Author: Павлов Н.Г.
Tags: строительство математика инженерия машиностроение точные расчеты примеры расчетов кранов
Year: 1967
Text
H. Г. ПАВЛОВ
ПРИМЕРЫ
КРЛНОВ
Н. Г. ПАВЛОВ
ПРИМЕРЫ РАСЧЕТОВ
КРАНОВ
Издание 3-е,
переработанное
и дополненное
ИЗДАТЕЛЬСТВО «МАШИНОСТРОЕНИЕ»
ЛЕНИНГРАД 1967
62—237. 001. 24
В книге изложены методы расчета крюковых кранов общего
назначения, широко применяемых в промышленности. В первом
разделе рассмотрены общие принципы расчета этих кранов,
во втором приведены примеры, иллюстрирующие методы расчета
наиболее часто встречающихся кранов: мостовых, поворотных,
с подъемной стрелой. В конце книги помещены справочные дан-
ные, относящиеся к расчетам.
Книга рассчитана на инженерно-технических работников,
занятых проектированием и эксплуатацией грузоподъемных
машин, а также вопросами механизации подъемно-транспорт-
ных работ и может быть использована студентами втузов при
курсовом и дипломном проектировании.
3—13—7
295—во
Рецензент канд. техн, наук, доц. В. В. Пясецкий
Николай Георгиевич ПАВЛОВ
ПРИМЕРЫ РАСЧЕТОВ КРАНОВ
Редактор издательства Л. И. Орлова Переплет художника Я, В. Таубвурцеля
Технический редактор, О. В. Сперанская Корректор И. Г Клейнер
Сдано в производство 23/V 1966 г. Подписано к печати 4/Щ 1967 г. М-14244
Формат бумаги 60 x 90*/ie« Бумага типографская № 2. Печ. л. 21,75. Уч.-изд. л 18,8
Тираж 36 000 экз. Цена 1 р. 13 к. Заказ .№ 1051
Ленинградское отделение издательства «Машиностроение»
Ленинград, Д-65, ул. Дзержинского, 10
Ленинградская типография № 6 Главполиграфпрома Комитета по печати
при Совете Министров СССР
Ленинград, ул. Моисеенко, 10
ПРЕДИСЛОВИЕ
XXIII съезд КПСС поставил новые грандиозные задачи
по дальнейшему развитию народного хозяйства нашей страны.
Наряду с совершенствованием производственных процессов и рос-
том производительности труда немаловажную роль в решении
этих задач играет механизация погрузочно-разгрузочных и подъ-
емно-транспортных работ.
Несмотря на значительные успехи, достигнутые в этой об-
ласти, эти работы на данное время остаются весьма трудоемкими,
требующими значительного применения ручного труда. В связи
с этим должны быть продолжены работы по созданию новых
высокопроизводительных средств механизации, среди которых
немаловажную роль играют крановые механизмы. В целом ряде
случаев изготовление таких механизмов возможно силами неспе-
циализированных (в области краностроения) заводов, что довольно
широко и практикуется в данное время.
Одновременно в связи с интенсификацией производственных
процессов и ростом производительности труда возникают вопросы
об увеличении производительности уже установленного крано-
вого оборудования за счет увеличения скоростей, грузоподъем-
ности и т. п. Эта работа в большинстве случаев выполняется за-
водами, эксплуатирующими краны.
В связи с указанным возникает необходимость в руководстве,
где на конкретных примерах были бы изложены общие принципы
расчета крановых механизмов. Такой метод изложения позволяет
наиболее удобно пояснить указанные принципы в деталях, что
обычно трудно сделать при рассмотрении вопросов в общем виде.
В связи с этим и было предпринято издание предлагаемой книги.
В ней рассмотрены принципы расчетов крюковых кранов общего
назначения с приводом от асинхронных двигателей, наиболее
часто применяемых в промышленности.
Вопросы проектирования специальных кранов (металлурги-
ческих, строительных и т. п.) из-за ограниченного объема книги
в данном случае не рассматриваются. По этой же причине в книге
*
3
дана только очень краткая характеристика конструкций отдельных
узлов и механизмов, так как эти вопросы довольно подробно
освещены в специальной литературе. Краткий перечень этой ли-
тературы приведен в конце книги.
Особенностью крановых механизмов является их относительно
малое использование по времени и грузоподъемности по сравне-
нию с машинами, непосредственно участвующими в технологи-
ческом процессе. В связи с этим особое значение для них приобре-
тает расчет по ограниченной долговечности, позволяющий дать
наиболее правильную оценку напряжений, введенных в расчет.
Расчет по ограниченной долговечности и принят в дальнейших
примерах.
Данная книга является третьим изданием, которое выпускается
переработанным и дополненным. При этой переработке учтены
замечания, имевшие место по второму изданию, а также измене-
ния в правилах, стандартах и нормах, произведенные с момента
выхода второго издания, в частности, изменения, связанные с но-
выми правилами Госгортехнадзора по устройству и эксплуатации
грузоподъемных машин. Внесен также ряд уточнений и дополне-
ний в методику рассматриваемых расчетов. Книга дополнена при-
мером расчета свободно стоящего крана, на котором рассмотрены
особенности расчета механизмов с канатной тягой, а также ус-
тойчивости этих кранов.
