетом масштаба расчетной схемы в рабочую
таблицу (прил. 1) для удобства выполнения дальнейших расчетов.
Координаты центра тяжести крана Хцт и Yцт вычисляют по формулам
соответственно
Хцт= ∑ Мxi / ∑ Gi ; Yцт = ∑ Мyi / ∑ Gi ; Zцт = ∑ Mzi / ∑ Gi ,
(2.6)
где Мxi = Gi · xi; Мyi = Gi · yi; Мzi = Gi · zi - статические моменты узлов
крана по осям Х, У, Z соответственно.
74
Для автомобильного крана с телескопической стрелой следует предварительно определить координаты центра тяжести крановой установки с механизмами и базовым автомобилем ХцтМ, YцтМ , координаты центра тяжести телескопической стрелы с подъемным гидроцилиндром при полностью вдвинутых
ХцтС и YцтС и полностью выдвинутых секциях стрелы ХцтВ и YцтВ , координаты
центра тяжести крана в целом ХцтК , YцтК .
Положение центра тяжести базового автомобиля по оси Х можно вычислить по формуле
с = Rз Б / (Rз + Rп),
(2.7)
где Rп – нагрузка на передний мост; Rз – нагрузка на заднюю тележку;
Б – база автомобиля;
с – расстояние от оси переднего моста до центра тяжести автомобиля.
Положение центра тяжести базового автомобиля по оси У можно ориентировочно принять в середине высоты лонжерона автомобиля hл /2.
Координаты центра тяжести полноповоротного автомобильного крана
определяют при положении стрелы крана вдоль колеи и поперек.
2.2. Проверка устойчивости крана от опрокидывания
В соответствии с правилам устройства и безопасной эксплуатации груз оподъемных кранов ПБ 10-382-00 стреловые краны должны быть устойчивы при
подъеме испытательного груза, при работе с номинальным грузом (грузовая
устойчивость), в нерабочем состоянии (собственная устойчивость) и при внезапном снятии нагрузки (обрыве груза). Устойчивость крана против опрокидывания оценивается коэффициентом устойчивости. На начальной стадии проектирования должна быть выполнена проверка испытательной, грузовой и со бственной устойчивости крана с целью проверки рациональности выбора его
геометрических и весовых параметров.
В соответствии с РД 36.22.17-08 [о.10] устойчивость оценивается коэффициентом устойчивости
ку
mo M y
,
k M oH
(2.8)
где то – коэффициент условий работы;
k – коэффициент перегрузки, учитывающий влияние случайных нагрузок;
Му – удерживающий момент крана относительно ребра опрокидывания;
МоН – опрокидывающий момент нормативных нагрузок для этого ребра.
Если ку ≥ 1, то кран устойчив.
2.2.1. Проверка устойчивости крана при испытательных нагрузках
В реальных условиях устойчивость крана может быть проверена в безветренную погоду на горизонтальной площадке при подъеме краном груза, пр е75
вышающего номинальную грузоподъемность на 25 % (статические испытания).
Считается, что кран обладает необходимой устойчивостью, если при подъеме
испытательного груза на высоту 0,25 – 0,30 м от земли не происходит отрыв от
опорной поверхности двух опор. Статические испытания являются также и
проверкой прочности элементов металлоконструкции крана.
При динамических испытаниях в указанных условия кран должен совершать все возможные перемещения груза, у которого масса на 10 % превышает
номинальную грузоподъемность, не менее трех раз в прямом и обратном
направлениях.
Расчетная проверка коэффициента устойчивости при статических испытаниях заключается в проверке неравенства (2.8).
Му – удерживающий момент, создаваемый весом всех частей крана и их
плечами от центра тяжести до ребра опрокидывания РО (рис. 2.6). Ребро опрокидывания принимают на линии, проходящей через точки опирания выносных
опор поперек колеи, при определении продольной устойчивости. При опред елении боковой устойчивости ребро опрокидывания принимают на линии, проходящей через точки опирания вдоль колеи.
а
б
Рис. 2.6. Расчетная схема определения устойчивости
при статических и динамических испытаниях автомобильного крана:
а – для проверки фронтальной устойчивости;
б – для проверки боковой устойчивости
Удерживающий момент при испытательных нагрузках определяют относительно ребра опрокидывания РО:
Mу = Gкр · a .
(2.9)
76
МоН = Мои – опрокидывающий момент создается весом испытательного груза и грузовых канатов на плече b от груза до принятого ребра опрокидывания:
Мои = (1,25Gг р + 0,25Gкан)b.
Величины Gг р и b принимают в соответствии с заданным грузовым моментом или согласно грузовой характеристике. Gкан – сила тяжести грузовых
канатов между головными блоками и крюковой обоймой.
Коэффициент условий работы то = т1∙ т2,
(2.10)
где т1 – коэффициент вовлечения веса крана в создание удерживающего
момента. Для автомобильных кранов, работающих на выносных опорах, т1= 1;
т2 – коэффициент однородности, учитывающий отклонение масс отдельных частей крана от их номинального значения:
т2 = (0,95 М* – 1,05М**)/(М* – М**),
(2.11)
где М* и М**- моменты относительно ребра опрокидывания веса частей
крана, находящихся по разные стороны от указанного ребра и совпадающие по
направлению соответственно с удерживающим и опрокидывающим моментами.
к = 1 при расчете на испытательные нагрузки.
При проверке устойчивости при динамических испытаниях опрокидывающий момент определяют по формуле
МоН = Мод = Миг + Мив+ Мип ,
(2.12)
где Миг – нормативный опрокидывающий момент груза при динамических
испытаниях:
Миг = 1,1Gгр · b.
(2.13)
Мип – момент от нормативных динамических нагрузок при перемещении
стрелы с грузом:
Мип = 2 Ао ( Ег Ес ) ,
(2.14)
где Ао = Gг рhг р+ Gсhс – потенциальная энергия системы "стрела - груз";
Ес , Ег р – кинетические энергии стрелы и груза соответственно:
Ес = 0,5 · Jсш · ω2,
(2.15)
где Jсш - момент инерции стрелы относительно опорного шарнира. Считая
условно стрелу стержнем с равномерно распределенной массой тc:
Jсш = mc lc2/3.
77
(2.16)
Угловая скорость ωс стрелы при заданном полном времени tпв изменения
вылета от максимального до минимального, обеспечивающим угол поворота
стрелы β, будет
ωс = 2π·β /360·tпв .
(2.17)
Кинетическая энергия груза при совмещении операций подъема стрелы и
груза
Ег р=0,5{[Vг2 + (ωс lс) 2] (1,1Gгр +Gко)/g}.
(2.18)
Мив – момент от динамической нагрузки при повороте крана:
Мив = [(1,1Gг р· hгр·Lгр – Gкр rцтк hцтк)/g]ωкр²,
(2.19)
где ωкр – угловая скорость вращения крана.
Если выполнение неравенства (2.8) не обеспечивается, то корректировкой массы контргруза и размеров опорного контура К×Б (см. рис. 2.1), добиваются его выполнения.
2.2.2. Проверка устойчивости крана при номинальных нагрузках
Реальные условия эксплуатации крана предполагает учет следующих
нормативных нагрузок: нагрузки от силы тяжести номинального груза и силы
тяжести крана, нагрузку от ветра рабочего состоянии, динамические нагрузки
при повороте крана и при подъеме номинального груза. Влияние уклона опорной поверхности на устойчивость крана при работе на выносных опорах не
учитывают.
Расчетное положение при проверке грузовой устойчивости показано на
рис. 2.7. Грузовую устойчивость автомобильного крана, работающего на выносных опорах, проверяют по (2.8). Коэффициент то определяют по (2.10;
2.11).
Коэффициент перегрузки к, учитывающий влияние случайных составляющих нагрузок, при расчете грузовой устойчивости, определяют по формуле
к = 1 + к1 к2,
(2.20)
где к1 – коэффициент надежности при выполнении работ, не оговоренных
особыми условиями, принимают к1= 5;
к2 - коэффициент изменчивости нагрузки:
М si2
к2
M оН
78
;
(2.21)
МоН – опрокидывающий момент составляющих нормативных нагрузок:
МоН = Мг рН + МвкН + Мвг Н.
(2.22)
Рис. 2.7. Расчетное положение автокрана при проверке грузовой устойчивости
Нормативную составляющую веса груза Мг рН = Gг р bг р определяют исходя
из грузоподъемности крана при заданном значении вылета.
Нормативную составляющую ветровой нагрузки Fвi на i-ю часть крана и
груз Gг р определяют как статическую составляющую по ГОСТ 1451-77. Момент
от нормативной составляющей ветровых нагрузок на кран вычисляют по формуле
МвкН = ∑Fвi hi ,
(2.23)
где Fвi = qo Si кс ni – сила давления ветра на рассматриваемую часть крана;
hi – высота расположения центра давления ветра рассматриваемой части;
qo = 125 Па – нормативное давление ветра рабочего состояния;
Si – наветренная площадь элемента крана, ограниченная его контуром;
кс – коэффициент сплошности элемента конструкции крана;
ni – поправочный коэффициент, зависящий от высоты рассматриваемого
элемента крана над уровнем земли.
79
Момент от нормативной ветровой составляющей на груз вычисляют по
формуле
Мвг Н. = Fвг hг ,
(2.24)
где hг – высота точки подвеса грузового крюка над опорным контуром.
Наветренную площадь груза в зависимости от грузоподъемности принимают по
табл. 2.6.
Таблица 2.6
Расчетная наветренная площадь груза
Gг р , т
10
16
25
32
40
63
2
Sг р , м
10
14
18
20
22
28
Среднеквадратичные отклонения случайных составляющих нагрузок учитывают следующие моменты:
∑ Мsi2 = Мsг р2+ Мsвк2 + Мsвг 2+ Мsпг 2+ Мsвр2 ,
(2.25)
где Мsг р – момент от среднеквадратичного отклонения случайной составляющей
веса груза.
Мsг р = кс1 ∙Мг рН.
(2.26)
кс1 принимают для автомобильных кранов при грузоподъемности до 10 т,
кс1= 0,05; при грузоподъемности до 25 т - кс1 = 0,04; при грузоподъемности
свыше 25 т - кс1 = 0,03.
Мsвк – момент от среднеквадратичного отклонения случайной составляющей ветровой нагрузки на кран.
Мsвк = 1,25 кпсв ∙ МвкН.
кпсв – коэффициент
кпсв = 0,12.
(2.27)
пульсации ветра. Для автомобильных кранов без гуська
Мsвг – момент от среднеквадратичного отклонения случайной составляющей ветровой нагрузки на груз.
Мsвк = 0,1 Мвг Н.
(2.28)
Мsпг – момент от среднеквадратичного отклонения динамической нагрузки
при работе механизма подъема.
Мsпг = кдп ∙ Мг рН,
(2.29)
где кдп – коэффициент динамичности.
кдп
0,5 A0
k p vгр k y ;
g J0
80
(2.30)
А0= Gкр· hцтк+ Gг р· hг р – потенциальная энергия системы "кран-груз";
J0 = (Gкр/g)(a2+hцтк2 )+(Gг р/g)(b2+hг р2) – момент инерции системы "кран-груз"
относительно ребра опрокидывания;
кр – коэффициент режима включений механизма подъема груза, численно равен
индексу режима работы крана. Для автомобильных кранов минимальное значение кр = 4, максимальное кр = 8.
vг р – скорость подъема (опускания) груза;
ку – коэффициент управления. Для автомобильных кранов с гидравлическим
приводом ку = 0,45.
Мsвр – момент от среднеквадратичного отклонения динамических нагрузок,
возникающих при работе механизма поворота. Для автомобильных кранов
Мsвр= 0,08Gг р · hг р .
(2.31)
2.2.3. Построение грузовысотной характеристики автокрана
Грузовысотную характеристику крана строят в координатах: вылет груза
Lг р – высота крюковой обоймы Нко и допустимая грузоподъемность Qг р из условия постоянства грузового момента при любом вылете груза
Мг р= Qг р·Lг р= const.
При этом принимают отсутствие воздействия дополнительных нагрузок
от ветра, сил инерции, уклона опорной поверхности. Коэффициент запаса
устойчивости ку в этом случае должен быть не менее ку ≥ 1,4. Вычисленную
величину допустимой грузоподъемности отмечают непосредственно на кривой
высоты подъема для соответствующего вылета груза. Расчетная схема крана
для построения грузовысотной характеристики показана на рис. 2.8. Конструктивные параметры для расчета следует принимать по полученной расчетной
схеме проектируемого крана в соответствии с рис. 2.1.
Определение параметров грузовысотной характеристики начинают от горизонтального положения стрелы при β = 0 и через каждые 10° определяют с огласно расчетной схеме следующие параметры: вылет груза Lг р, высоту крюковой обоймы hко, массу поднимаемого груза тг р. Результаты вычислений оформляют по форме табл. 2.7.
Таблица 2.7
Табличная грузовая характеристика
Угол наклона стрелы β°
Параметры
0
10
Lг р = lс· cosβ – rшс – d, м
hко = hшс + lс sinβ – lп , м
mгр
Gку (rцт d ) Gс (rшс d lс cos )
,т
1,4 g (lс cos
rшс d )
81
20
30
40
50
60
70
80
По полученным значениям параметров строят графическую характер истику. Грузовысотную характеристику крана строят для минимальной и для
максимальной длины стрелы. Пример графической грузовысотной характеристики крана КС-55716А показан на рис. 2.9.
Рис. 2.8. Схема крана для построения
грузовысотной характеристики
Рис. 2.9. Грузовысотная характеристика
крана КС-55716А
3. РАСЧЕТ МЕХАНИЗМОВ КРАНА
3.1. Механизм 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. 3.1 приведена схема механизма подъема груза, применяемая в автомобильных кранах, а на рис. 3.2 –
схемы крюковых подвесок. Конструктивное исполнение элементов подъема
груза было показано в п. 1.2.7.
Крюковая подвеска обычно является штатным грузозахватным устройством большинства грузоподъемных кранов. Крюковые обоймы выполняют в
двух вариантах: обычном и укороченном. На рис. 3.2 показаны их кинематиче82
ские схемы. При обычном (рис. 3.2, 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).
Рис. 3.2. Схемы крюковых
подвесок:
а – обычное исполнение;
б – укороченное
Рис. 3.1. Схема механизма
подъема груза
При укороченном исполнении крюковой обоймы (рис. 3.2, б) на траверсе
2 размещают крюк 1 и блоки полиспаста. В таких крюковых обоймах применяют удлиненные крюки (тип Б).
3.1.1. Исходные данные для расчета механизма подъема груза
Для расчета механизма подъема груза необходимо иметь следующие данные:
грузоподъемность Q, т;
скорость подъема груза Vг р, м/с (м/мин);
высота подъема груза Нг р, м;
суточный грузооборот П, т/сут.;
нагрузочный график (типовой или конкретный);
нормативный срок службы механизма Nn, лет.
Режим работы механизма М при проектировании задается нагрузочным
графиком механизма, который получают экспериментальным путем для конкретных условий производства работ. Для автомобильных кранов согласно
Правилам ПБ 10-382-00 группа классификации кранов грузоподъемностью до
16 т должна приниматься не менее М4. Если по нагрузочному графику для указанных условий режим работы механизма окажется более легким, то расчет
механизма ведут для режима М4.
На рис. 3.3 показан вариант нагрузочного графика механизма подъема автомобильного крана, который отражает интенсивность его работы в конкретных условия. На этом графике по оси Х обозначено относительное время работы крана с грузами, у которых относительная масса обозначена по оси Y. Отно-
83
сительная масса и относительное время работы опираются на максимальную
величину перемещаемых грузов и условную единицу времени работы.
Q i/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. 3.3. Вариант нагрузочного графика механизма подъема груза
3.1.2. Определение режима работы крана
Режим работы грузоподъемной лебедки определяет режим работы крана
в целом. Режим работы крана устанавливают по табл. 1 прил. 4 Правил
устройства и безопасной эксплуатации грузоподъемных кранов ПБ 10-382-00
[д.7]. Чтобы воспользоваться указанной таблицей, необходимо определить два
показателя: коэффициент распределения нагрузок Кр и число рабочих циклов
нагружений за нормативный срок его службы С. Коэффициент нагружения (эквивалентности нагрузки) определяют по формуле
Кр
Qi
Qn
3
ti
,
tn
(3.1)
которая для указанного на рис. 3.3 графика будет иметь следующее содержание:
Кр = 13 · 0,2 + 0,7 3 · 0,3 + 0,3 3· 0,5 = 0,3164.