Приведенные в конце книги справочные материалы в основном
являются дополнением к излагаемым расчетам. Дать эти мате-
риалы в полном объеме из-за ограниченного объема не представля-
лось возможным.
Автор
РАЗДЕЛ ПЕРВЫЙ
ОБЩИЕ УКАЗАНИЯ К РАСЧЕТАМ
ГЛАВА I
ПРИНЦИПЫ РАСЧЕТА КРАНОВЫХ КОНСТРУКЦИЙ
1. ВВОДНЫЕ ЗАМЕЧАНИЯ
В отличие от машин, служащих только для вертикального
подъема груза (лифты, тельферы и т. п.), под кранами обычно
подразумеваются устройства для подъема и перемещения грузов.
Основными элементами такого устройства являются металличе-
ская конструкция, форма которой зависит от типа крана, и ме-
ханизмы.
Механизмы крюковых кранов общего назначения могут быть
подразделены на четыре основные группы: подъема груза, пере-
движения крана (тележки), поворота и изменения вылета стрелы.
Несмотря на значительное разнообразие конструкций крюковых
кранов, схемы и принципы расчета их однотипных механизмов
одинаковы. Это позволило в дальнейшем рассмотреть особенности
конструкции и расчета каждого такого механизма на примере
одного из кранов.
При конструировании кранов необходимо учитывать повышен-
ную опасность работ по подъему и перемещению грузов. В связи
с этим в настоящее время в ряде стран действуют обязательные
правила по устройству и эксплуатации грузоподъемных машин,
надзор за выполнением которых осуществляется специальными
организациями. В СССР такой надзор осуществляется органами
Госгортехнадзора союзных республик в соответствии с правилами,
утвержденными Госгортехнадзором РСФСР 24 апреля 1964 г.,
Госгортехнадзором БССР 10 марта 1964 г. и Госгортехнадзором
КазССР 11 февраля 1964 г.
Крацостроение является одной из широко развитых отраслей
общего машиностроения. В настоящее время СССР располагает
большим числом краностроительных заводов, имеющих мощные
5
конструкторские бюро. Большая работа по исследованию крановых
конструкций и разработке стандартов и норм проводится Всесоюз-
ным научно-исследовательским институтом подъемно-транспорт-
ного машиностроения (ВНИИПТмаш), Как и любая другая отрасль
машиностроения, краностроение имеет свои специфические осо-
бенности в части выбора материалов, методов расчета, выбора
допускаемых напряжений и т. п. Эти особенности кратко рас-
сматриваются ниже.
2. РЕЖИМ РАБОТЫ
Условия работы кранов крайне разнообразны, начиная от ма-
шинных залов электростанций (монтажные очень редко работа-
ющие краны) и кончая перегрузочными устройствами портов
и металлургических заводов, работающими непрерывно при пол-
ном использовании грузоподъемности. Различие в условиях работы
кранов учитывается режимом работы, в зависимости от которого
выбирается электрооборудование, назначаются запасы прочности
и сроки службы деталей при расчете на прочность и износ и т. п.
По правилам Госгортехнадзора [1 ] различают режимы работы:
крана в целом, электрооборудования и отдельных механизмов,
установленных на кране.
Режимы работы механизмов. Эти режимы назначаются в зави-
симости от величины загрузки и интенсивности работы рассчи-
тываемого механизма и могут быть разными для разных механиз-
мов одного и того же крана.
Таблица 1. Режимы работы крановых механизмов
(по правилам Госгортехнадзора [1])
Режим работы механизма Среднее допускаемое использование механизма
по грузо- подъемности ^гр по времени
в течение года ke в течение суток kc
Легкий 0,75—1,0 Нерегулярная работа
Средний 0,75 0,5 0,33
Тяжелый 1,0 1,0 0,33
Весьма тяжелый .... 1,0 1,0 1,0
Для кранов с машинным приводом различают четыре режима
работы механизмов: легкий — Л, средний — С, тяжелый — Т
и весьма тяжелый — ВТ, которые назначаются в зависимости от
следующих величин (табл. 1):
6
коэффициента использования по грузоподъемности
= О)
X
коэффициента годового использования механизма
^ = -365“’ №
коэффициента суточного использования механизма
В приведенных формулах
Qcp — средняя величина груза, поднимаемого за смену;
Q — номинальная грузоподъемность;
Тг — число дней работы механизма в году;
Тс — число часов работы механизма в сутки.
Таблица 2 Режимы работы механизмов крюковых кранов
(по правилам Госгортехнадзора [1])
Типы кранов Режимы работы механизмов
главного подъема вспомога- тельного подъема передви- жения тележки передви- жения крана поворота изменения вылета стрелы
Мостовые: подвесные С С С
крюковые легкого ре- жима работы л Л л л — —
крюковые среднего режима работы, в том числе краны с исполь- зованием электротали с с с с
крюковые тяжелого режима работы .... т с с т — —
магнитные, в том чи- сле со съемным мотор- ным грейфером .... т т т
Козловые с с с с — —
Башенные строительные: для монтажа обору- дования сооружений . . л л л Л Л
для подъема мелких штучных грузов .... с — л л л л
Примечав не. Данные о режимах работы механизмов грейферных порталь-
ных и некоторых типов металлургических кранов см. [1].