Число циклов нагружения крана за нормативный срок службы можно подсчитать по формуле
С
ti / tn Псут
Qi
n р .д . N n .
(3.2)
Применительно к графику на рис. 3.3 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:
С= (0,2∙120/16 + 0,3∙120/11,2 + 0,5∙120/4,8)∙260∙12 = 53 664.
84
По коэффициенту нагружения Кр = 0,3164 и числу циклов за нормативный срок службы С = 53664 определяют фактический режим работы крана на
пересечении строки Q3 со столбцом U2 [д. 7, прил. П.1]. В приведенном выше
примере такой режим работы соответствует режиму «М 3», в соответствии с
которым следует выбирать нормативные коэффициенты и коэффициенты запаса при дальнейшем расчете механизма.
3.1.3. 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 тр ебует 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 использ овать
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 – уси- лие 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.
Фактически действующее максимальное усилие в канате
Fф
Q g
, кН
iп п
.
(3.3)
В этой формуле ηп – КПД полиспаста, который можно предварительно
принять ηп = ηбл,i. КПД пары канатных блоков на подшипниках качения при достаточной смазке можно принимать η2бл= 0,98. При сдвоенном полиспасте
фактическое усилие в канате будет меньше в 2 раза.
85
3.1.4. Выбор грузоподъемного каната
В механизмах подъема груза в основном применяют канаты двойной
свивки (шести- или восьмипрядные) с органическим сердечником. Предпочтение отдается канатам крестовой свивки типа ЛК-РО с временным сопротивлением разрыву материала проволок 1600-1800 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, 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
Fр ≥ Fф· kзап,
(3.4)
где Fф – фактически действующее усилие в канате;
kзап – коэффициент запаса прочности каната выбирают в зависимости от
режима работы механизма по [д7, табл. 2] .
В грузоподъемных кранах в грузовых лебедках наиболее часто используют канаты по ГОСТ 2688-80, ГОСТ 7668-80, ГОСТ 7665-80. Выбранный канат должен иметь разрывное усилие не меньше, чем определенное по формуле
(3.4). Принятый канат обозначают согласно ГОСТ на типоразмер:
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.
86
3.1.5. Расчет крюковой подвески
Для строительных кранов при большой высоте подъема груза (башенные,
портальные краны) крюковую подвеску применяют в нормальном исполнении
(см. рис. 3.2, а). В такой подвеске используется нормальный грузовой крюк типа А, [д.9, Т.2, табл.V.3.1]. В кранах с небольшой высотой подъема груза (стреловые самоходные краны) применяют укороченные подвески (см. рис. 3.2, 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.
(3.5)
Коэффициент кбл принимают по [д.7, табл. 3]. Конфигурация и размеры
ручья блока принимают по ОСТ 24.191.05-82 [д.9, Т.2, табл. V.2.10]. Ширина и
диаметр ступицы блока принимают в зависимости от размеров опорных по дшипников. Блоки обычно устанавливают на шариковых подшипниках качения
легкой серии – по два в каждом блоке. 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 4 – 6 мм. Выбор подшипников при такой их компоновке в ступицах блоков производят по допустимой
статической нагрузке Рст по ГОСТ 8338, которую принимают равной усилию
в грузовом канате при подъеме испытательного груза Рст=1,25 F ф.
Вариант компоновки подшипников в ступицах блоков показан на рис.
1.27. По выбранному варианту кратности полиспаста и ширине ступицы блоков с учетом зазоров между ними определяют расчетную длину оси.
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
схеме на рис. 3.2, а, показана на рис. 3.4. При симметричном (с 1 = с 3) размещении блоков на оси опорные
реакции Rа и Rb равны
Ra
Rb
2 Fk
2c3
co
c2
.
Максимальный изгибающий момент Мизг будет
Мизг = Rа · с1 = Rb · с3.
Минимальный диаметр d о оси блоков вычисляют
по формуле
do
Рис.
3.4.
Расчетная
схема
Рис.
3.4.
Расчетная
схема
оси
блоков
к
рис.
3.2,
а а
оси блоков к рис. 3.2,
87
3
M изг
.
0,1 изг
(3.6)
Оси и траверсы крюковых подвесок кранов, работающих в умеренных
климатических условиях, изготовляют из стали 45 с термообработкой на улучшение [σизг ] = 0,6 σт.
Толщину δщ щек 3 (см. рис. 3.2, а) крюковой подвески определяют из
условий смятия металла в отверстиях для размещения оси блоков и траверсы:
щ
1,25Gгр
,
2 d т см
(3.7)
где Gг р = Q·g;
dт – диаметр оси блоков (траверсы);
[σсм]– допускаемые напряжения смятия материала щеки. Для стальных
деталей крюковой обоймы [σсм]= 0,5σт. Прочностные характеристики сталей
приведены в [д.9,Т.1, табл. I.I.I].
3.1.6. 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 (рис. 3.5).
Диаметр барабана выбирается из условия обеспечения оптимальной до лговечности каната. Правила ПБ 10-382-00 рекомендуют определять диаметр
барабана по формуле
Dб ≥ кб ∙ dк,,
(3.8)
где кб – коэффициент, принимаемый в зависимости от режима работы
механизма [д.7, табл. 3]. Полученный диаметр барабана при дальнейших расчетах может быть уточнен в сторону увеличения после выбора 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
Lб
H грiп
1,5
( Dб d k )
t , мм ,
(3.9)
где t = dк + 1мм – шаг намотки каната на барабане; Если барабан такой
длины не устраивает по конструктивным соображениям или не проходит по
прочности с учетом изгиба и кручения, принимают решение о многослойной
навивке каната на барабан.
88
Рис. 3.5. Чертеж к определению расчетных параметров барабана
В этом случае общее количество витков на барабане будет
zв
рабочая длина барабана
H iп
d к (0,5n 0,5)
Dб
zв t
, мм .
n
Lб
1,5 ;
(3.10)
(3.11)
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. 3.6. Высота реборды
над последним слоем навитого на барабан каната должна быть не менее 2 dк. Для нормальРис. 3.6. Чертеж крепления
ной укладки каната на барабан необходимо
каната на барабане
проверить угол α между осью каната и осью
при многослойной навивке
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 р абочей длины барабана, должно быть не менее
b ≥ Lб ctg (α / 2) .
(3.12)
Толщину стенки барабана предварительно определяют по формуле с
округлением до 1 мм:
Fф n
, мм ,
t
где Fф – усилие в канате в Н, t – мм;
89
(3.13)
αn = 1 – при однослойной навивке; αn = 1,4 – при двух и более слоев навивки каната; [σ], МПа – допускаемые напряжения для материала барабана принимают по табл. 3.1 в зависимости от режима работы механизма и выбранной
марки материала.
Таблица 3.1
Допускаемые напряжения для расчета барабанов
Марка стали
ВМСт3сп
20
09Г2С
35Л-1
Допускаемые напряжения [σ], МПа, для режимов работы
2М – 3М
4М
5М
6М
170
150
130
110
180
160
140
120
225
195
165
140
210
170
140
120
Барабаны лебедок автомобильных кранов обычно имеют отношение длины барабана к его диаметру Lб / Dб < 3. Влияние напряжений изгиба и кручения
в этом случае на прочность стенки барабана незначительно и не учитывается.
Барабаны автомобильных кранов имеют, как правило, многослойную
навивку. В этом случае стенка барабана должна быть проверена на устойчивость по формуле
n
кр
n,
(3.14)
ф
где n – коэффициент запаса устойчивости цилиндрической стенки. Для
стальных барабанов [n] ≥ 1,7; для чугунных – [n ] ≥ 2,0;
σкр – критическое напряжение, МПа; σф – фактическое напряжение в
стенке барабана, МПа.
Ек Sк
1
Еб t
1
2
,
(3.15)
где Ек – модуль упругости канатов; Ек = 9·10 4 МПа – модуль упругости
каната с органическим сердечником; Ек = 11·104, МПа – модуль упругости каната со стальным сердечником; барабана; Еб = 19 · 10 4 МПа – модуль упругости стенки стальных литых барабанов; Еб = 1·10 5 МПа – для чугунных барабанов; Sк – площадь сечения всех проволок в канате, мм 2. Ее принимают по
технической характеристике выбранного каната по ГОСТ или можно принять
Sк ≈ 0,4 dк2 ; δ, мм – расчетная толщина стенки барабана.
к
0,92 Е
ф
l
2 ф
, МПа;
Dб
(3.16)
l – расстояние между торцевыми стенками барабана или кольцом жесткости и торцевой стенкой, мм.
δф – фактическая толщина стенки барабана, принятая по технологическим
условиям изготовления барабана.
90
Максимальную частоту вращения барабана определяют исходя из заданной скорости подъема груза:
nб
60Vгр iп
, мин–1
Dб d к
(3.17)
Ось барабана должна быть проверена расчетом в зависимости от его ко нструктивного исполнения. Наиболее распространенный вариант установки барабана на оси показан на рис. 3.7. Такой вариант применяют при использовании унифицированных редукторов, у которых выходной вал имеет зубчатую
полумуфту. В автомобильных 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 F к1/2 (расчетная схема и эпюра изгибающих ось моментов показаны
на рис. 3.7, а).
Второй случай – канат на барабане располагается над одной из торцевых
стенок, опирающихся на ось. На ось от барабана передается усилие F к2= Fф
(расчетная схема и эпюра изгибающих ось моментов представлена рис.3.7, б).
Геометрические размеры элементов оси и барабана, необходимые для
определения опорных реакций на этом этапе проектирования, принимают по
предыдущим расчетам и эскизной прорисовки опорных узлов барабана. При
этом рекомендуется придерживаться следующих соображений. Расстояние
между торцевыми стенками барабана принять равным расчетной длине Lб;
толщина торцевых стенок δ с ≈ 1,2 δ; длина ступицы b ≈ 3 δ с; расстояние от торца ступицы до оси опорного подшипника стараться сделать минимальным.
Ориентировочно можно принять с 3 ≈ 100 мм. С учетом этих размеров можно
определить опорные реакции R1 и R2, и предварительно выбрать подшипник по
допустимой статической нагрузке. Для опор осей барабанов обычно применяют роликовые сферические подшипники для устранения изгибающих моментов в опорах и упрощения монтажных работ.
Реакцию R2 для первого случая нагружения оси определяют из суммы
моментов сил относительно точки опоры 1:
R2
0.5Fф (2c1
с1 с2
L)
L
91
,кН.
(3.18)
Реакцию R2 для второго случая нагружения оси определяют анaлогично:
R2= Fф(2c1+L)/(c1+c2+L), кН
(3.19)
Реакцию R2 для каждого случая находят
из суммы проекций сил на ось Y.
Изгибающие моменты М1 и М2 в каждом случае определяют как М1 = R1· с1;
М2 = R2· с2.
Диаметр оси барабана определяют по
(3.6). Величину допускаемых напряжений
изгиба в ней определяют по упрощенной
формуле для симметричной циклической
нагрузки, действующей на ось:
[σ-1] = σ-1 /к0[n0],
(3.20)
где к0 – коэффициент, учитывающий
конструкцию детали (для валов и осей к0 =
2,0…2,8); [n0] – коэффициент запаса прочРис. 3.7. Расчетные схемы оси баности, принимаемый по режиму работы мерабана: а – канат расположен симметрично; б – смещен к торцевой
ханизма (для режимов работы 1М - 3М
стенке
n0 =1,4;
4М n0 = 1,5; 5М n0 = 1,6;
6М n0 =1,7).
Для стали 45 с термообработкой на улучшение принимают 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
Lh
C
a
P
p
106
60nб
≥ Т н.
(3.21)
Для сферических шариковых подшипников а ≈ 0,5 - 0,6 ; для сферических роликовых - а ≈ 0,3 - 0,4.
С – динамическая грузоподъемность подшипника по справочнику [Осн. 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·F р + Y·Fо)·Kб·Kт, H;
92
(3.22)
Х – коэффициент радиальной нагрузки (табл. 3.2);
Y – коэффициент осевой нагрузки (табл. 3.2);
V – коэффициент вращения (табл. 3.2);
Fр – радиальная нагрузка на подшипник, Н; ее можно условно принять равной
R2 по первому варианту нагружения оси: Fр= R2;
Fо – осевая нагрузка на подшипник при допустимом отклонении угла каната на
нарезном барабане в 6° составит F о = Fф sin 6°;
Kб – коэффициент безопасности. Для грузовых лебедок Kб = 1,2;
Кт – температурный коэффициент подшипника: при температуре до 125° С –
Кт = 1,05.
Таблица 3.2
Значения коэффициентов X, Y, V, e для радиальных
сферических двухрядных подшипников
V
X
Y
Fo
Fo
Fo
Fo
Внутреннее кольцо
e
e
e
e
e
FpV
FpV
FpV
вращается неподвижно FpV
1
1,2
1
0,65 0,42 ctg α 0,65 ctg α 0,42 ctg α
Примечание: величина угла α° для каждого типоразмера подшипника приведена
в справочнике [3].
Необходимую долговечность в часах Т н определяют по числу циклов работы механизма за нормативный срок службы С (формула (3.2). Если не заданы
параметры цикла, ориентировочное время работы механизма подъема в теч ение цикла можно посчитать по формуле
tпо= 0,025·(Нгр / Vг р ) , мин.
(3.23)
Время работы механизма за нормативный срок службы будет
Тн = (tпо · С) / 60, часов.
(3.24)
3.1.7. Определение потребной мощности лебедки
Статическая потребная мощность для подъема номинального груза массой
Q(т) cо скоростью Vг р (м/с) может быть подсчитана по формуле
Nс
Q g Vгр
п
, кВт ,
(2.25)
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
п
1
iп 1
iп
.
93
(3.26)
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 пер едач.
Статическую мощность двигателя корректируют коэффициентом Кр, который учитывает назначение крана, режим работы механизма, вид управляющего устройства. Механизмы подъема автомобильных кранов можно отнести
к группе механизмов с режимом работы М2 – М5 и числом включений в час не
менее 60 – 150. Для этих условий – Кр= 1,25.
С учетом сказанного мощность двигателя рассчитывают по формуле
Nэ = Nc / Кр.
(3.27)
При выборе гидравлического двигателя необходимо задаться номинальным давлением в гидросистеме – рном . Современные гидравлические краны работают при давлении жидкости в гидросистеме рном= 20…25 МПа и частоте
вращения вала пдв = 40…20 с -1. Расчетным параметром для выбора гидродвигателя служит номинальный рабочий объем q. Его определяют по формуле
q = 2π·Mдв / Δp·ηм ,
(3.28)
где Мдв = Nэ/ωдв – эквивалентный момент на валу двигателя;
ωдв = π· п дв , с-1 – номинальная угловая скорость вала двигателя;
Δр ≈ 0,85р ном – вероятная величина перепада давления в гидросистеме;
ηм – механический КПД гидромотора.
3.1.8. Выбор редуктора
Рациональный подход к проектированию механизмов заключается в максимально возможном использовании стандартных или серийно выпускаемых
элементов, узлов, агрегатов. В [д.9] приведены технические данные серийно
выпускаемых редукторов с цилиндрическими колесами. Для выбора редуктора
можно использовать и другие источники. При выборе редуктора учитываются
следующие факторы:
- относительное расположение входных и выходных валов, оговоренных
исполнением редуктора;
- передаточное число iр;
94
- допустимые нагрузки на выходной вал: крутящий момент Мт, радиальная сила 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 iр определяют по формуле
iр = nдв / nб.