7
Для крюковых кранов общего назначения определить вели-
чины kep, k6 и kc в большинстве случаев затруднительно, поэтому
режимы работы их механизмов обычно выбираются по опытным
данным. Для мостовых крюковых кранов и некоторых специаль-
ных кранов режимы работы механизмов непосредственно указаны
в нормах Госгортехнадзора (табл. 2).
При пользовании этими нормами следует иметь в виду, что
коэффициент ksp [формула (1)] характеризует загрузку меха-
низма подъема. Для механизмов передвижения и поворота кра-
нов малой грузоподъемности значительная доля нагрузки при-
ходится на собственный вес крана и коэффициент их относи-
тельной загрузки оказывается выше, в связи с чем для этих
механизмов в ряде случаев целесообразно принимать повышенные
значения режимов работы по сравнению с указанными в нормах
Госгортехнадзора; при малых пролетах крапов, наоборот, эти
режимы могли бы быть снижены (табл. 3).
Таблица 3. Ориентировочные данные
по выбору режимов работы механизмов
мостовых кранов
Место установки и назначение крана Режим рабэты механизмов
подъема груза передвижения
тележки моста
Машинные залы электро- Легкий Легкий Легкий
станций 15% ПВ 15% ПВ 15% ПВ
Механосборочные цехи и Средний Легкий * Средний
котельные цехи заводов 25% ПВ 15% ПВ 15 или
общего машиностроения Средний 25% ПВ
25% ПВ
Литейные цехи заводов Средний Легкий * Средний
общего машиностроения 25% ПВ 15% ПВ 25 или
Средний 40% ПВ
25% П В
Склады машинострои- Легкий Легкий Средний
тельных заводов (проката, 15% ПВ 15% ПВ 25% ПВ
опок в литейных и т. п.) Средний Средний
25% ПВ 25% П В
Краны общего назначе- Т яжелый Т яжелый Тяжелый
ния, обслуживающие про- 40% П В 40% ПВ 40% ПВ
изводственные процессы на Весьма Весьма
металлургических заводах тяжелый тяжелый
(склады проката, скрапа 40 или 40 или
и т. п.) 60% ПВ 60% ПВ
* При малых пролетах, по согласованию с Госгортехнадзором.
8
По заданному режиму работы производится выбор допускаемых
запасов прочности и сроков службы деталей при расчете их на
прочность и износ.
Режим работы крана. Этот режим назначается по режиму ра-
боты механизма подъема; исходя из него, выбирают допускаемые
напряжения при расчете металлической конструкции крана
и определяют объем требований, связанных с режимом работы,
предъявляемых к крану в целом.
Режим работы электрооборудования. По правилам Госгортех-
надзора этот режим назначается, исходя из коэффициентов ис-
пользования механизма по грузоподъемности и времени kep, k2
и kc, температуры окружающей среды, числа включений в час
и относительной продолжительности включения (табл. 4).
Таблица 4. Режимы работы электрооборудования
(по правилам Госгортехнадзора [1])
Коэффициенты использования Темпера- тура окру-
Режим работы по грузо- подъем- нести кгр по времени ПВ % Число
в течение года ke в течение суток k( включений в час жающей среды в град
Легкий 1,0 0,75 0,50 0,25 0,10 Нерегу. редкая 0,25 0,50 1,0 лярная работа 0,33 0,67 1,0 15 15 25 60 25
Средний 1,0 0,75 0,50 0,25 0,10 1,0 0,50 0,50 1,0 1,0 0,67 0,33 0,67 1,0 1,0 15 25 25 40 60 120 25
Тяжелый 1,0 1,0 0,75 0,50 0,25 1,0 1,0 0,75 1,0 1,0 0,67 0,33 0,67 1,0 1,0 25 40 40 40 60 240 25
Весьма тяжелый 1,0 0,75 0,50 0,25 0,10 1,0 1,0 40 60 60 60 60 300—600 45 25 45 45 45
Примечания- 1. Число включений в час принимается как максимальное расчетное для аппа- ратуры и электроприводов. 2 Электрооборудование может быть отнесено к той или иной группе при условии, если оно удовлетворяет всем показателям соответствующего режима; если по отдельным показателям имеют место превышения, то электрооборудование должно быть отнесено к группе более тяжелого режима работы.
9
В данном случае в число включений входят как необходимые
для рабочих движений механизма, так и регулировочные, требу-
ющиеся для установки груза в заданное положение (установки
обрабатываемой детали на станок, на собираемый узел машины
и т. п.); в отдельных случаях число таких включений достигает 300
и более в час.
Под относительной продолжительностью включения пони-
мается величина
У t
е = 4“’ (4)
или выраженная в процентах
/7В = ^-100%, (5)
где Т — время одного цикла от начала одной операции по
подъему и перемещению груза до начала следующей
аналогичной операции;
2/ — время работы механизма в течение цикла.
При расчете электрооборудования продолжительность цикла Т
принимается не более 10 мин\ величины 2^ и Т определяются
по заранее заданному графику работы крана. Для крюковых
кранов общего назначения задать такой график обычно затрудни-
тельно и выбор электрооборудования при нормальных условиях
работы производят непосредственно по величине ПВ, обычно при-
нимаемой по заданному режиму работы механизма: при легком
режиме 15% ПВ, среднем 25% ПВ, тяжелом 40% ПВ и весьма
тяжелом 40—60% ПВ,
При расчете деталей по ограниченному пределу выносливости
(см. ниже) по чи<;лу включений и продолжительности включения
подсчитывается расчетное число циклов.
3. РАСЧЕТНЫЕ НАГРУЗКИ
Основными нагрузками крановых механизмов являются: со-
противления рабочие, имеющие место при установившемся дви-
жении (вес поднимаемого груза, сопротивление передвижению
или повороту от сил трения и т. п.), динамические от сил инерции
и ударного приложения нагрузок и ветровые. В ряде случаев
при расчете необходимо учитывать дополнительные нагрузки при
монтаже, от крена и качки (плавучие краны) и т. п.
Рабочие нагрузки. Расчет этих нагрузок для случая нормаль-
ной работы механизма рассмотрен непосредственно на примерах,
приведенных в разделе втором. При расчете механизмов передви-
жения и поворота необходимо учитывать вероятность возрастания
этих нагрузок при наезде на препятствия, упоры и т. п. Для
механизмов передвижения и поворота с тяговыми канатами
Ю
(стр. 267 и 289) величины наибольших нагрузок в этом случае
обычно определяют исходя из предельного момента двигателя
^пред ^ном^пред • (®)
Здесь tynped — коэффициент предельной перегрузки двигателя;
Мном — его номинальный момент;
M«™ = 975-g-, (7)
где Nd — номинальная мощность двигателя в квт\
пд — число оборотов двигателя в минуту.
В механизмах передвижения с приводом на ходовые колеса
(тележки и мосты мостовых кранов и т. п.) величина предельного
момента определяется возможностью сцепления приводных колес
с рельсами и равна при торможении
= (8)
где R — нагрузка на приводные колеса в кгс,
р0 — коэффициент сцепления колес с рельсами (р.о =
= 0,2 ч- 0,25);
i0 и т]0 — передаточное число и коэффициент полезного дей-
ствия механизма;
DK — диаметр колеса в м.
В этом случае расчетным является момент Мпред-
Нагрузки от сил инерции. При расчете этих нагрузок в кра-
новых механизмах обычно исходятиз равноускоренного (при пуске)
или равнозамедленного (при торможении) движения. Сила инерции
при поступательном движении для этих случаев
п G G v
Ри — — а = — • с»/ •
g g WtH
момент сил инерции при вращательном движении
‘ ° 375/н •
(9)
(10)
В этих формулах
G — вес движущегося тела (груза, моста крана и т. п.) в кгс;
v — скорость поступательного движения в м/мин-,
п0 — скорость вращательного движения в об!мин\
tH — время неустановившегося движения (пуска или торможе-
ния) в сек-,
GD2 — маховой момент рассчитываемого тела относительно оси
его вращения в кгс-м2',
а — линейное ускорение (замедление) в м!сек\
Маховой момент, приведенный к заданному валу с числом
оборотов п:
11
для поступательно двигающегося тела
GD2p^0,1G-£; (11)
при вращении
и2
GD2p=GD2^. (12)
Общий маховой момент механизма и груза (крана, тележки),
приведенный к валу двигателя, при схемах механизмов, принятых
в кранах с электрическим приводом обычно определяют по фор-
муле
GDI = (GD2 + GD2m) 1,2 + GD2np, (13)
где GD2 и GD2M — маховые моменты ротора двигателя и муфты,
помещенной между двигателем и редуктором
в кгс-м2\
GD2p — маховой момент крана (груза), приведенный
к валу двигателя [формулы (11), (12) 1, в кгс-м2.
Коэффициент 1,2 учитывает влияние масс деталей (зубчатые
колеса, барабан и т. п.), не введенных в расчет.
Наибольший и средний моменты сил инерции при пуске опре-
деляются исходя из наибольшего и среднего пусковых моментов
двигателя
^шах ^лолФтах’ 0^)
М нол$ср, (15)
где фтах и — наибольший и средний коэффициенты пуско-
вой нагрузки.
Наибольший момент сил инерции
М'и = Мгаах - МРб ; (16)
средняя величина этого момента
Ми = Мср - Мр6. (17)
В этих формулах Мрб — рабочий момент, приведенный к валу
двигателя.
Момент на первом валу механизма (считая от двигателя)
М = М я + м GDnp- 0$)
рб + ми .
Расчетные моменты на последующих валах
М' = Mi^, (19)
где ("иг) — передаточное число и коэффициент полезного .дей-
ствия передач, помещенных между первым и рассчитываемым
валами.
12
Как видно из формулы (18), величина нагрузок от сил инерции
GD2np
зависит от отношения ------^-, которое для механизмов подъема
G£>o
невелико (за исключением соединительных муфт между двигате-
лем и редуктором) и им можно пренебречь. В механизмах пере-
движения и поворота эти нагрузки являются основными.