(3.29)
Крутящий момент на тихоходном валу вычисляют из условия действия
усилия, приложенного к барабану грузоподъемным канатом при подъеме испытательного груза:
Мтр =[1,25Fф (Dб + dк ) /2] Креж , кН·м,
(3.30)
Креж – коэффициент режима работы: Креж = Кдв Кпв Кс Км Крев;
Кдв – коэффициент, зависящий от вида двигателя. Для гидродвигателей
Кдв= 1; Для строительных кранов Кс = 1,0; Км учитывает характер работы приводимой машины. Работа грузоподъемных кранов характеризуются умеренными толчками. Км = 1,2. Кпв – коэффициент, зависящий от продолжительности
включения (табл. 3.3). Для механизма подъема коэффициент реверсирования
Крев= 1,0.
Таблица 3.3
Значения Кпв при продолжительности включения привода ПВ, %
ПВ,%
Кпв
100
1,00
60
0,90
40
0,80
25
0,70
15
0,67
Выбранный типоразмер редуктора с цилиндрическими колесами обозначают по следующей форме, например: «Редуктор Ц2-350-31,5-11КвхМ». Это
означает: редуктор с цилиндрическими колесами, двухступенчатый, межос евое расстояние входного и выходного валов 350 мм, передаточное число 31,5,
вариант сборки 11, с коническим быстроходным валом и выходным валом под
зубчатую муфту.
Передаточное число iрс 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
nбф
95
dк ,
(3.31)
где фактическая частота вращения барабана nбф = nдв / iрс .
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 встроенных в канатный
барабан планетарных редукторов позволяет значительно улучшить потреб ительские свойства таких агрегатов. Ранее (рис. 3.32 – 3.34) были показаны конструкции планетарных редукторов, применяемых в грузоподъемных лебедках.
Определение передаточных чисел и угловых скоростей выходных звеньев в
этих конструкция будет показано ниже.
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. 3.8 кинематическая
схема встроенного в барабан лебедки редуктоРис. 3.8. Схема планетарного
ра представляет собой планетарный механизм.
редуктора с двумя тормозами
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 (растормаживании)
колеса z5 и z7 освобождаются и механизм получает две степени свободы, т.е.
становится дифференциальным механизмом и для практической работы неприменим. 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
z2
z3
z
1 2
z1
1
3
1
96
z5
z4
.
z5
z4
(3.32)
Во втором случае номинальную угловую скорость барабана рассчитывают по формуле
z2
z3
z
1 2
z1
1
3
1
z7
z6
.
z7
z6
(3.33)
На рис. 3.9 показана кинематическая схема
редуктора, установленного в барабане гидрофицированной лебедки, изображенной на рис.
1.33. Такой редуктор относится к замкнутым
Рис. 3.9. Кинематическая схема
дифференциальным механизмам. В нем мождифференциального механизма
но 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.
(3.34)
Передача движения от первого механизма на второй осуществляется водилом Н на колесо z4. Вследствие чего ω 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.
(3.35)
Полное передаточное число всего механизма соответственно получим
ip = i1-6 =
z3
z1
z3 z 6
z1 z4
z6
z4
.
(3.36)
Из полученного следует, что направление вращения выходного звена z 3 z6, которое едино с барабаном лебедки, всегда противоположно направлению
вращения входному звену 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 плане-
97
тарный редуктор внутрь грузоподъемного барабана, обеспечив при этом про чность зубьев колес по изгибным и контактным напряжениям.
Для примера воспользуемся редуктором, кинематическая схема которого
показана на рис. 3.9. Такой редуктор имеет высокий КПД и часто применяется
в различных машинах с диапазоном передаточных чисел 10…60. Порядок р ешения поставленных задач может быть следующим.
Из предыдущего расчета грузоподъемной лебедки потребуются 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 = F ф · D б / 2 .
(3.37)
Требуемое передаточное число редуктора будет
iр = nдв / nб .
(3.38)
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 (3.36) можно записать в виде квадратного уравнения
х2 + 2х + iр = 0.
Решением этого уравнения будет выражение
х
2
2
22
4
( ip )
1
1 ip .
(3.39)
Подставив в формулу (3.39) требуемое значение передаточного числа редуктора iр по формуле (3.38), 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.
98
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:
z5
z6
z4
2
; z2
z1
z3
2
.
(3.40)
Условие соседства сателлитов гарантируется выполнением неравенства
sin
c
z5 2
.
z 4 z5
(3.41)
Условие сборки передачи проверяют отношением
z4
z6
c
,
(3.42)
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 повер хностей 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.
99
3.1.9. 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 обр аботку, называется прокаливаемостью, которая характеризуется глубиной пр оникновения 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 закалкой токами высокой
частоты или цементацией зубьев быстроходных колес: стали 40Х, 40ХН,
20ХН2М, 25ХГМ. Механические свойства этих сталей приведены в [д.9, т.1].
Межцентровое расстояние а4-5 цилиндрических прямозубых колес z4 и
z5 из условия контактной прочности рабочих поверхностей зубьев вычисляют
по формуле
a4
5
(i4
5
1)
315
i4
к
3
2
Mp
, мм,
с
5
(3.43)
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 (табл. 3.4).
Таблица 3.4
Допускаемые напряжения для некоторых сталей
Марка
стали
40, 45,
40Х, 40ХН
40Х, 40ХН,
35ХМ
40Х, 40ХФ,
35ХН2М
25ХГМ
Термообработка
Твердость
Нормализация,
улучшение
Закалка ТВЧ
НВ
180-350
НRС
42 - 50
НRС
55 – 70
НRC
56 - 30
Азотирование
Нитроцементация и закалка
Допускаемые контактные
напряжения, МПа
Допускаемые изгибные
напряжения, МПа
[σк]= 2,8 σт
[σи ]= 2,7 НВ
[σк]= 40НRC
[σи ] = 1430
[σк]= 30НRC
[σи ]=1000
[σк] = 40НRC
[σи ]=1520
М р - расчетный момент на шестерне z4, Н∙мм. М р = М4· Кд· Кнг .
Коэффициент долговечности
Кд
К эн
3
Zц 4
Z кн
1.
(3.44)
Коэффициент эквивалентности нагрузки Кэн определяют по формуле (3.1).
100
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,
(3.45)
где Zнс подсчитывают по формуле (3.2).
Среднее время работы механизма подъема за один цикл tпо определяют
по формуле (3.23).
Zкн – базовое число циклов контактных напряжений для принятой
твердости поверхности зубьев, определяют по графику на рис. 3.10.
Коэффициент нагрузки Кнг вычисляют по формуле
Кнг = Кα·Кβ·Кυ,
(3.46)
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
Рис. 3.10. График для выбора
Кβ = 2,5.
базового числа циклов
Кυ - коэффициент динамичности
контактных напряжений
для зубчатых передач всех видов
определяют в зависимости от скорости, степени точности и твердости рабочих поверхностей зубьев по табл. 3.5. При проектном расчете окружную скорость цилиндрической передачи, у которой взаимодействующие колеса подвергались цементации, определяют по формуле
v
n4
10 Сv
3
3
М4
, м/с,
z5
z4
(3.47)
где n4 – частота вращения шестерни z4, об/мин; Сv принимают из табл. 3.5
в зависимости от термообработки шестерни и колеса; ψ – коэффициент ширины колеса. Предварительно можно принять ψ = 0,4. Коэффициент динамичности Кυ принимают из табл. 3.6.
101
Таблица 3.5
Значения коэффициента Сv для прямозубых цилиндрических передач
Передачи
прямозубые
Сv
Уш – Ук
13
Вид термообработки колеса и шестерни
ТВЧш – Ук
Цш – Ук
ТВЧш – ТВЧк , Зш – Зк
14
15.5
Цш – Цк
17,5
21
Обозначения: У – улучшение; ТВЧ – поверхностная закалка токами высокой частоты;
Ц – цементация; З – объемная закалка; индекс: к - колесо; ш - шестерня
Значения коэффициента динамичности Кυ
для прямозубых колес 8-й степени точности
Твердость
поверхностей зубьев 1
2
НВ ≤ 350
1,04 1,08
НRС ≥ 40
1,03 1,06
v, м/с
4
6
1,16 1,24
1,1
1,16
8
1,32
1,22
Таблица 3.6
10
1,4
1,26
Полученное по формуле межцентровое расстояние а4-5 позволяет определить ориентировочный модуль зубчатых колес передачи
m
2 a4 5
z 4 z5
, мм.
(3.48)
Рекомендуется применять стандартные значения модуля 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 значение модуля mст и
уточняют с ним межцентровое расстояние колес z5 - z4:
а4-5=0,5(z4 + z5 ) mст, мм.
(3.49)
Далее необходимо определить наибольший размер центрального колеса с
внутренним зацеплением z6. Делительный диаметр колеса
dd6 = mcm · z6 , мм.
(3.50)
Наружный диаметр колеса
D0 = dd6 + 8 mcm, мм.
(3.51)
Чтобы колесо с наружным диаметром D0 возможно было разместить
внутри барабана лебедки, необходимо выполнение условия:
D0 ≤ Dб - 2δ.
102
(3.52)
Если это условие не выполняется, необходимо провести корректировку
кинематического расчета, начиная с п. 3.4.3. 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 в большую сторону, что
повышает долговечность каната. Диаметр барабана должен быть
D б = 2 Мб / F ф .
(3.53)
В этом выражении используют ранее вычисленное по формуле (3.30)
значение Мтр.
Такая корректировка ведет к изменению частоты вращения барабана,
изменению передаточного числа редуктора. Эти параметры пересчитывают по
формулам (3.17), (3.38) соответственно и далее по изложенной выше методике.
После того как будут получены положительные результаты для размещения
планетарного редуктора внутри барабана, необходимо провести пр оверочный
расчет зубьев колес всех ступеней редуктора на долговечность по контактным
и изгибным напряжениям.
3.1.10. Выбор муфты
Муфты в механизме подъема используют для соединения вала двигателя
с входным валом редуктора и для соединения выходного вала редуктора с б арабаном. В первом случае обычно используют муфты упругие втулочнопальцевые с тормозными шкивами. Технические данные таких муфт приведены в [д. 9, Т. 2, табл. V.2.41]. Во втором случае может быть несколько вариантов: барабан может получать крутящий момент от вала редуктора через открытую зубчатую передачу; через зубчатую муфту типа МЗ [д. 9, Т.2, табл. V.2.39].
При использовании выходного вала редуктора в качестве одной из
опор барабана применяют зубчатые муфты специального исполнения, представленные на рис. 3.11. Технические данные по этим муфтам можно найти
в [д. 9, Т. 2, табл. V. 2.14 и табл. V. 1.48].
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 момента, передаваемого муфтой, Ммакс , Н м;
- требуемую компенсационную и демпфирующую способность;
- компоновочное решение механизма.
Муфты выбирают по максимальному расчетному моменту:
Ммакс · п ≤ Мн,
(3.54)
где п = п 1· п2 · п3 .
103
п1 - учитывает степень ответственности механизма; п2 - учитывает режим
работы механизма; п3 - учитывает допустимое угловое смещение соединяемых
валов. Для механизма подъема груза п1 = 1,4; п2 принимают из табл. 3.7; п3 –
из табл. 3.8.
Таблица 3.7
Значения коэффициента учета режима работы
Режим работы
п2
1М
- 3М
1,3
4М - 5М
1,4
6М - 8М
1,5
Таблица 3.8
Значения коэффициента учета углового смещения соединяемых валов
зубчатыми муфтами
Угол перекоса
п3
0,25°
1
0,5°
1,25
1,0°
1,5
1,5°
1,75
Для остальных типов муфт п3 = 1.
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 .
Рис. 3.11. Соединение барабана
с редуктором зубчатой муфтой
(3.55)
Если выходной вал выбранного редуктора
выполнен в виде зубчатой полумуфты, то дополнительных расчетов на передаваемый крутящий момент не требуется.
3.1.11. Выбор тормоза
Тормоза выбираются по требуемому тормозному моменту из [д.9, Т.2,
табл. V.2.23]. Момент тормоза должен быть достаточным для надежного удержания груза на весу. Согласно правилам Ростехнадзора надежное удержание
груза должно обеспечиваться гарантированным коэффициентом запаса по то рмозному моменту. Требуемый момент тормоза, устанавливаемый на быстр оходном валу редуктора, можно вычислить по формуле
М тм
k зт
Fф Dб
2 iр
р
, кН·м,
(3.56)
где kзт принимают в зависимости от режима работы. Минимальный коэффициент запаса по требованию Ростехнадзора должен быть не менее 1,5.
104
3.1.12. 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 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. На рис. 3.12 представлены некоторые наиболее распространенные компоновочные схемы грузоподъемных лебедок. Схема на рис. 3.12, 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.
Схема на рис. 3.12, 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. 3.12, в отличается компактностью за счет использования
тихоходного вала редуктора в качестве одной из опор барабана. Лебедка с одержит наименьшее количество сборочных узлов, но требует их точной взаимной установки, что ведет к увеличению времени сборочных работ.
Рис. 3.12. Схемы компоновки грузоподъемных лебедок
105
В кранах большой грузоподъемности и монтажных кранах при небольших скоростях подъема передаточное число редуктора получается достаточно
большим и требуется применение трехступенчатого редуктора. В этом случае
можно применить двухступенчатый редуктор с дополнительной открытой зубчатой передачей (рис. 3. 12, г).
Тормоза в механизмах устанавливаются в местах с наименьшим крутящим моментом и удобных для их обслуживания. Обычно это входной вал р едуктора, 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. 3.12, 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. 3.13. 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 сборочно-разборочных 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 1-10 мм 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 нормы 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.
Размеры А, К, L0 и другие необходимые размеры определяют, опираРис. 3.13. Схема компоновки лебедки
ясь на результаты расчетов и справочв плане
106
ные 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 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. 3.8, б.
Проектируя элементы лебедки на вертикальную плоскость (рис. 3.14),
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. 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.
Рис. 3.14. Схема компоновки лебедки в вертикальной плоскости
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.
107
3.1.13. 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 номер швеллера в сантиметрах. Другим решающим фактором для выбора номера 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 повер хностей была наименее трудоемкой. На рис. 3. 15 показан вариант расположения швеллеров на компоновочном чертеже лебедки.
Рис. 3.15. Схема компоновки рамы 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
108
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 надо привязывать к монтажной плоскости. Условия
установки на грузоподъемную машину собранного агрегата могут выдвигать
свои особые требования к конфигурации рамы.
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 зазоров в соединении при
статических и динамических испытаниях крана.
В автомобильных кранах грузоподъемная лебедка монтируется на плите,
являющейся элементом противовесной консоли портала стрелы, но может
быть собрана как отдельная конструкция, закрепляемая на поворотной платформе крана.
3.2. Расчет механизма поворота
3.2.1. Кинематические схемы механизмов поворота
Все стреловые краны, как правило, выполняют полноповоротными, если
конструкция крана и условия эксплуатации не накладывают каких-либо ограничений по углу поворота крановой установки. Для осуществления поворота на
кранах устанавливают механизм поворота, который состоит из двух частей: из
приводной части и опорно-поворотного устройства. Конструкция механизмов
поворота автомобильных кранов была рассмотрена ранее в пп. 1.2.7.
На рис. 3.16 показаны наиболее распространенные кинематические схемы
приводной части механизмов поворота, устанавливаемые на кранах с поворо тной платформой. 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 коническо-цилиндрические редукторы (схема на рис. 3.16, а).
109
Рис. 3.16. Кинематические схемы приводов механизма поворота кранов
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 на рис. 3.16, в) или трехступенчатые цилиндрические с вертикальными валами (схема на рис. 3.16, г).
Механизмы поворота с электрическими и гидравлическими двигателями
выполняют по схемам на рис. 3.16, в и г. Они более компактны и удобны для
обслуживания и ремонта. Механический привод от двигателей внутреннего
сгорания выполняют по схемам на рис. 3.16, а или б. Стреловые 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 пер едачах и других элементах механизма поворота их снабжают специальными
предохранительными устройствами.
3.2.2. Исходные данные для расчета механизма поворота
Для расчета механизма поворота крана необходимы следующие данные:
- геометрическая схема крана с необходимыми для расчета размерами;
- кинематическая схема механизма поворота;
110
- грузоподъемность крана согласно грузовой характеристики на максимальном и минимальном вылетах Q, (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.
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 механизма поворота является момент сил сопротивления повороту.