Из-за наличия зазоров в механизмах, слабины штропов (меха-
низмы подъема) и т. п. фактические нагрузки механизмов будут
больше подсчитанных по формуле (18) и ориентировочно могут
быть определены из условия
Рр = Pkd или МР = Mkd, (20)
где kd — поправочный (динамический) коэффициент, принимае-
мый в пределах 1,1—1,5 в зависимости от характера нагрузки,
скорости и метода расчета детали.
В результате ударного действия нагрузки в механизмах воз-
никают упругие колебания. Вопросы исследования этих колеба-
ний и определения расчетных нагрузок с учетом сил упругости
рассматриваются в специальной литературе [10, 13, 14, 17, 24].
Таблица 5. Ветровые нагрузки рабочего состояния,
принимаемые при расчете кранов
Расчет Ветровая нагрузка рв в кгс/м2
На усталостную прочность Мощности электродвигателей: портовых и плавучих кранов остальных кранов На грузовую устойчивость и статическую прочность: Цортовых и плавучих кранов остальных кранов * Меньшие цифры относятся к первому случаю наг 5 25 15 25—40* 15—25* рузки.
Ветровые нагрузки. Ветровые нагрузки рабочего состояния
(при подъеме номинального груза) определяются по формуле
= рв (FKp + Fep). (21)
В этой формуле
рв — ветровая нагрузка на 1 м2 поверхности (табл. 5);
Fep — наветренная площадь груза, вычисленная по его контуру
или принятая по табл. 6, в м2;
FKp — наветренная площадь крана в м2.
13
Таблица 6. Наветренные площади грузов,
принимаемые при расчете ветровых сопротивлений [2]
Вес груза в тс 1 2 3 5 10 15 20 30 50 75 100 150
Наветренная площадь груза Fep в м2 2 3 5 7 10 12 15 20 25 30 35 45
При одной или нескольких фермах (балках), расположенных
на расстоянии а < h (h — высота фермы),
Ркр — F о?,
(22)
где Fq — площадь контура фермы в /и2;
у — коэффициент заполнения этой площади; для балок со
сплошной стенкой, противовесов и т. п. у = 1, для
Рис. 1. Диаграмма к определению рас-
четного напора ветра нерабочего со-
стояния:
/—берег моря, низовье большой реки,
район Новороссийска; 2— все остальные
места СССР
ферм у = 0,3 0,5.
При нескольких фермах, рас-
положенных одна за другой на
расстоянии h < а < 2h,
FKp = Fx + 0,5 (F,+
+ F3+...+F„); (23)
при a > 2h
FKP = Fl + Fi + --+Fn. (24)
По формуле (21) подсчиты-
вается .и предельная ветровая
нагрузка. Величина рв, согласно
ГОСТу 1451—42, в этом случае
определяется по формуле
рв = qka, (25)
где q — расчетный напор ветра в кгс!мг, величина которого оп-
ределяется в зависимости от положения фермы отно-
сительно земли по диаграмме рис. 1;
ka — коэффициент аэродинамического сопротивления; для
ферм и сплошных балок ka = 1,4, кабин крановщиков
и противовесов ka — 1,2.
Мачты и подобные сооружения высотой более 20 м разби-
ваются на участки длиной по 20 м.
Величина q для каждого участка определяется по диаграмме
рис. 1, исходя из расстояния h от середины этого участка до
уровня земли (см. стр. 315).
Расчетные случаи. При расчете крановых механизмов в настоя-
щее время обычно исходят из трех основных расчетных случаев:
14
а) действие нагрузок, нормально имеющих место при работе
механизма (первый расчетный случай);
б) действие предельных нагрузок, возможных при работе меха-
низма (второй расчетный случай);
в) действие предельных нагрузок (ураганный ветер и т. п.)
при ненагруженном кране (третий расчетный случай).
Применительно к этим расчетным случаям механизмы крю-
ковых кранов общего назначения могут быть подразделены на
две группы:
1) механизмы подъема и изменения вылета стрелы (кранов
с подъемной стрелой),
2) механизмы передвижения и поворота.
Механизмы подъема и изменения вылета рассчитываются
только по первому случаю—по нагрузке от веса груза, равного но-
минальной-грузоподъемности крана. Влияние сил инерции в этих
механизмах (за исключением муфт, расположенных между дви-
гателем и редуктором) невелико и им можно пренебречь. Второй
и третий случаи для механизма подъема не являются расчетными.
Механизмы передвижения и поворота кранов, работающих в за-
крытых помещениях, рассчитываются по первому и второму слу-
чаям и при работе вне помещений — по трем случаям. Нагрузки
от сил инерции для этих механизмов, как правило, являются
основными.
При расчете механизмов передвижения мостов мостовых, кон-
сольных и т. п. кранов,, а также механизмов поворота кранов
с тележкой (стр. 267) следует учитывать малую вероятность частой
работы этих механизмов при наиболее невыгодном положении
тележки. Поэтому при их расчете по первому случаю нагрузок
можно принимать положение тележек мостовых кранов на 3/4 их
пролета и для консольных передвижных и поворотных кранов
(стр. 199 и 267) на 0,8 вылета.
4. ДОПУСКАЕМЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ И ЗАПАСЫ
ПРОЧНОСТИ
Для выбора допускаемых напряжений исходной является
формула
где о0„ — опасное напряжение, при котором происходит потеря
работоспособности детали;
[п] — допускаемый запас прочности.
Величина о0„ при расчете крановых механизмов выбирается
в зависимости от расчетного случая; при выборе запаса проч-
ности [п ] учитывается также и режим работы.
Расчет по предельным нагрузкам (второй и третий расчетные
случаи). Вследствие малой вероятности частого появления этих
15
нагрузок за опасное напряжение принимают пределы текучести ат
или тг (для стали и пластичных материалов) или предел прочности
(чугун, хрупкие материалы).
Допускаемые напряжения при изгибе (растяжении) и кру-
чении:
для пластичных материалов
[а]== (26)
1 ' [«г]’1 J [«г] v ’
для хрупких материалов
<27>
Соответственно запасы прочности для стальных деталей при дей-
ствующих напряжениях сит
= (28)
Величины ог и хт при отсутствии табличных данных могут быть
вычислены приближенно по эмпирическим формулам (табл. 7).
Таблица 7. Ориентировочные зависимости между основными
характеристиками материалов [20]
Характери- стика материала Вид деформации Расчетные формулы для
углеродистых сталей легированных сталей чугуна
Предел прочности Кручение тв = 0,6af тв = 0.6af —
Предел текучести Растяжение Изгиб Кручение О о о со СЧ СО О —o' II II II схЬм ь, о о gw-.® О о ° II 11 II ' °5, к- о О и —
Предел вы- носливости Растяжение Изгиб Кручение afLj = 0.36cf о±э1 = 0,43af т_1 = 0,22а₽ = 0.36<7₽ al3! = 0,43cf т_] = 0,22af oil = (0.354- 0.45) al3 = 0,22ae T_] = (0,75-? 0,9) ai]
гт Р из
Примечание. oj— предел прочности при растяжении; ов — предел прочно-
сти при изгибе.
16
Для термически обработанных деталей при заданной твердости
по Цринеллю (НВ) или Роквеллу (HRC) предел прочности мате-
риала может быть подсчитан по формуле
= 0,75-0,3677 В = Ь,21НВ = 2,7 HRC. (29)
Коэффициент 0,75 в данном случае учитывает возможную неод-
нородность механических свойств материала по толщине закален-
ного слоя.
При совместном действии изгиба и кручения запас прочности
--- (30)
пт — -7^—-= •
^<4+4г2
Расчет по нормальным рабочим нагрузкам (первый расчет-
ный случай). С интенсификацией производственных процессов
связан значительный рост загрузки кранового оборудования;
поэтому при расчете деталей по первому расчетному случаю за
величину <з0п, как правило, следует принимать предел выносли-
вости материала ог. Индекс г в данном случае соответствует
так называемому коэффициенту асимметрии цикла
amin
^max
где omax и amin — наибольшее и наименьшее напряжения в рас-
считываемой детали.
Рис. 2. Общий случай изменения на-
пряжений
В общем случае изменения напряжений (рис. 2) может быть
выделена постоянная составляющая (среднее напряжение) оср и
переменная (амплитуда цикла) оа:
г _____ Стах + Grain .
ср ~ 2 ’
- ___ gmax — ат1п
иа — 2
(31)
(32)
Запасы прочности для этого случая определяются из диаграммы
предельных напряжений и равны:
17
при изгибе
при кручении
Пкв —----
' ХсР _L h
— + —
"в T_J
(33)
(34)
В приведенных формулах
и тв — пределы прочности материала при изгибе и круче-
нии в кгс/см2;
kU3 и ^кр — эффективные коэффициенты концентрации при из-
гибе и кручении, учитывающие возрастание на-
пряжений в местах резких изменений размеров
и формы сечения;
o_j и t_j — пределы выносливости материала при изгибе и кру-
чении и симметричном цикле (отах = — от|п).
Величины kU3 и kKP могут быть приняты по табл. VII—XI.
При прессовых и глухих посадках ступиц на валу у торцов
этих ступиц также возникают местные напряжения, соответст-
вующие коэффициентам концентрации ku3 = kKP » 2.
Расчетный предел выносливости материала детали определяется
из условия
°-i = <-18Л> (35)
где — предел выносливости лабораторного образца;
еЛ — масштабный коэффициент, учитывающий влияние раз-
меров образца (детали) на предел выносливости;
е„ — коэффициент чистоты поверхности детали.
Величины коэффициентов еЛ для круглых деталей (валы, оси)
приведены в табл. 8; при другой форме детали они могут быть при-
няты приближенно, исходя из данных этой таблицы. Для деталей
Таблица 8. Масштабный коэффициент гм, принимаемый
Вид деформации и материал деталей Величины гм
15—18 18-20 20-25 25—30 30—35 35—40 40—45
При изгибе, для углероди- стой стали 0,93 0,92 0,89 0,88 0,86 0,85 0,83
При кручении, для всех ста- лей и при изгибе для высоко- прочной легированной стали 0,85 0,83 0,80 0,77 0,75 0,73 0,71
18
со шлифованной поверхностью en = 0,9, при чистовой обработке
8„ - 0,85, грубой обработке е„ = 0,75 и при необработанной
поверхности еп = 0,65.