3.2.3. Определение моментов сил сопротивления повороту
Активными силами сопротивления повороту являются силы трения в
опорно-поворотном устройстве, давление ветра на боковую площадь крана, составляющая силы тяжести поворотной части крана при расположении его на
опорной поверхности с уклоном βº.
Момент от сил трения Мсопу в стандартном опорно-поворотном устройстве
(ОПУ) принимают по данным завода-изготовителя или определяют по формуле
Мсопу = 0,5 w Dопу· Fнопу / cos γ ,
(3.57)
где 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·Q;
(3.58)
γ – угол наклона к вертикали сил, действующих на тела качения ОПУ.
Для стандартных ОПУ можно принимать γ = 45º;
111
Мнопу – момент от нормативных составляющих нагрузок, действующих на
ОПУ относительно оси, проходящей через центр ОПУ нормально к плоскости
подвеса стрелы. Схема действия сил, нагружающих ОПУ, показана на рис. 3.17.
Рис. 3.17. Схема действия сил на кран при повороте
Моменты, нагружающие ОПУ, вычисляют по (3.59).
Мнопу= Gг р ·Lг р+Gс·rс+Mвк+ Mвс + Mвг ± Gкрпов·rцт,
(3.59)
где Lг р – минимальный вылет номинального груза согласно грузовой характеристике;
rс – расстояние от оси вращения крана до центра тяжести стрелы;
Mвк , Mвс , Mвг – фронтальные моменты сил ветра рабочего состояния, действующего на поворотную часть крана, стрелу и груз относительно оси, проходящей через центр ОПУ нормально к
плоскости подвеса стрелы.
Mвк= Fвк· hвк ; Mвс = Fвс· hвс ; Mвг = Fвг · hвг ; Значения ветровых сил Fв принимаются по данным общего расчета крана для поворотных частей крана, стрелы
и груза.
hв – расстояния от геометрических центров фронтальных площадей соответствующих поворотных частей крана до плоскости, проходящей через центры тел качения ОПУ;
112
rцт – расстояние от оси вращения крана до центра тяжести поворотной
платформы с механизмами. Знак «+» принимают при расположении центров
тяжести поворотной платформы и стрелы по одну сторону от оси вращения
крана; знак «-» – по разные стороны. По величине этого момента проверяют
правильность выбора ОПУ по графику на рис. 2.4.
Сопротивление вращению от давления ветра М вс определяют в соответствии с расчетной схемой (рис. 3.18). Статическую составляющую ветровой
нагрузки, действующую на каждый расчетный элемент крана, определяют по
формуле
Fвi = qрi · Sбрi · kс, Н,
(3.60)
где qрi – распределенное давление ветра на элемент крана в зоне высоты до
10 м;
kс – коэффициент сплошности конструкции; kс ≈ 0,4 для ферм стреловых конструкций из прямоугольных профилей; kс ≈ 0,3 для ферм из трубчатых профилей;
k с≈ 1,3 для механизмов; kс ≈ 1 для кабин, противовесов и телескопических стрел;
Sбрi, м² – площадь брутто (теневая площадь),
площадь расчетного элемента, ограниченная
контуром его конструкции. Ее принимают по
результатам общего расчета крана при определении размеров его эскизного чертежа.
Распределенное давление ветра на каждый элемент крана вычисляют по формуле
qрi = q0 ·ki · ci, кПа,
Рис. 3.18. Схема действия сил
ветра при вращении крана
(3.61)
где q0 = 0,125 кПа – 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 конструкции, принимаемый по табл. 3.9.
Таблица 3.9
Значения коэффициента изменения динамического давления ветра
по высоте сооружения
Высота над поверхностью земли, м
10 20
40 60 100 200 350
Коэффициент k
1 1,25 1,55 1,75 2,10 2,60 3,10
ci – коэффициент, учитывающий аэродинамические свойства элементов
конструкции крана. Величину аэродинамического коэффициента в зависимости
от вида, конфигурации сечения элементов конструкции и направлении действия ветра можно принять по рис. 3.19.
Значения наветренной площади груза можно принять по табл. 3.10.
113
Рис. 3.19. Схемы сечений решетчатых крановых конструкций
и значения аэродинамических коэффициентов при действии ветра
Таблица 3.10
Qмах, т
Sбр , м²
Значения расчетной наветренной площади грузов
2,0
3,2 5,0 10,0 16,0 20,0 25,0 32,0
4,0
5,6 7,1 10,0 14,0 16,0 18,0 20,0
63,0
28,0
Максимальный расчетный ветровой момент сопротивления повороту определяют по формуле
Мвс = Σ(± Fвi ) ri, кН·м.
(3.62)
Знак «+» или «-» силы ветрового давления принимают в зависимости от
расположения ветровой площади относительно оси вращения (см. рис. 3.18).
Если суммарная величина Мвс получается отрицательной, то ее в дальнейших
расчетах используют как положительную.
Момент сопротивления вращению Мус, возникающий при допустимом угле
наклон β поворотной платформы, определяют в соответствии с расчетной схемой рис. 3.20 по формуле
Мус = Σ(±Gi · ri ) · sin β · sin φ.
(3.63)
В этой формуле β° – угол наклона поворотной платформы крана к горизонту. Угол уклона опорной поверхности, на которой допускается устанавливать
114
автомобильный кран, не должен превышать 3°, а наклон поворотной платфо рмы не должен превышать 0,5 %.
φ° – угол поворота продольной плоскости крана к плоскости ската поворотной
платформы. 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 F у при угле поворота крана
φ°. Максимальная величина момента сопротивления повороту от уклона опорной
поверхности будет при φ = 90° и φ = 270° .
С учетом принятых сил по рис. 3.20
максимальный момент сопротивления повороту при работе на уклоне будет
Мус = (Qмакс· g+Gко) sin β ·Lмин+
+Gс sin β·rс - Gкрпов·sin β·rцтпов, кН.
(3.64)
Если величина Мус получается со знаком « - », то в дальнейших расчетах ее
используют как положительную.
Рис. 3.20. Схема действия сил
Для кранов большой грузоподъемнопри расположении крана на уклоне
сти необходимо учитывать момент от силы инерции при пуске и торможении механизма поворота:
М ин
пкр ( J гр
J nk J c
9,55 t p
J гц )
, Н∙м,
(3.65)
где Jг р = QLг р2 – момент инерции груза как точечной массы относительно
оси вращения, кг∙м2;
Jпк= mкр·rцт2 – момент инерции поворотной платформы крана как точечной
массы относительно оси вращения крана;
Jс = (mclc2 sin²α)/12 + mcrc2 – момент инерции стрелы как однородной тонкой балки относительно оси вращения крана;
Jг ц – момент инерции гидроцилиндра подъема стрелы при полностью выдвинутом штоке;
t – время разгона механизма поворота крана до номинальной скорости.
Суммарный максимальный момент сопротивления вращению поворотной
части, используемый при расчете на прочность элементов механизма поворота:
Мсмакс= Мсопу+ Мсв + Мсукл+ Мсин.
115
(3.66)
Реальная (среднеквадратичная) мощность, необходимая для поворота
крана с номинальным грузом при действии сил ветра и уклона поворотной
платформы, может быть определена по формуле
N дв
с
с
М опу
0,7 М вс 0,7 М укл
nкр
, кВт.
9,55 м п
(3.67)
Для механизма поворота можно использовать нерегулируемые гидродвигатели при наличии в гидросистеме регулируемых гидронасосов. Выбор гидродвигателя для механизма поворота при принятом рабочем давлении в гидросистеме производится аналогично выбору гидродвигателя механизма подъема
груза. Выбрав тип гидродвигателя, можно использовать номинальную частоту
вращения вала двигателя по каталогу nдв для определения крутящего момент на
его валу.
Мдвном = 9,55 Nдв / nдв , кН∙м.
(3.68)
Расчетным параметром для выбора типоразмера гидродвигателя служит
номинальный рабочий объем q. Его определяют по формуле
q = 2π·Mдв / Δp·ηм ,
(3.69)
где Мдв – эквивалентный момент на валу двигателя;
Δр ≈ 0,85р ном – вероятная величина перепада давления в гидросистеме;
ηм – механический КПД гидромотора. По найденному рабочему объему выбирают типоразмер и марку гидродвигателя [о.7].
Общее передаточное число механизма поворота
uмп = nдв / nкр .
(3.70)
Передаточное число открытой зубчатой передачи, состоящей из зубчатого
колеса опорно-поворотного устройства и ведущей шестерни на выходном валу
механизма поворота при известном передаточном числе редуктора, получают
по формуле
uоп = uмп / uр.
(3.71)
Для известных модуля mопу и количества зубьев zк колеса ОПУ можно
определить размеры ведущей шестерни. Количество зубьев шестерни
zш = zк / uоп .
(3.72)
Диаметр начальной окружности ведущей шестерни
dш = zш · mопу, мм.
116
(3.73)
Ширина шестерни должна быть на 10-12 мм ширины зубьев колеса ОПУ:
bш = bк опу + 10 мм.
(3.74)
В дальнейшем необходимо выбрать марку стали шестерни и провести проверку зубьев шестерни на контактную и изгибную прочность с учетом действия
максимального крутящего момента.
3.3. Расчет деталей механизма поворота
Конструкция механизма поворота в курсовом проекте может быть выполнена по любой известной или оригинальной схеме.
При использовании в механизме поворота крана унифицированной схемы
редуктора определяют в первую очередь размеры его выходного вала и ведущей шестерни. На рис. 3.21 показан фрагмент установки выходного вала в редукторе механизма поворота автомобильного крана КС-3571. Чертеж всего механизма
поворота этого крана показан на рис. 1.36.
Вал 1 на рис. 3.21 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 веРис. 3.21. Чертеж выходного вала
дущей шестерни определяют крутящий момеханизма поворота крана КС-3571
мент, передаваемый валом Мкр.
М мс акс d ш
Kд ,
d опу
М кр
(3.75)
где dопу – диаметр начальной окружности зубчатого колеса ОПУ.
Минимальный диаметр вала, опирающегося на подшипник 4, из расчета
только на кручение вычисляют по формуле
dв
3
M кр
,
0,2
117
(3.76)
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. 3.38. В плоскости У - Z изгибающий момент создает окружное усилие Fокр, в плоскости Х – У изгибающий момент создает радиальное усилие Fрад.
Рис. 3.22. Расчетная схема выходного вала редуктора механизма поворота
к рис. 3.21 (на расчетной схеме вал условно показан горизонтально)
Радиальная нагрузка, действующая в зацеплении прямозубых цилиндрических колес,
Fрад
2M кр tg
dш
.
(3.77)
Здесь α = 20° – угол зацепления.
Окружное усилие на шестерне
Fокр =
М мс акс
d опу
.
(3.78)
Длины шеек вала а1 и а2 предварительно выбирают так, чтобы получить их
минимальную длину (рис. 3.21).
а1 = b ш /2 + e2 +bм + (4÷6)мм+ bп /2;
(3.79)
а2 = bп + е1.
(3.80)
Размер е2 учитывает зазор между шестерней и крышкой корпуса редуктора
(15 – 18 мм) и толщину стенки крышки (8 – 10 мм). Размер bм определяется
118
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 и X - Y.
R1z
R1x
Fокр a1 a 2
; R2z
a2
Fрад a1 a 2
; R2 x
a2
Fокр a1
; M и z Fокр a1;
a2
Fрад a1
; M и х Fрад a1.
a2
(3.81)
Результирующая нагрузка, по которой окончательно выбирают номер
подшипника и корректируют диаметр вала:
Ro
R12x
R12z .
(3.82)
Суммарный изгибающий момент в расчетном сечении
М изг
М и2 х
М и2 z .
(3.83)
.
Проверка вала на статическую прочность при совместном действии
нормальных и касательных напряжений производится по запасу прочности пТ .
nT
nT
nT2
nt
nT2
KT ,
(3.84)
где КТ – наименьший допустимый запас по пределу текучести. Для механизмов поворота режимов работы М4 – М6 и сталей, у которых σв /σт ≥1,4
(сталь 45 с закалкой и высокотемпературным отпуском), КТ = 1,8 ÷ 2,1 в зависимости от режима нагружения соответственно режимам работы 2М ÷ 8М;
для сталей, у которых σв /σт < 1,4 (сталь 40Х с закалкой и высокотемпературным отпуском), КТ = 2,3 ÷ 2,7.
пТσ = σТ / σ – запас прочности по нормальным напряжениям;
пТτ = τТ / τ – запас прочности по касательным напряжениям;
σ = Мизг /0,1d3 – действующие нормальные напряжения;
τ = Мкр / 0,2 d3 + 1,7 Rо / d2 – действующие касательные напряжения.
Характеристики сталей для определения запаса прочности можно принять
из табл. 3.11.
119
Таблица 3.11
Характеристики машиностроительных сталей для изготовления валов
Марка стали,
ГОСТ
35
ГОСТ 1050
45
ГОСТ 1050
40Х
ГОСТ 4543
40ХН
ГОСТ 4543
Термообработка,
температура, °С
Нормализация
860-880
Нормализация 830-860
Отпуск 550-630
Нормализация 850 - 870
Отпуск 560-650
Нормализация 800 - 830
Отпуск 470 - 530
Размер
проката, мм
≤ 100
101 - 300
≤ 100
101 - 300
≤ 100
101 - 200
≤80
81 - 150
Временное сопротивление σВ, МПа
530
470
570
530
590
570
980
Предел σт
текучести, МПа
275
245
315
275
345
315
785
Расчет на усталость выполняется в форме определения запаса прочности
по сопротивлению усталости для опасного сечения вала в местах, где имеются
концентраторы напряжений
3.4. Расчет механизма наклона стрелы
Изменение вылета на автомобильных кранах осуществляется двумя способами:
а) путем изменения наклона стрелы;
б) путем удлинения стрелы (телескопирования).
Технические решения изменения наклона стрелы осуществляются с помощью канатного полиспаста при гибкой подвеске стрелы или с помощью гидроцилиндра при жесткой подвеске стрелы. В современных автомобильных кранах используют жесткую подвеску стрел, что создает возможность беспроблемного применения телескопических стрел.
В задачу расчета механизма наклона стрелы входит определение следующих параметров:
- максимального усилия, действующего на гидроцилиндр наклона;
- выбор рабочего давления в гидросистеме;
- диаметра поршня гидроцилиндра;
- мощность и типоразмер насоса.
Усилие гидроцилиндра наклона стрелы определяют для минимального и
максимального углов наклона стрелы к горизонту. Предельные углы наклона
стрелы принимают по результатам общего расчета крана в соответствии с гр узовой характеристикой, рассчитанной из условия обеспечения грузовой устойчивости крана. Расчетная схема и обозначения параметров стрелового оборудования для определения усилия гидроцилиндра наклона стрелы крана показана
на рис. 3.23.
Усилие на штоке гидроцилиндра в каждом положении стрелы определяют из уравнения моментов сил относительно пяты стрелы (точка О) ∑Мо= 0.
120
Рис. 3.23. Схема для расчета механизма наклона стрелы
121
Fгц
Gc lgc cos
Fв гр[k sin( 90
Gгр[ Lс cos
k cos(90
)] Fцс lgc sin
r
)] Fц гр[k sin( 90
] Fк m
, кН .
r
Fвс lвс sin
(3.85)
В этом уравнении все силовые и конструктивные параметры принимают
по результатам общего расчета крана. Текущее значение угла α зависит от перемещения хi штока гидроцилиндра наклона стрелы. Величину угла α определяют как разность углов β и θ: α = β – θ. Величины углов β и θ определяют по
теореме косинусов. Угол θ определяют из треугольника со сторонами n, d и Lг ц
(см. фрагмент расчетной схемы на рис. 3.23).
arc cos
d2
n 2 L2гц
, где d
2d n
a2
b2 ; n
c2
e2 .
(3.86)
Угол β определяют из треугольника со сторонами n, d и (Lг ц+ хi ):
arc cos
d2
n2
( Lгц
2d n
xi ) 2
.
(3.87)
Текущую величину плеча r усилия Fг ц гидроцилиндра определяют по
формуле
r = d cos(90 – γ),
(3.89)
где
arc cos
d2
( Lгц xi ) 2 n 2
.
2d ( Lгц xi )
Рабочее давление в гидросистемах автомобильных кранов обычно используют 16…25 МПа. При высоких давлениях снижаются масса и габариты
гидропередач. Дальнейшее увеличение давления ограничивается соображениями прочности, качества изготовления, стоимости и безопасности эксплуатации.
Потеря герметичности трубопроводов, особенно на гибких участках, создает
опасность для обслуживающего персонала и может стать причиной несчастного
случая. Элементы гидропривода необходимо защищать экранами, кожухами и
вести строгий регулярный контроль состояния гидрооборудования.
При принятом рабочем давлении р (МПа) в гидросистеме и механическом
КПД гидроцилиндра ηмг ц = 0,95 требуемая площадь поршня гидроцилиндра
должна быть не менее
Sп = Fг ц / p· ηмг ц , м2
(3.90)
Скорость движения поршня при заданном времени полного изменения вылета
tвыл ,(с) и полном ходе поршня хп ,(м) определяют по формуле
Vпц = хп / tвыл , м/с.
122
(3.91)
Расход гидравлической жидкости при изменении положения стрелы от
горизонтального до минимального наклона к горизонту и объемном КПД гидроцилиндра ηоц = 1
Q = Sп· Vпц / ηоц ,м3/с.
(3.92)
Максимальная мощность, потребляемая насосом при увеличении наклона
стрелы крана с учетом потерь давления в трубопроводах (Δртр = 0,5 МПа) и
КПД насоса (ηн≈ 0,9):
N = (p + Δртр)·Q/ ηн.
(3.93)
Гидроцилиндры для механизмов изменения вылета применяют в специальном исполнении или выбирают из существующей номенклатуры гидроцилиндров, выпускаемых специализированными предприятиями. Выбор гидроцилиндра осуществляют по диаметру поршня для принятого рабочего давления в
гидросистеме и величине его хода:
d
1,274 Sn
(3.94)
Основные размеры и параметры гидроцилиндров выбирают по нормали
ВНИИСтройдормаша или по другим источникам [о.7]
3.5. Расчет механизма телескопирования стрелы
Современные автомобильные краны, как правило, оснащают двух-, четырехсекционными телескопическими стрелами. Это позволяет существенно
улучшить их грузовысотные характеристики. Выдвижение секций в кранах
осуществляется напрямую гидроцилиндрами или комбинированным приводом,
состоящим из гидроцилиндра и канатного мультипликатора.
Для выдвижения секций стрелы, расположенной под углом α к горизонту,
необходимо преодолеть составляющую силы тяжести груза с грузозахватным
устройством Gг р, собственный вес секций стрелы Gc, усилие грузоподъемного
каната Fк, действующее параллельно стреле, силы трения в ползунах секций
Fтр, учесть давление ветра Fв на стрелу. Для примера рассмотрим определение
усилия для выдвижения третьей (с индексом 3) секции трехсекционной стрелы
на конечной стадии выдвижения (рис.3.24). Выдвижение третьей секции осуществляется канатным мультипликатором. Усилие, необходимое для выдвижения третьей секции, получаем из суммы проекций сил на ось стрелы:
F = Gг р·sinα + Gс3·sinα + Fк +Fтр3 – Fв3·cosα,
где Fк = Gг р / iп ηп;
iп – кратность грузоподъемного полиспаста;
ηп= блi – КПД полиспаста; ηбл = 0,98 – КПД канатного блока;
Fтр3 = 2 (∑Mс3·f / Бп ) – сила трения в ползунах секции 3
(3.95)
n
123
(3.96)
Рис. 3.40. Расчетная схема для механизма телескопирования стрелы
∑Mс3 – сумма моментов сил, действующих на третью секцию, относительно центра минимальной опорной базы Бп ползунов;
f ≈ 0,1 – коэффициент трения ползунов в секциях стрелы.
М
с3
G l cos
3 g3
G (l cos
гр c3
k sin )
F m
к
124
l sin
F c3
в3
2
F (l sin
в гр c3
k cos ) .
(3.97)
Весовые и ветровые нагрузки на стрелу и ее элементы принимаются по
результатам общего расчета крана.
Усилие для телескопирования второй секции стрелы Fтс2 получают также
из суммы проекций сил на ось стрелы, заменив все силы, действующие на третью секцию, найденным усилием телескопирования Fтр3.
Fтс2= Gc2 sinα + Fтс3 (1+1/ηкм) + Fтр2 – Fв2 cosα,
(3.98)
где ηкм = 0,98 – КПД канатного мультипликатора;
Fтр2 = 2 (∑Mс2 · f / Бп) – сила трения ползунов первой и второй секций.
∑Mс2 вычисляют с учетом сил, действующих на две выдвигаемые секции
стрелы:
M c2
G3 (lc 2
l
Fв3 ( c3
2
l
G2 c 2 cos
2
l g 3 ) cos
lc 2 ) sin
Fв гр[(lc3
lc 2 ) sin
Gгр[(lc3
lc 2 ) cos
k sin ] Fk m
l
k cos ] Fв 2 c 2 sin .
2
(3.99)
Минимальную базу ползунов Бп рекомендуется принимать не менее полуторной высоты сечения секции стрелы, в которую помещается выдвигаемая
секция. По найденному усилию Fтс2 для выдвижения секций стрелы определяют параметры гидроцилиндра телескопирования. По существующей практике
скорость перемещения головных блоков стрелы устанавливают Vг б= 0,12…0,2
м/с. При использовании канатного мультипликатора с кратностью iм= 2 для выдвижения концевой секции стрелы скорость перемещения штока гидроцилиндра должна быть Vш=Vг б /iм .
Диаметр поршня гидроцилиндра определяется из соотношения
dn
10 3
4 Fm c2
, мм,
рн ц
(3.100)
где Fтс2 – усилие на штоке, кН;
рн – номинальное давление, кПа;
ηц – КПД гидроцилиндра (ηц = 0,95).
Диаметр гидроцилиндра выбирают по ближайшему большему размеру из
существующей номенклатуры стандартных гидроцилиндров.
Мощность, необходимая для выдвижения штока гидроцилиндра телескопирования, находят по формуле
N цт
Fm c2 Vш
ц
125
, кВт
(3.101)
3.6. Расчет параметров гидрообъемных передач
Исходными данными для расчета простого объемного гидропривода являются: принципиальная расчетная схема, усилия на штоках гидроцилиндров,
крутящие моменты на валах гидромоторов, скорости перемещения штоков гидроцилиндров, частоты вращения валов гидромоторов, длины гидролиний, соединяющих гидроагрегаты, граничные эксплуатационные условия. Задачами
расчета гидрообъемного привода являются:
- определение общей потребляемой мощности механизмами крана;
- определение необходимого расхода (подачи) рабочей жидкости;
- определение номинальной частоты вращения вала насосов;
- выбор типоразмера насосов и их количества;
- выбор фильтров;
- определение параметров трубопроводов;
- определение потерь в трубопроводах;
- проверка насосов с учетом потерь давления в трубопроводах;
- определение объема гидробака.
Общую потребляемую мощность гидропривода Nн определяют как сумму мощностей NД всех одновременно работающих гидродвигателей с учетом
коэффициентов запаса по скорости КС = 1,1…1,3, по усилию КУ = 1,1 … 1,2
NH = NД KС KУ.
(3.102)
Необходимая подача насосов равна, см3 / с:
QH
N H 10 6
.
рн
(3.103)
Частота вращения насоса, обеспечивающая необходимую подачу, находится по формуле, мин-1:
nн
60QH
,
qн Z H он
(3.104)
где qн – рабочий объём насоса (подача за один оборот), см 3;
ηон – объёмный КПД насоса;
ZH – количество насосов.
Выбор типоразмеров насосов и их числа производится по необходимой подаче и номинальному давлению из каталога. Насосы выбирают с ближайшим
большим рабочим объемом. Выбранный насос по частоте вращения вала должен соответствовать частоте вращения вала привода. При несоответствии частоты вращения вала привода насосов требуемой номинальной частоте вала
126
насосов изменяют соответствующим образом передаточное число коробки отбора мощности базового автомобиля.
Фильтр выбирают по номинальному расходу и средней тонкости фильтрации по соответствующим каталогам.
Расчёт трубопроводов состоит в определении их диаметров и потерь
давления. Расчёт производится по участкам, выделяемым в гидравлической
схеме. Участком считают часть гидролинии между разветвлениями, пропускающей одинаковый расход при одинаковом диаметре.
По известному расходу и расчётной средней скорости определяют диаметр трубопровода и округляют до ближайших стандартных значений.
Рекомендуется выбирать следующие диапазоны скоростей: для сливной
магистрали υ с – 1,4…2,2 м/с, для напорной υ н – 3…6 м/с.
Внутренний диаметр напорной гидролинии равен
4QH
d нв
,
мм;
(3.105)
, мм.
(3.106)
H
внутренний диаметр сливной:
4QC
d св
C
Расчёт труб на прочность сводится к определению толщины стенок.
Толщину стенки δс тонкостенных труб (при отношении наружного диаметра к внутреннему меньше 1,7) определяют по формуле
рmaxdн
,
2[ P ]
с
(3.107)
где рmax – максимальное давление жидкости, Па;
dн , dв – наружный и внутренний диаметры трубы, м;
[σP] – допускаемое напряжение материала трубы, Па.
Допускаемое напряжение равно
[
P
]
B
nB
,
(3.108)
где σВ – предел прочности материала трубы, Па;
nВ – коэффициент запаса прочности (nВ = 3…6).
Предел прочности для медных труб σВ = 210 МПа;
для труб из стали 20Х – σВ = 436 МПа;
из стали 12Х18Н10Т σВ = 549 МПа;
для гнутых труб σВ следует уменьшать на 25 %.
После округления значений диаметров до стационарных уточняем значение скоростей для напорной и сливной линий:
H
4QH
;
d в2
С
127
4QС
.
d в2
(3.109)
Потери давления в трубопроводах вычисляем с учетом числа Рейнольдса
(Re) и коэффициенты потерь на трение λ:
Re H (C )
H (C )
d H(С(
;
Н (С )
А
,
Re Н (С )
(3.110)
где ν – кинематическая вязкость масла, см 2 /с;
А – коэффициент ламинарного движения (А = 75 для стальных труб, А = 150 для
гибких шлангов).
Потери давления в трубопроводах, кПа:
PH (C ) 10
2
H (C )
LH (C )
3
H (C )
d H (C )
H (C )
2
,
(3.111)
где LH(C) – длина напорной (сливной) гидролинии, м;
ξ – потери в местных сопротивлениях;
ρ – плотность масла, кг / м3.
Необходимое давление насоса равно давлению в гидроцилиндре плюс
сумма потерь давления в гидролиниях и гидроагрегатах.
Полученное давление сравнивают с паспортным давлением насоса, имея
в виду, что насос может работать с перегрузкой по давлению до 10 %.
Определение параметров гидроаккумуляторов сводится к определению
его номинальной (полезной) емкости Vном, номинального давления Рном. Номинальной емкостью называют наибольший объем жидкости, занимающий рабочую полость в процессе эксплуатации (рис. 3.25).
Произведение полезного
объема на давление газа в расчетном диапазоне давлений в гидросистеме определяет внешнюю работу гидроаккумулятора. При этом стремятся к достижению
максимальной полезной емкости при минимальном конструктивном объеме.
Полезный объем жидкости Vпол должен быть равен или несколько больше, чем
требуемый объем для нормальной работы одновременно работающих потребителей. Конструктивная емкость V1 аккумулятора равна начальному объему газа
в нем, а его полезный объем равен разности объемов до зарядки и после зарядки его жидкостью
Vпол = V1 – V2,
(3.112)
где V2 – объем газа после зарядки аккумулятора рабочей жидкостью. Если процесс зарядки – разрядки происходит достаточно медленно, то он происходит как изотермический, и можно записать
Vпол = V1 (1- р1 / р2),
128
(3.113)
где р1 и р2 - соответственно минимальное давление зарядки и максимальное в конце зарядки жидкостью.
Разрядка аккумулятора не должна доходить
до полного вытеснения жидкости. Некоторый минимальный запас жидкости Vмин
должен сохраняться для обеспечения
надежности работы автоматики при подзарядке аккумулятора. При этом предварительное давление газа р1 должно быть приближено к минимальному рмин и должно
быть не меньше его.
Газовый объем V2 в конце зарядки
жидкостью при изотермическом процессе
можно определить из формулы (обозначеРис. 3.25. Схемы гидроаккуния на рис. 3.25)
мулятора до зарядки (слева)
и после зарядки
Vном
V2
P2
1
P1
(3.114)
Опыт работы с гидроаккумуляторами показывает, что для стандартных
гидроаккумуляторов, предназначенных для работы при давлении 20 МПа из отермный цикл возможен лишь при длительности процесса зарядки или разрядки не менее 3 мин. При длительности цикла меньше 0,5 мин предпочтительно
вести расчет из условий протекания адиабатного процесса при показателе политропы п = 1,4.
Vном
V2
P2
P1
1
n
1 .
(3.115)
Выражение показывает, что полезная емкость (энергоемкость) Vпол зависит
от величины начального давления Р1 зарядки аккумулятора газом. Это хорошо
видно из графиков на рис. 3.42.
На рис. 3.26 заштрихованные площади в треугольнике abc характеризуют
энергоемкость аккумулятора при работе в диапазоне 12 – 16 МПа в изотермном
режиме при различных начальных давлениях Р 1. При начальном давлении 12 МПа
полезная емкость аккумулятора составляет 25 %; при 2 МПа полезная емкость
при том же диапазоне рабочего давления составляет чуть более 4 %. С этой целью коэффициент τ, характеризующий диапазон изменения давления, выбирают в пределах
τ = (Р2 - Р1) / Р2 ≤ 0,15 ÷ 0,2.
(3.116)
Для того чтобы уменьшить при требуемом расходе жидкости колебания
давления в аккумуляторе и обеспечить полезный объем к аккумулятору часто
присоединяют дополнительную газовую емкость.
129
Рис. 3.26. Графики сжатия газа в гидроаккумуляторе
При зарядке-разрядке аккумулятора происходит изменение температуры
газа, что снижает его полезную емкость. Если зарядка аккумулятора происходит медленно (температура газа изменяется незначительно), а разрядка протекает быстро, то вследствие охлаждения расширяющегося газа происходит потеря энергии сжатого газа. При стабильном режиме зарядки-разрядки аккумулятора жидкостью температура стабилизируется после нескольких циклов з арядки.
Исходным условием для выбора гидроаккумулятора является полезный
объем жидкости Vпол , который должен быть несколько больше, чем требуемый
объем потребителя. Величина Vпол рассчитывается по формуле
Vпол
Рз
Р1
1
п
Рз
Р2
1
п
V0 ,
(3.117)
где Рз – давление зарядки аккумулятора газом;
Р1 – давление при максимальном объеме газа;
Р2 – давление при минимальном объеме газа;
V0 – полный объем аккумулятора;
п – показатель политропы; п = 1 при очень медленных рабочих циклах;
п = 1,4 при быстрых рабочих циклах.
Объем аккумулятора, обеспечивающий необходимый полезный объем, составляет V0 ≈ 12,5 Vпол .
ГОСТ 12448-80 определяет ряд аккумуляторов с полезным объемом в л:
130
1,0; 1,6; 2,5; 4,0; 6,3; 10; 16; 25; 40; 634; 100; 125; 160; 250; 320; 400; 500;
Определение вместимости гидробака является важной задачей, правильное
решение которой обеспечивает эффективность работы гидропривода. 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 производительность 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. Мощность, теряемая в гидросистеме, превращается в тепло. Интенсивное перемешивание
жидкости в процессе работы увеличивает площадь ее контакта с воздухом. При
увеличении температуры рабочей жидкости на 10° С интенсивность окисления
удваивается. Интенсивное окисление сопровождается выпадением шлама и
смол, которые нарушают работу прецизионных пар гидроаппаратов. В идеальном случае вместимость бака должна быть выбрана так, чтобы замену отработавшей жидкости производить при сезонном обслуживании машин. Минимальная емкость гидробака должна быть в 2…3 раза больше суммарного внутреннего объема всех элементов гидросистемы (насосов, гидромоторов, штоковых
полостей гидроцилиндров, трубопроводов, фильтров, гидроаккумуляторов, золотников управления и других элементов), но не менее 3-минутной производительности насосов.