При расчете зубчатых колес и нарезанной части болтов
обычно принимают еЛ = е„ = 1. Предел выносливости oLi при-
нимается или по таблицам (см. табл. II—V), или в случае отсутст-
вия необходимых данных ориентировочно может быть вычислен
по формулам табл. 7.
Запас прочйости при совместном изгибе и кручении
б:
Число нагружений^
Рис. 3. Кривая выносливости:
1—зона ограниченной выносливости; 2 —
зона длительной выносливости
При расчете по формулам
(33)—(34) следует иметь в виду,
что при достаточно малых вели-
чинах оа и та может быть не вы-
полнено условие прочности по
пределу текучести; в связи с этим
необходима дополнительная
проверка прочности по форму-
лам (28), которую в этом случае
следует производить по наи-
большим рабочим нагрузкам.
Для ряда крановых деталей общее число нагружений за весь
срок службы механизма оказывается менее базового, принятого
при определении длительного предела выносливости и рав-
ного 1*10’. В этом случае в расчет может быть введен огра-
ниченный предел выносливости 0"_v соответствующий участку ab
веллеровской кривой (рис. 3), по фактическому числу нагружений
детали
V. (37)
г ^расч
при расчете деталей на усталостную прочность [2]
при диаметрах в мм
45-50 50-60 60—70 70-80 80—90 90—100 100-110 110-120 120-130 130—140 140—150
0,82 0,78 0,76 0,74 0,72 0,70 0,70 0,68 0,67 0,66 0,65
0,70 0,67 0,65 0,62 0,60 0,59 0,57 0,56 0,55 0,54 0,53
19
где х = б-т-10 — показатель степени веллеровской кривой на
этом участке; далее при расчетах на растяже-
ние, изгиб и сдвиг принято х = 8, при расчете
на контактную прочность х = 6;
X / 1Q7-
Фс = 1/ ~7------коэффициент срока службы (табл. 9).
F Арасч
Таблица 9. Коэффициенты срока службы ср?
при расчете по ограниченному пределу выносливости [х = 8]
Число нагру- жений (цик- лов> ZPacn Коэффици- ент срока службы ф Число нагру- жений (цик- лов) zpac4 Коэффици- ент срока службы ф Число нагру- жений (цик- лов> грасч Коэффици- ент срока службы ф
ЫО7 1,0 3-10® 1,16 6-10® 1,42
9-10" 1,01 2-10’ 1,22 5-10® 1,45
8-10’ 1,03 1-10® 1,30 4-10® 1,50
7-10® 1,05 9-10® 1,35 3-10® 1,55
6-10’ 1,07 8-10® 1,37 2-10® 1,63
5-10“ 4-10» 1,09 1,12 7-10® 1,40 Ы0’ 1,78
После подстановки в формулу (35) взамен для расчета
по ограниченному пределу выносливости получаем
a-i = (38)
Величины гм и е„ могут быть определены при заданных размерах
детали, что имеет место при поверочных расчетах. Для предвари-
тельного определения этих размеров при проектировочном расчете
и изменении напряжений по симметричному циклу (ошах ==
=—omin). исходя из формул (33), (34) и (38), имеем
°-1 _ <Ci£Men<f>c_ ali r'-i ,
[nJ kU3 [«] kU3 [n] k' ’ lTJ [n] k"
(39)
— ^U3 • fa" = ^KP
емвп(Рс ’ ел«8пфс
Ориентировочные величины коэффициентов k' и k" для крановых
деталей приведены в табл. 10.
При пульсирующем цикле можно принять
Соответственно
о'яа1,4о21 и 1,4т1г
1,4a , 1,4т 1
(40)
(41)
20
Таблица 10. Ориентировочные величины
коэффициентов k' и k" [для предварительных расчетов]
Типы деталей k' и k"
Гладкие стальные детали с обработанной по* верхностью То же с необработанной поверхностью .... Валы, оси, цапфы: в местах предполагаемого размещения шпонок и галтелей в резьбах, при растяжении и изгибе.... Зубья зубчатых колес: после нормализации или объемной за- калки с отпуском при поверхностной закалке с цементированной или азотированной поверхностью 1,3—1,6 1,6—2,0 2,0—2,8 3,5—4,5 1,5 1,8 1,2
Поскольку в данном случае величины k' и k" назначены ориенти-
ровочно, после окончательного определения размеров детали дол-
жен быть дополнительно произведен ее поверочный расчет по
формулам (33), (34) и (36).
При расчете на усталостную прочность следует иметь в виду,
что с уменьшением числа нагружений Z возрастает влияние так
называемого отдыха материала, снижающего опасность его уста-
лостного разрушения. В связи с этим, начиная с числа циклов
порядка Z < 1 ДО5, расчет деталей может производиться на ста-
тическую прочность.