Тепловая энергия, которая выделяется при работе гидросистемы машины
(преодоление сопротивлений в трубопроводе, при дросселировании в аппаратах
управления и т.п.), нагревает бак с рабочей жидкостью. Величина теряемой в
гидросистеме мощности Νт определяется из выражения
Νт = Νп (1-η),
(3.118)
где Νп – подводимая мощность;
η – полный КПД гидравлической установки
Рассеивается тепло путем теплопередачи трубопроводам, гидроцилиндрам, стенкам гидробака. При установившемся тепловом режиме, тепловую
мощность Qp, рассеиваемую гидробаком, можно определить по формуле
Qp = K· S·ΔT,
(3.119)
где К – коэффициент теплопередачи от бака к воздуху. Для практических
расчетов принимают К = 0,0175 кВт/(м2·град);
S – расчетная площадь поверхности гидробака, м2. При отношении
сторон бака от 1:1:1 до 1:2:3 расчетная площадь бака при уровне рабочей жид-
131
кости должна 0,8 высоты бака может быть выражена через объем рабочей
жидкости V (л) формулой
(3.120)
S 0,0653 V 2 ;
ΔT = Трж –Тв – температурный перепад рабочей жидкости и воздуха.
Здесь Трж – температура рабочей жидкости;
Тв – температура окружающего воздуха.
Если поддержание температуры на заданном уровне не обеспечивается
естественным охлаждением, необходимо использовать теплообменники во здушного или водяного охлаждения. Практически приемлемой температурой
минерального масла в гидросистеме является температура 50 – 60 °С. Если существует неравенство Νт > Qр , то необходима установка теплообменника, который должен отводить излишнее тепло. В качестве холодильных агентов используется воздух или вода. Водяные теплообменники обеспечивают наиболее
эффективный отвод тепла. На рис. 3.27 показаны два варианта водяных теплообменников: со змеевиком (А) и прямоточный (Б).
А
Б
Рис. 3.27. Водяные теплообменники
Необходимую поверхность теплопередачи водяного теплообменника опр еделяют по формуле [д.8]
Sто = Qизб / K · ΔTср, м2 ,
(3.121)
где Qизб = Νт - Qр – избыточная тепловая мощность гидробака;
К ≈ 0,15, кВт/(м2·град) – коэффициент теплопередачи;
ΔTср = (ΔT1 – ΔT2 )/ ln(ΔT1 /ΔT2 ) – средний температурный напор;
ΔT1 = ΔTнм – ΔTкв – тепловое насыщение воды;
ΔT2 = ΔTкм – ΔTнв – тепловая потеря рабочей жидкости;
ΔTнм, ΔTкм, ΔTнв, ΔTкв – начальные и конечные температуры соответственно рабочей жидкости и воды, °С.
132
Количество воды Gв, которое должно участвовать в теплообмене, определяется уравнением теплового баланса:
Gв = Qизб / [Cв·(ΔTкв - ΔTнв)], кг,
где Св ≈ 1 ккал/кг∙град – теплоемкость воды.
Тепловой эквивалент мощности 1 кВт = 860 ккал/ч.
(3.122)
Полученные в результате проведённых расчётов значения основных пар аметров гидропривода полезно сравнить с параметрами серийных самохо дных
кранов.
4. РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ МЕТАЛЛОКОНСТРУКЦИИ АВТОКРАНА
4.1. Расчет балок выносных опор
4.1.1. Определение опорных нагрузок
Определение опорных нагрузок автомобильного крана в общем случае
производится для прямоугольного опорного контура при работе автокрана на
выносных опорах, хотя в зависимости от конструкции опор он может иметь несколько ромбовидную форму. Расчетный опорный контур автокрана показан на
рис. 4.1. При определении опорных нагрузок учитывают следующие силы, действующие на кран:
- вес неповоротной части вместе с базовым автомобилем GH;
- вес поворотной части Gпч;
- вес номинального груза согласно грузовысотной характеристике Gг р;
- ветровая нагрузка рабочего состояния на поворотную часть со стрелой
Fвс и груз Fвг .
Горизонтальной составляющей силы тяжести крана от уклона опорной рамы при работе на выносных опорах можно пренебречь.
Для определения опорных нагрузок силу тяжести поворотной части и силу
тяжести номинального груза (F) принимают действующими по оси вращения
крана ОВ с одновременным добавлением момента (М) от груза, поворотной части крана и ветрового воздействия на них:
F = Gпч + Gг р;
М = Gг р· Lг р - Gпч · Хпч + Fвс · Нвс+ Fвг · Нвг .
133
(4.1)
Рис. 4.1. Расчетная схема автокрана для определения опорных нагрузок
Силы тяжести от неповоротной GH и поворотной F частей с грузом распределяют по опорам АС и BD обратно пропорционально расстояниям от точ134
ки их приложения до опор. Момент раскладывают на составляющие вдоль осей
Х и Z.
Мx = М cos α; Mz = M sin α.
(4.2)
Эти силы и моменты создают нагрузки на опор А, В, С, D.
RA
RВ
GH ( Б а )
2Б
GH a
2Б
F
F
Б / 2 X0
2Б
Б / 2 X0
2Б
М
cos
2Б
М
cos
2Б
М
sin ;
2К
М
sin ;
2К
(4.3)
Rс
GH ( Б a )
2Б
RD
GH a
2Б
F
F
Б / 2 X0
2Б
Б / 2 X0
2Б
М
cos
2Б
М
cos
2Б
М
sin ;
2К
М
sin ;
2К
При повороте стрелы и увеличении угла α опора В ситуации, изображенной
на рис. 4.1, окажется наиболее нагруженной при положении стрелы с грузом
над этой опорой. Это соответствует углу
arc tg
K /2
.
Б/2 - Х 0
(4.4)
Выдвижная балка опоры подвергается действию изгибающего момента.
Величину этого момента определяют из формулы
Миз = (К /2 – Вор /2)·Rс ,
(4.5)
где Вор – ширина опорной рамы.
Выдвижные балки опор выполняют обычно сварными из листов. Поперечное сечение балок имеет коробчатую прямоугольную форму (рис. 4.2). Для
ответственных элементов крановых металлоконструкций, какими являются
балки выносных опор, используют низколегированные стали 09Г2С, 09Г2СД,
10Г2С1, 10ХСНД. Характеристика этих сталей указана в табл. 4.1.
Необходимый момент сопротивления сечения выдвижной балки находят
по формуле
W = Mиз / [σ],
(4.6)
135
где [σ] = σт/п11 – допускаемые напряжения п11 = 1,4 – запас прочности для
прокатных сталей второго расчетного случая при расчете на прочность по методу допускаемых напряжений
Таблица 4.1
Характеристика низколегированных сталей для крановых конструкций
Толщина
Марка
Механические свойства
проката,
Временное
Предел
Относительное Ударная вязкостали
мм
09Г2С
09Г2СД
10Г2С1
10ХСНД
5–9
10 – 20
сопротивление
разрыву σ в, МПа
500
480
5–9
10 - 20
5 – 32
500
490
540
текучести
σт , МПа
350
330
350
340
400
удлинение
δ, %
21
21
19
сть при - 40°C,
ан , Дж/см2
40
35
40
30
50
.
Если принять поперечное сечение выдвижной балки квадратной формы с наружным
размером b, то толщину листовой стенки s
балки предварительно можно определить по
формуле
s = 3W/4b2.
(4.7)
4.2. Расчет телескопической стрелы
Рис. 4.2. Вид поперечного
сечения балки опоры
Определение предварительных размеров
поперечного сечения секций телескопической
стрелы начинают для головной выдвижной
секции. Рассмотрим условия расчета трехсекционной стрелы. Расчет выполняется по условиям второго расчетного случая, когда действуют максимальные
нагрузки рабочего состояния. Расчетное положение головной секции показано
на рис. 4.3.
На головную секцию в плоскости качания стрелы действуют:
- равномерно распределенная сила тяжести самой секции qc3= Gc3 /lc3 ;
- сила тяжести номинального груза и крюковой обоймы Gг р;
- максимальная распределенная сила давления ветрa рабочего состояния на
стрелу qвс = qв·bс3∙sinα и груз Fвг = qв ∙Sг р ,
где bс3 – ширина сечения головной секции стрелы;
Sг р – расчетная теневая площадь груза.
- максимальная центробежная сила инерции на стрелу Fцс и груз Fцг ;
- максимальная сила инерции при подъеме (торможении) груза Fип.
Головная секция рассматривается как двухопорная балка с развитой консолью. На нее действуют изгибающие и сжимающие нагрузки, которые достига136
ют своего максимального значения в районе внешней опоры скольжения смежной секции (сечение А-А). Составляющие изгибающего момента в этом сечении будут:
- момент от составляющей силы тяжести головной секции,
M1
qс 3 cos
2
lc23
;
(4.8)
– момент от силы тяжести груза и силы инерции при подъеме (торможении)
груза,
M2 = (Gг р + Fип)(lc3·cosα + k·sinα);
(4.9)
Рис. 4.3. Расчетная схема третьей (головной) секции
стрелы
– момент от силы натяжения грузоподъемного каната лебедки,
M3 = - Fг к·m;
137
(4.10)
– момент от силы ветрового давления на груз и центробежной силы инерции
груза
M4 = (Fвг + Fцг )(lc3·sinα - k·cosα);
(4.11)
– момент от распределенной силы ветрового давления на секцию 3 стрелы,
M5 = qвc·sinα·l²/2.
(4.12)
Предварительно для коробчатой стрелы автокрана принимают qв = 250 Па;
- момент нормально составляющей центробежной силы от массы головной секции стрелы при повороте крана,
M6 = Fцсsinα·hцс ;
(4.13)
- равнодействующая центробежной силы головной секции стрелы,
2
mc 2 nkp
(2 x0
1800
Fцс
lc 3 cos ) ;
(4.14)
- плечо равнодействующей центробежной силы,
hцс
3x0 2lc 3 cos
2 x0 lc 3 cos
lc 3
3
.
(4.15)
В сечении А-А расчетная величина изгибающего момента, действующего на
головную секцию в плоскости качания стрелы
Mс3 = M1 + M2 - M3 + M4 + M5 + M6 .
(4.16)
Необходимый момент сопротивления сечения головной секции стрелы
находят по формуле
Wc3= Mс3 / [σ],
(4.17)
где [σ] = σт/п11 – допускаемые напряжения п11 = 1,4 – запас прочности для
прокатных сталей второго расчетного случая при расчете на прочность по методу допускаемых напряжений. Выбор сталей производится по табл. 4.1.
Принимая поперечное сечение стрелы прямоугольным со сторонами h и b,
причем b ≈ 0,75 h, можно вычислить минимальную толщину стенки s принятого профиля головной секции (рис. 4.4) по формуле:
s = 3 Wc3 /(hb + h2).
138
(4.18)
Полученную толщину стенки секции следует
принять большей с учетом действия осевой сжимающей силы и поперечного изгибающего момента sф = 1,3 s.
Осевую силу Foc в сечении А – А головной
секции создают:
– собственный вес головной секции,
Foc3=Gc3·sinα;
(4.19)
– вес груза с крюковой обоймой,
Foг = Gг р · sinα;
(4.20)
– сила натяжения ветви грузоподъемного каната,
Рис. 4.4. Схема поперечного
сечения секции стрелы
Fг к = Gг р /in ;
(4.21)
– продольная составляющая силы ветрового давления на секцию,
Foв = qвc∙(lc3∙sinα)∙cosα;
(4.22)
– продольная составляющая центробежной силы инерции,
Foц=
2
mc 2 nkp
[
(2 x0
1800
lc 3 cos )] cos
.
(4.23)
Суммарная осевая сила, действующая на головную секцию, будет
Foc = Foc3 + Foг + Fг к - Foв - Foц .
(4.24)
При пуске или торможении механизма поворота крана на стрелу крана и
груз действуют касательные силы инерции, которые нагружают стрелу крана
изгибающим моментом в плоскости, перпендикулярной плоскости качания. Касательную силу инерции можно вычислить по формуле
F
mc 3
nkp
( x0
30 t р
lc 3 cos ) ,
2
(4.25)
где tр – время разгона (торможения) механизма. На начальном этапе проектирования время разгона (торможения) принимают 1,2 – 1,5 с.
Плечо равнодействующей касательной силы инерции от нижнего конца
стрелы
lc
lc 3 3 x0
3 2 x0
lc 3 cos
lc 3 cos
139
.
(4.26)
Изгибающий момент от действия касательной силы инерции в сечении А -А
головной секции стрелы
(4.27)
М
F lc 3 .
Суммарные напряжения в сечении А – А секции будут
Foc
Sc 3
M с3
Wx
M
Wy
,
(4.28)
где φ – коэффициент понижения напряжений при расчете на продольную
устойчивость в зависимости от гибкости секции стрелы λ.
λ = μlс3 / i,
(4.29)
где μ – коэффициент эффективной длины. Для головной секции, представляющей собой консольно заделанную стойку μ = 2;
Jх
- радиус инерции сечения стрелы в плоскости качания;
Sc3
i
Jx
sф h3 b
(3
1)
6
h
– момент инерции сечения стрелы в плоскости качания;
Jу
sф b3 h
(3
1)
6
b
– момент инерции сечения стрелы в боковой плоскости;
Sс3 = 2sф (h+b) – площадь сечения головной секции
Wx
Wу
sф h 2 b
(3
1)
3
h
– момент сопротивления сечения стрелы в плоскости качания;
sф b 2 h
(3
1)
3
b
– момент сопротивления сечения стрелы в плоскости, пер-
пендикулярной плоскости качания.
Гибкость стрелы следует определить и в плоскости, перпендикулярной
плоскости качания стрелы. Коэффициент φ принимать для наибольшего значения гибкости по табл. 4.1.
140
Если напряжения окажутся больше допускаемых, то следует увеличить
толщину стенки профиля s и снова провести расчет.
λ
φ
λ
φ
Таблица 4.1
Значения коэффициента φ в зависимости от гибкости λ для стали Ст.3
0
10
20
30
40
50
60
70
80
90
100
1,00 0,99 0,97 0,95 0,92 0,89 0,86 0,81 0,75 0,69 0,60
110
0,52
120
0,45
130
0,40
140
0,36
150
0,32
160
0,29
170
0,26
180
0,23
190
0,21
200
0,19
Определение размеров поперечного сечения корневой секции можно ос уществить по величине максимального изгибающего момента, действующего на
консольную часть стрелы (рис. 4.5).
Рис. 4.5. Расчетная схема корневой секции телескопической стрелы
141
Изгибающий момент, действующий на корневую секцию стрелы в месте
крепления гидроцилиндра наклона стрелы, можно вычислить следующим образом:
Мc1 = ∑М1 + ∑ М2 + ∑ М3+ Мг р + Мвиг р ,
(4.30)
где ∑М1 … ∑М3 – суммы моментов сил относительно точки О, действующих соответственно на первую, вторую и часть третьей секции стрелы.
Составляющие суммы этих моментов создаются силами тяжести секций,
ветровой нагрузкой и центробежными силам инерции, действующими на каждую секцию. Вычисление составляющих моментов производится по идентичным формулам с учетом соответствующих плеч.
Gi·cosα·bi – момент от сил тяжести секций;
Fвi·sinα·bi – момент от сил ветра, действующего на секции;
Fцi·sinα·bцi – момент центробежных сил секций;
Плечи сил bi можно брать с чертежа стрелы с учетом масштаба. Точки приложения равнодействующих сил ветрового давления принимают в геометрическом центре тяжести секций. Точки приложения центробежных сил, действующих на каждую секцию, вычисляют с учетом наклона стрелы по формуле
lцi
lci 3ri 2lci cos
3 2ri lci cos
,
(4.31)
где lцi – расстояние по оси секции от места стыка секции с нижней секцией
до центра приложения центробежной силы;
lсi – длина секции;
ri – расстояние по горизонтали от оси вращения крана до места стыка
рассматриваемой секции с нижней секцией;
Мг р = Gг р·(b0·cosα + k·sinα) – момент силы тяжести груза;
Мвиг р = (Fв г р + Fц г р)·(b0·sinα - k·cosα) – момент сил ветра и центробежных
сил инерции, действующих на груз.
Необходимый момент сопротивления сечения корневой секции определяют по формуле
Wc1= Mс1 / [σ]
(4.32)
при допускаемых напряжениях для стали 09Г2С.
Приняв толщину прямоугольного профиля s корневой секции (рис. 4.4),
как и в головной, при таком же соотношении h и b, определяют наибольший
размер hk сечения корневой секции по формуле
hk
3Wc1
.
1,75s
142
(4.33)
Полученные размеры поперечного сечения корневой секции должны обеспечивать возможность размещения внутри его второй выдвижной секции с
опорами скольжения. Внутренние размеры второй секции также должны обеспечивать возможность размещения третьей секции с опорами скольжения. Если
это невозможно выполнить, то увеличивают размеры поперечного сечения ко рневой секции до необходимых размеров.
5. Правила безопасной эксплуатации автомобильных кранов
Основными причинами аварийных ситуаций с участием автомобильных
кранов являются ( по частоте их проявлений):
- нахождение людей в опасной зоне;
- неправильная обвязка (строповка) грузов;
- неправильная установка крана на месте производства работ;
- преднамеренный вывод крана из под действия приборов безопасности
(отключение ограничителей грузоподъемности и изменения вылета груза);
- работа с нарушениями правил безопасности в охранной зоне линий электропередач.
- не достаточный контроль за техническим состоянием автокрана.
Согласно постановлению правительства автомобильные краны отнесены
к опасным производственным объектам и должны быть зарегистрированы в о рганах Ростехнадзора.
Регистрация кранов в органах Ростехнадзора производится по письменному заявлению владельца и паспорту крана. Присвоение регистрационного
номера крану производится только при наличии у владельца назначенных приказом ответственных лиц, обученного персонала и подтвержденного актом исправного и работоспособного состояния крана. Кран снимается с регистрации
при передаче его другому владельцу или при списании в случае невозможности
дальнейшей эксплуатации.
Эксплуатацию крана можно осуществлять после получения разрешения на пуск в работу. Разрешение на пуск в работу выдает инспектор Ростехнадзора с записью в паспорте крана на основании результатов полного технического освидетельствования и проверки организации надзора владельцем кр ана в следующих случаях:
- вновь зарегистрированного крана;
- после реконструкции крана;
- после замены расчетных элементов или их ремонта с применением сварки;
- после установки на кране нового ограничителя грузоподъемности.
Техническое освидетельствование крана должно осуществляться регулярно в течение всего срока службы:
- частичное освидетельствование проводится каждые 12 месяцев;
- полное освидетельствование – каждые 3 года.
- внеочередное полное техническое освидетельствование производится после:
143
- реконструкции крана;
- замены или ремонта с применением сварки расчетных элементов металлоконструкции;
- замены стрелы или установки сменного стрелового оборудования;
- капитального ремонта грузовой или стреловой лебедки;
- замены крюка или крюковой подвески.
Техническое освидетельствование проводится с целью проверки состояния крана, обеспечивающего его безопасную работу; проверки установки крана
и его соответствия правилам ПБ 10-382-00, паспортным данным и регистрационным документам.
При техническом освидетельствовании производится проверка исправности и работоспособности всех узлов и агрегатов:
- несущих элементов металлоконструкции с целью выявления недопустимых деформаций, трещин, утонения вследствие коррозии, ослабления болтовых, клепаных и сварных соединений;
- блоков, крюков, канатов и элементов их крепления;
- состояние механизмов, тормозов, их функционирования;
- состояние и функционирование приборов безопасности, освещение и сигнализация;
- соответствие массы противовеса и балласта значениям, указанным в паспорте.
Результаты осмотров и проверок должны оформляться актом, подписанным ИТР, ответственным за содержание грузоподъемного крана в исправном
состоянии.
При полном техническом освидетельствовании крана должны быть пр оведены статические и динамические испытания.
При статических испытаниях автомобильный кран должен быть установлен на все имеющиеся выносные опоры. Стрела крана должна находиться в
положении, отвечающем наименьшей расчетной устойчивости. Кран должен
поднять груз, на 25 % превышающий расчетную грузоподъемность, на высоту
100 – 200 мм и удерживать его не менее 10 мин. Кран считается выдержавшим
испытания, если груз не опустится на землю и не будет обнаружено трещин,
остаточных деформаций и других повреждений металлоконструкции и механизмов.
Динамические испытания крана с грузом, превышающим на 10 % паспортную грузоподъемность, производят с целью проверки действия всех механизмов и тормозов. При этом производят все рабочие движения механизмов в
прямом и обратном направлениях не менее трех раз. При испытаниях должны
быть воспроизведены совмещения операций, предусмотренных руководством
по эксплуатации крана.
Результаты технического освидетельствования крана записывает в его
паспорт ИТР по надзору за безопасной эксплуатацией с указанием срока следующего технического освидетельствования.
144
Результаты технических обслуживаний, сведения о текущих ремонтах
крана записывают в журнал ремонта. Сведения о ремонтах, вызывающих необходимость внеочередного полного технического освидетельствования, заносят
в паспорт крана.
В процессе эксплуатации крана регулярно производят осмотр съемных
грузозахватных приспособлений:
стропы - каждые десять дней;
траверсы, клещевые захваты, тару – каждый месяц;
редко используемые приспособления – перед выдачей в работу.
Результаты осмотра съемных приспособлений заносят в журнал осмотра
съемных грузозахватных приспособлений.
Надзор, обслуживание, безопасные условия работы крана обеспечивает
его владелец. Для этого должно быть выполнено следующее:
- назначены ИТР по надзору за безопасной эксплуатацией, ИТР, ответственный за содержание крана в исправном состоянии, и лицо, ответственное за
безопасное производство работ кранами;
- назначен обслуживающий персонал - крановщик, стропальщик, сигнальщик, ремонтники;
- установлен порядок технических осмотров и обслуживаний крана;
- установлен порядок обучения ИТР и периодическая проверка знаний
персонала, обслуживающего кран;
- разработаны должностные инструкции для ИТР, производственные инструкции для обслуживающего персонала, журналы, технологические карты по
перемещению грузов;
- обеспечено снабжение ИТР и персонала соответствующими инструкциями;
Назначение ИТР и персонала осуществляется приказом владельца крана
после обучения и проверки знаний правил ПБ 10-382-00 комиссией с участием
инспектора Ростехнадзора.
Номер и дата приказа о назначении ИТР, ответственного за содержание
крана в исправном состоянии, его должность, фамилия , имя, отчество, номер
удостоверения и подпись должны содержаться в паспорте крана.
Периодическая проверка знаний ИТР с выдачей соответствующего удостоверения должна проводиться не реже одного раза в 3 года комиссией с уч астием инспектора Ростехнадзора после обучения по соответствующим пр ограммам.
Крановщики, стропальщики, ремонтники и другой обслуживающий персонал перед назначением на работу должны пройти медицинское освидетельствование для определения соответствия их физического состояния требованиям, предъявляемым к работникам этих профессий.
При первичной аттестации крановщиков, стропальщиков, наладчиков
приборов безопасности участие в комиссии представителя Ростехнадзора об язательно. Лицам, выдержавшим экзамен, выдаются соответствующие удостоверения за подписью председателя комиссии. В удостоверении крановщика и
145
стропальщика должна быть подпись представителя Ростехнадзора и вклеена
фотография аттестованного.
Повторная проверка знаний обслуживающего персонала должна проводиться не реже одного раза в 12 месяцев в объеме производственных инструкций с оформлением протокола и отметкой в удостоверении. Участие представителя Ростехнадзора не обязательно.
Производство работ автомобильным краном должно выполняться в соответствии с инструкцией по эксплуатации, которой комплектуется кран при
отгрузке потребителю.
Установка крана для производства строительно-монтажных работ должна
производиться в соответствии с проектом производства работ кранами (ППРк).
Кран должен быть снабжен табличкой, на которой должны быть указаны: регистрационный номер крана, паспортная грузоподъемность, дата следующего
очередного технического освидетельствования.
На месте производства работ автомобильный кран должен быть устано влен на все опоры на уплотненном грунте. Под опоры должны быть подложены
прочные и устойчивые инвентарные подкладки. Расстояние между поворотной
частью при любом положении крана и неподвижными предметами должно
быть не менее 1000 мм.
Установка крана на краю откоса котлована или траншеи должна быть
выполнена с соблюдением расстояния, зависящего от глубины котлована и категории грунта, согласно правилам ПБ 10-382-00.
Установка крана ближе 30 м от линий электропередач должна осуществляться по наряду-допуску, согласованному с владельцем линии.
При работе крана не допускаются:
- вход в кабину во время движения;
- нахождение людей возле работающего стрелового крана;
- перемещение грузов, превышающих паспортную грузоподъемность по
грузовой характеристике;
- перемещение груза в неустойчивом положении;
- перемещение груза с находящимися на нем людьми;
- подъем защемленных грузов;
- подъем груза наклонными канатами;
- подъем груза с земли стрелоподъемным механизмом;
- освобождение краном стропов, защемленных грузом;
- оттягивания груза руками вовремя подъема или опускания;
- подача грузов в оконные проемы без специальных приспособлений;
- работа при отключенных или неисправных приборах безопасности;
- работа при неисправных тормозах;
- перемещение груза над перекрытиями над помещениями с людьми;
- работа крана при скорости ветра, превышающей указанную в паспорте;
- опускать (поднимать) груз в кузов автомобиля при нахождении в нем людей или в кабине машиниста;
146
- перемещение груза при нахождении под ним людей;
- нахождение в местах производства работ немаркированной тары;
- нахождение под стрелой крана при ее подъеме и опускании без груза;
Контрольные вопросы и задания
К разделу 1
Какой вид кранов называют автомобильными кранами?
Какие параметры отражены в индексе стрелового самоходного крана?
Назовите основные узлы автомобильного крана.
Что означает гибкая и жесткая подвеска стрелы?
Назовите достоинства и недостатки различных видов приводов (электрического, гидравлического, механического, комбинированного).
6. Какая информация должна быть указана на заводской табличке крана?
7. Что характеризует группа классификации (режим) работы крана?
8. Каким требованиям должна отвечать коробка отбора мощности автокрана?
9. Каким образом осуществляется выдвижение секций телескопической
стрелы?
10. Какие виды опорно-поворотных устройств применяют в автокранах?
11. Какие конструкции выносных опор применяются в автокранах?
12. Каким требованиям должны отвечать выносные опоры крана?
13. Какими приборами безопасности должны быть оборудованы автокраны?
14. Какую перегрузку автокрана допускает ограничитель грузоподъемности?
15. В какой ситуации ограничитель высоты подъема груз должен отключать механизмы крана?
16. Какие принципы регулирования скорости механизмов используются в
кранах с гидроприводом?
17. С какой целью в гидроприводе кранов устанавливают гидроаккумуляторы?
18. Начертите схему и объясните работу гидрозамка выносной опоры.
19. Какое давление должно поддерживаться в сливной магистрали гидросистемы и для чего?
20. В чем заключается принцип действия выключателя упругих подвесок
автокрана?
1.
2.
3.
4.
5.
К разделу 2
1.
2.
3.
4.
Что подразумевают под понятием "вылет груза" в автокранах?
Что называют ребром опрокидывания в автомобильных кранах?
Что является ребром опрокидывания у гусеничных кранов?
Что называют грузовым моментом стрелового крана?
147
5. Что называют опрокидывающим моментом груза?
6. Что называют опрокидывающим моментом ветра?
7. Что называют опрокидывающим моментом от уклона опорной поверхности крана?
8. Какие силы возникают при вращении кран? Как их вычислить?
9. Что называют удерживающим моментом крана?
10. Какие силы могут вызвать опрокидывание крана?
11. При какой скорости ветра работа грузоподъемного крана должна быть
прекращена?
12. Что понимают под коэффициентом устойчивости крана?
13. Для каких ситуаций необходимо проверять устойчивость крана.
14. Какая минимально допустима величина коэффициента устойчивости?
15. Какое общее требование к действующим нагрузкам на кран должно соблюдаться при расчете устойчивости от опрокидывания?
16. Как вычислить центр тяжести крана?
17. Как вычислить силу давления ветра?
18. Какие силы учитываются при расчете собственной устойчивости автокрана?
19. Какие силы учитываются при расчете грузовой устойчивости?
20. Какими средствами можно повысить устойчивость крана?
21. Что понимают под испытательной устойчивостью крана?
22. Как можно проверить устойчивость крана опытным путем?
23. Какую информацию дает грузовысотная характеристика крана?
К разделу 3
1. Начертите кинематическую схему механизма подъема груза и назовите его узловые элементы.
2. Назовите марки стали и способы изготовления грузовых крюков
3. Какой способ установки в крюковой обойме крюков грузоподъемностью более 3-х т предписывают правила ПБ 10-382-00?
4. С какой целью в грузовых лебедках применяют полиспасты?
Назовите их положительные и отрицательные свойства.
5. Каков порядок выбора канатов для грузоподъемного механизма?
6. Какие способы применяют для крепления конца каната на барабане?
7. Каким образом обеспечивается безопасность крепления конца каната
на барабане лебедки?
8. Какие виды редукторов применяются в грузоподъемных механизмах?
Назовите условия их рационального применения.
9. Какие факторы учитываются при выборе двигателя грузоподъемного
механизма? Как вычисляют необходимую мощность электрического и
гидравлического двигателей?
10. Как можно получить различные скорости подъема груза в механизме
подъема груза?
148
11. Какие тормоза рекомендуются применять в механизме подъема груза?
12. Какой минимальный коэффициент запаса торможения должен быть у
тормоза механизма подъема груза?
13. Начертите кинематическую схему механизма поворота и назовите его
узловые элементы.
14. Какие нагрузки должны быть учтены при расчете механизма поворота
автокрана?
15. Какие способы защиты от поломок применяют в механизмах поворота
стреловых кранов?
16. Какие типы редукторов предпочтительно применять в механизмах поворота кранов?
17. Как определяют передаточное число элементов трансмиссии механизма
поворота крана ?
18. Какие типы тормозов по конструкции и способу управления допускается устанавливать в механизмах поворота стреловых кранов?
19. Как вычисляют потребную мощность механизма поворота крана?
20. Назовите виды применяемых в кранах опорно-поворотных устройств.
21. Начертите схему механизма выдвижения секций 4-секционной стрелы.
22. Какие нагрузки необходимо учитывать при расчете механизма выдвижения секций телескопической стрелы?
23. Как определить потребную мощность для выдвижения секций телескопической стрелы?
24. Каков порядок выбора гидроцилиндра наклона стрелы автокрана?
25. Каков порядок выбора гидронасосов привода механизмов автокрана?
26. Что называют полезным объемом гидроаккумулятора?
27. Какие факторы учитываются при выборе вместимости гидробака?
28. Каков порядок выбора параметров теплообменника в гидросистеме?
К разделу 4
Как определить нагрузку, действующую на выносные опоры автокрана?
Как определить необходимые размеры сечения выносной опоры крана?
Перечислите нагрузки для расчета секций стрелы автокрана.
Как вычисляют нагрузки для расчета секций стрелы автокрана?
Что лежит в основе при определении размеров поперечного сечения
секций стрелы автокрана?
6. Какие места секций стрелы автокрана с гидроприводом являются
наиболее нагруженными?
7. Какая форма поперечного сечения стрелы наиболее рациональна?
1.
2.
3.
4.
5.
149
К разделу 5
1. Какими средствами обеспечивают безопасную эксплуатацию грузоподъемных кранов?
2. Какие задачи решаются в результате проведения технического освидетельствования грузоподъемного крана?
3. Как часто должно проводиться частичное и полное техническое освидетельствование крана?
4. Как часто необходимо проводить проверку ограничителя грузоподъемности?
5. Кто имеет право управлять краном?
6. Кто имеет право осуществлять строповку грузов?
7. В чем заключаются и с какой целью проводятся статические испытания
грузоподъемного крана?
8. В чем заключаются и с какой целью проводятся динамические испытания грузоподъемного крана?
9. В чем заключается задача владельца грузоподъемного крана по организации его безопасной эксплуатации?
10. Как часто должна проводиться проверка персонала на знание правил
безопасной эксплуатации грузоподъемных кранов?
11. Какие условия должны соблюдаться при установке крана на строительной площадке?
12. Какие условия должны соблюдаться при установке крана в охранной
зоне ЛЭП?
13. Поясните опасность подъема груза наклонными канатами.
14. Поясните опасность подъема краном защемленных грузов. Что необходимо предпринять для их безопасного подъема?
15. Поясните опасность подъема груза стрелоподъемным механизмом.
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
Проектирование любой новой машины начинают с анализа параметров
существующих прототипов и их аналогов. Использование существующих соотношений геометрических, массовых параметров позволяет кратчайшим путем
выйти на рациональный типоразмер вновь проектируемой машины.
Изучение схемных и технических решений отдельных узлов и агрегатов
машин, патентные исследования путей развития техники аналогичного направления в смежных областях создают предпосылки для создания оригинальных
вариантов технических решений.
Автомобильные краны, опираясь на базу современных грузовых автомобилей, развиваются по пути совершенствования агрегатов и узлов грузоподъемного оборудования. Уменьшение массы стрелового телескопического обор у150
дования с одновременным увеличение высоты подъема груза всегда является
приоритетной задачей при проектировании новых автомобильных кранов. На
этом направлении поиск оптимальных форм поперечных сечений и применение
высокопрочных сталей позволит существенно повысить потребительские сво йства и конкурентоспособность автокранов в среде строительных кранов.
Другим направлением развития грузоподъемных машин на базе автомобиля является создание кранов-манипуляторов, которые с различными грузозахватными приспособлениями и достаточно большими транспортным объемом и
грузоподъемностью могут найти применение в самых различных отраслях производства и перемещения грузов.
Важным направлением совершенствования автомобильных кранов является также повышение надежности систем безопасности и управления краном.
Применение современных компьютерных систем контроля и управления краном позволяет снизить напряженность труда оператора и повысить производительность при ведении подъемно-транспортных работ.
Совершенствование системы гидравлического привода механизмов позволяет улучшить технические характеристики грузоподъемного оборудования,
обеспечить расчетную долговечность узлов и агрегатов, повысить комфор тность труда оператора.
Работа студента над курсовым проектом позволяет не только детально
изучить конструкцию грузоподъемных кранов и углубить существующие знания, но и освоить как традиционные, так и современные навыки проектирования, которые помогут ему в дальнейшем при выполнении проектов машин различного назначения.
Творческий подход к выполнению курсового проекта позволит не только
проанализировать и получить информацию о современных конструкциях автомобильных кранов, но и найти перспективные технические решения, которые
могут стать основой для патентования и выполнения на их основе дипломного
проекта.
Библиографический список рекомендуемой литературы
Основная литература (о)
1 Александров, М.П. Грузоподъемные машины: учебник / М.П. Александров –
М.: МГТУ имени Н.Э. Баумана, 2000. – 552 с.
2 Бейзельман, Р.Д. Подшипники качения: справочник / Р.Д. Бейзельман, Б.В.
Ципкин, Л.Я. Перель – М.: Машиностроение, 1975. – 572 с.
3 Вайнсон, А.А. Подъемно-транспортные машины: учебник / А. А. Вайнсон. М.: Машиностроение, 1989. - 563 с.
4 Галдин, Н.С. Гидравлические машины, объемный гидроприводов: учеб. пособие / Н.С. Галдин. – Омск: изд-во СибАДИ, 2009. – 272 с.
5 Жулай, В.А. Курсовое проектирование приводов, транспортных, строи тельных
и дорожных машин: учеб. пособие / В.А. Жулай, – Воронеж. гос. арх.-строит.
ун-т, Воронеж, 2007,- 327 с.
151
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. Проектирование механизмов грузоподъемных кранов: учеб. пособие / Ю.И. Калинин, Ю.Ф. Устинов, В.А. Жулай, В.А . Муравьев. - Воронеж,
гос. арх.-строит. ун-т, Воронеж, 2010. - 156 с.
8 Карасев, Г.Н. Расчет на прочность и надежность элементов металлоконструкции рабочего оборудования строительных и дорожных машин: учеб. пособие /
Г.Н. Карасев.- М.: изд. МАДИ (ГТУ), 2006.- 135 с.
9 Расчеты крановых механизмов и их деталей. ВНИИПТМАШ. - М.:1993.Т.1. 187 с, Т.2. - 163 с.
10 РД 36.22.17-08. Методические указания по расчету устойчивости стреловых
самоходных кранов с телескопической стрелой. ОАО "ВКТИмонтажстроймеханизация" – М.: "Все краны", 2009, № 2, с. 6 – 11; № 3, с. 12 – 16; № 4, с. 1217.
11 Рогожкин, В.М. Эксплуатация машин в строительстве: учебник / В.М. Рогожкин – М.: изд-во АСБ, 2011. – 648 с.
Дополнительная литература (д)
1. Ананьин, В.Г. Стреловые самоходные краны 3-6 размерных групп. Гидросхемы и описание их работы./ В.Г. Ананьин, С.А. Ларионов, М.Ю. Попов; Томск.
Изд.-во Том. гос. архит.-строит. ун-та, 2012. – 168 с.
2. Баловнев, В.И. Машины для земляных работ: Конструкция, расчет, потребительские свойства. Книга 2. Погрузочно-разгрузочные и уплотняющие машины: учебн. пособие / В.И Баловнев, С.Н. Глаголев, Р.Г. Данилов и др; Белгород, Изд-во БГТУ, 2011. – 464 с.
3. Зорин, В.А. Требования безопасности к наземным транспортным системам:
учебник / В.А. Зорин, В.А. Даугелло, Н.С. Севрюгина; Белгород, изд-во БГТУ
им. В.Г. Шухова, 2009. – 187 с.
4. Калинин Ю.И. Грузоподъемные машины: учебн. пособие / Ю.И. Калинин,
Ю.Ф. Устинов. - Воронеж. гос. арх.-строит. ун-т / Воронеж, 2006,- 75 с.
5. Карасев, Г.Н. Расчет на прочность и надежность элементов металлоконструкции рабочего оборудования строительных и дорожных машин: учебное
пособие / Г.Н. Карасев – М.: Изд. МАДИ (ГТУ), 2006. – 135 с.
6. Позынич, К.П. Требования охраны труда при техническом обслуживании, диагностике и ремонте строительных и дорожных машин: учебное пособие /
К.П. Позынич, Р.А. Эунап; Хабаровск, изд-во Тихоок. гос. ун-та, 2006. – 231
с.
7. Правила устройства и безопасной эксплуатации грузоподъемных кранов. Госгортехнадзор России. ПБ 10-382-00.- М.:НПООБТ, 2000. - 195 с.
8. Лозовецкий, В. В. Гидро- и пневмосистемы транспортно-технологических машин: учебн. пособие / В.В. Лозовецкий. - СПб.: Изд-во"Лань",
2012. – 560 с.
9. Справочник по кранам / Под ред.М. М. Гохберга. - Л.: Машиностроение,
1988. Т.1. - 536 с, Т.2. - 569 с.
152
Приложение 1
Определение нагрузок и центра тяжести крана
Статический момент
узла по оси У
Мсту = G ∙Y, кН∙м
Координата цт
узла по оси У, м
Статический момент
узла по оси Х
Мстх = G ∙Х, кН∙м
Координата цт
узла по оси Х, м
Сила тяжести узла
G = m g, кН
Наименование
узлов
автокрана
Масса узла автокрана
m, т
Позиция на схеме к
рис. 2.1
Определения центра тяжести автокрана
Таблица П.1.1
1
Шасси автомобиля
2
Опорная рама с аутригерами
3
Опорно-поворотный круг
Сумма неповоротных частей ∑Н
4
Поворотная платформа
5
Контргруз
6
Лебедка грузовая
7
Механизм поворота
8
Корневая секция стрелы 1
9
Корпус гидроцилиндра
10
Шток гидроцилиндра
11
Выдвижная секция стрелы 2
12
Выдвижная секция стрелы 3
13
Выдвижная секция стрелы 4
14
Кабина управления
15
Грузовой полиспаст
Сумма поворотных частей ∑В
Суммарные параметры крана ∑К
Параметры максимального груза
Объект
Неповоротная часть
Поворотная часть
Кран полностью
Координата по оси Х, м
Хцтн= ∑Мстх /∑Gн =
Хцтв= ∑Мстх /∑Gв =
Хцтк= ∑Мстх /∑Gk =
153
Координата по оси У, м
Уцтн= ∑Мсту /∑Gн =
Уцтв= ∑Мсту /∑ Gв=
Уцтк= ∑Мсту /∑ Gк=
1
Шасси автомобиля
2
Опорная рама с аутригерами
3
Опорно-поворотный круг
Сумма неповоротных частей ∑Н
4
Поворотная платформа
5
Контргруз
6
Лебедка грузовая
7
Механизм поворота
8
Корневая секция стрелы 1
9
Корпус гидроцилиндра
10
Шток гидроцилиндра
11
Выдвижная секция стрелы 2
12
Выдвижная секция стрелы 3
13
Выдвижная секция стрелы 4
14
Кабина управления
15
Грузовой полиспаст
Сумма поворотных частей ∑В
Суммарные параметры крана ∑К
Параметры максимального груза Q
Фронтальный рабочий
момент ветра
М вр = Fвр У, кН·м
Координата У ЦТ
узла, м
Фронтальная рабочая
ветровая нагрузка
Fвр = q р S ф kв Cа , кН
Коэф. высоты кв
Фронтальная площадь
S ф = bh, м 2
Высота узла h, м
Наименование
узлов
автокрана
Ширина узла b, м
Позиция на схеме к
рис. 2.1
Таблица П.1.2
Определение фронтальной рабочей ветровой нагрузки автокрана
Примечания:
1. Размеры l, b, h определяют соответственно вдоль осей X, Y, Z.
2. Расчетное давление ветра для рабочего состояния крана принимают
qp = 0,125 кПа; для нерабочего состояния - qH = 0,27 кПа.
3. Коэффициент, учитывающий высоту конструкции h над уровнем земли,
принимают: при h = 0…10 м – кв = 1,0; при h = 10…20 м – кв = 1,25; при
h = 20…40 м – кв = 1,55; для промежуточных значений высот к в допускается определять линейной интерполяцией.
4. Аэродинамический коэффициент С а для автомобильных кранов с телескопической стрелой принимают С а = 1,2.
5. Опорная рама и опорно-поворотное устройство находятся в тени ветровой площади базового автомобиля и охватываются его контуром.
6. Контргруз, лебедка грузовая, механизм поворота находятся в тени ветровой площади поворотной платформы и охватываются ее контуром с
размерами l, b, h поворотной платформы
154
1
Шасси автомобиля + кабина
2
Опорная рама с аутригерами
3
Опорно-поворотный круг
Сумма неповоротных частей ∑Н
4
Поворотная платформа
5
Контргруз
6
Лебедка грузовая
7
Механизм поворота
8
Корневая секция стрелы 1
9
Корпус гидроцилиндра
10
Шток гидроцилиндра
11
Выдвижная секция стрелы 2
12
Выдвижная секция стрелы 3
13
Выдвижная секция стрелы 4
14
Кабина управления
15
Грузовой полиспаст
Сумма поворотных частей ∑В
Суммарные параметры крана ∑К
Параметры максимального груза
Боковой опрокидывающий
момент ветра нерабочего состояния М вн = Fвн У, кН·м
Координата У ЦТ узла, м
Боковая нерабочая ветровая
Нагрузка Fвн = q н S б kв Cа , кН
Боковая рабочая ветровая
нагрузка Fб = q р S б kв Cа , кН
Коэфф. высоты кв
Боковая площадь S б = lh, м 2
Высота узла h, м
Наименование
узлов
автокрана
Длина узла l, м
Позиция на схеме к рис. 2.1
Таблица П.1.3
Определение рабочей боковой ветровой нагрузки автокрана
Примечания:
1 Размеры l, h определяют соответственно вдоль осей X, Y.
2 Расчетное давление ветра для рабочего состояния крана принимают
qp = 125 Па = 0,125 кПа; для нерабочего - qH = 270 Па = 0,27 кПа.
3 Коэффициент, учитывающий высоту конструкции h над уровнем земли,
принимают: при h = 0…10 м – кв = 1,0; при h = 10…20 м – кв = 1,25;
при h = 20…40 м – кв = 1,55; для промежуточных значений высот к в
допускается определять линейной интерполяцией.
4 Аэродинамический коэффициент С а для автомобильных кранов с телескопической стрелой принимают С а = 1,2.
5 Боковую ветровую нагрузку определяют при расположении стрелы крана
вдоль оси Х.
155
-----------------
-------------------------
---------------------
-----------------
/
Момент силы инерции узла при
вращении крана
-----------------
М сип = n ·J 9550 ·tp ,кН·м
Момет инерции узла
J = m·r²,кг ·м 2
-------------
узла, м
Опрокидывающий момент
центробежных сил,
М ц = т·ω²·(±r) ·У, кН·м
1
Шасси автомобиля
2
Опорная рама с аутригерами
3
Опорно-поворотный круг
Сумма неповоротных частей ∑Н
4
Поворотная платформа
5
Контргруз
6
Лебедка грузовая
7
Механизм поворота
8
Корневая секция стрелы 1
9
Корпус гидроцилиндра
10
Шток гидроцилиндра
11
Выдвижная секция стрелы 2
12
Выдвижная секция стрелы 3
13
Выдвижная секция стрелы 4
14
Кабина управления
15
Грузовой полиспаст
Сумма поворотных частей ∑В
Суммарные параметры крана ∑К
Параметры максимального груза
Масса узла т, кг
автокрана
Расстояние от оси вращения крана до ЦТ узла, ± r, м
узлов
цт
Наименование
Координата У
Позиция на схеме к рис. 2.1
Определение динамических нагрузок на автокран
Таблица П.1.4
Примечания:
1 Угловую скорость ω крана определяют при номинальной частоте вращения крана n, об./мин,
ω = π п / 30, с-1.
2 Расстояние от оси вращения крана до ЦТ узла принимают "+r" для узлов, у которых центр тяжести находится по одну сторону со стрелой
от оси вращения крана; для остальных узлов, расположенных противоположно стреле, принимают "-r".
3 Время разгона для автомобильных кранов принимают в зависимости от
грузоподъемности крана tp= 3 ÷ 5 с.
156
Приложение 2
Схемы автомобильных шасси для крановых установок
157
158
159
Учебное издание
Калинин Юрий Иванович
Устинов Юрий Федорович
Жулай Владимир Алексеевич
Муравьев Владимир Александрович
АВТОМОБИЛЬНЫЕ КРАНЫ
Конструкция и расчет
Учебное пособие
для студентов вузов, обучающихся по направлениям подготовки бакалавров
"Наземные транспортно-технологические комплексы" (профиль подготовки
«Подъемно-транспортные, строительные, дорожные машины и оборудование»),
"Эксплуатация транспортно-технологических машин
и комплексов" (профиль подготовки «Сервис транспортных и технологических машин
и оборудования (Строительные, дорожные и коммунальные машины)»), специальности
"Наземные транспортно-технологические средства" (специализация "Подъемнотранспортные, строительные, дорожные средства и оборудование") и направлениям
подготовки магистров «Наземные транспортно-технологические комплексы»
и «Эксплуатация транспортно-технологических машин и комплексов»
Редактор Аграновская Н.Н.
Подписано в печать 05.05. 2014. Формат 60х84 1/16. Уч.-изд. л. 10,0.
Усл.-печ. л. 10,1. Бумага писчая. Тираж 300 экз. Заказ № 214.
__________________________________________________________________
Отпечатано: отдел оперативной полиграфии издательства учебной
литературы и учебно-методических пособий Воронежского ГАСУ
394006 Воронеж, ул. 20-летия Октября, 84
160
Документ
Категория
Без категории
Просмотров
190
Размер файла
12 059 Кб
Теги
калинина, автомобильная, конструкции, крана, расчет, 757
1/--страниц
Пожаловаться на содержимое документа