Запасы прочности. Допускаемый запас прочности
[п] = [пт] = п^Пз,
(42)
где — коэффициент безопасности, принимаемый в зависимости
от степени ответственности механизма;
п2 — коэффициент режима работы, учитывающий вероятность
поломки механизма в зависимости от интенсивности его
использования; при расчете по предельным нагрузкам
(второй расчетный случай) п2 = 1;
п3 — коэффициент надежности материала; для поковок
п3 = 1,1, отливок Пз = 1,3.
Величины п1у п2 и допускаемые запасы прочности, вычислен-
ные по формуле (42), приведены в табл. 11 и 12. Следует иметь
в виду, что эта формула не учитывает точности самих расчетов
(несоответствие расчетных и фактических напряжений в рассчи-
тываемой детали); поэтому в ряде случаев особенно при упрощении
21
расчетной схемы (расчет крюка как прямого бруса, проушин
на разрыв и т. п.) в нее необходимо вносить дополнительные
коррективы.
Таблица 11. Величины коэффициентов пг и л2
для кранов с машинным приводом [2]
Коэффициент /ij при расчете Коэффициент / при режиме
Типы механизмов 6 . 2 о я ч . 2 , щ 3 я 2 2 0) 2 О 2 СЗ °
СЧ Я X Q.K >> О X ч 2 5
2 £ ело. Л Ч s К S * 5*
ОКО. О ф ^5 Об (V X Ф X
С К U е х я Ч о я и
Механизмы подъема крюко- вых кранов 1,3 1,2 1,0 1,1 1,2 1,3
То же металлургических кранов, транспортирующих расплавленный или раскален- ный металл 1,5 1,3 1,0 1,1 1,2 1,3
Механизмы передвижения кранов и тележек, механизмы поворота 1,2 1,1 1,0 1,1 1,2 1,3
Таблица 12. Допускаемые запасы прочности
для деталей механизмов крюковых кранов с машинным приводом
Режим работы Характер нагрузки Запасы прочности
Механизмы подъема* и изменения вылета кранов с подъемной стрелой Механизмы пере- движения и пово- рота
Прокат и поковки Литье Прокат и поковки Литье
Легкий Рабочая Предельная 1,4 1,3 1,7 1,6 1,3 1,2 1,6 1,4
Средний Рабочая Предельная 1,6 1,3 1,9 1,6 1,5 1,2 1,7 1,4
Тяжелый Рабочая Предельная 1,7 1,3 2,0 1,6 1,6 1,2 1,9 1,4
Весьма тяже- Рабочая 1,9 2,2 1,7 2,0
лый Предельная 1,3 1,6 1,2 1,4
* Для мехациг раскаленный метал змов подъема кранов, л, запас прочности сл транспорт! [едует увел! ФУЮ1ЦИХ р зчивать на асплавленн! ю%. ый или
22
б. РАСЧЕТНОЕ ЧИСЛО НАГРУЖЕНИЙ
Расчетное число нагружений (циклов) Zpac4 при расчете по
ограниченному пределу выносливости [формула (37) ] может быть
определено из условия
^расч = (43)
где Zo — общее число нагружений детали за принятый срок
службы;
Фпр — Коэффициент приведения общего числа нагружений
к расчетному.
Общее число нагружений. Методика подсчета общего числа
нагружений зависит от принятых расчетных нагрузок. Как ука-
зано выше, для механизмов подъема груза и изменения вылета
стрелы за расчетный может быть принят момент от веса подни-
маемого груза (или необходимый для поворота стрелы).
Общее число нагружений вращающихся деталей этих меха-
низмов при расчете на изгиб
Zo = бОТпе. (44)
Здесь п — число оборотов детали в минуту;
е — продолжительность включения механизма [формула (4)];
Т — число часов работы детали за весь срок службы:
Т = 24-365Я&Л = 876(ШЛ, (45)
где ks и kc — коэффициенты использования крана в течение года
и в течение суток;
А — расчетный срок службы детали в годах.
Данные по выбору величин ks и kc и числа часов работы Т
при разных величинах А, вычисленные по формуле (45), приведены
в табл. 13.
Таблица 13. Расчетное число часов работы детали Т
в зависимости от заданного срока службы А
А в годах Т при режимах
легком среднем тяжелом весьма тяжелом
5 3 615 7 230 14 460 43 800
6 4 335 8 670 17 340 52 500
10 7 230 14 460 28 920 87 600
15 10 840 21 680 43 360 131 400
20 14 460 28 920 57 840 175 200
25 18 065 36 130 72 600 219 000
Коэффициенты ис-
пользования
0,25 0,50 1,0 1,0
kc 0,33 0,33 0,33 1,0
23
Общее число нагружений деталей, закрепленных неподвижно
(оси барабанов при жестком закреплении, детали подвесок крюков
и т. п.), а также валов при расчете на кручение равно
Zo = Тацаю (46)
где ац — число рабочих циклов крана в час;
ан — число нагружений (подъемов груза) за один цикл.
Расчетный срок службы детали А зависит от срока службы
крана до его амортизации, а также вероятности замены детали
в течение этого срока из-за ее износа (табл. 14).
Таблица 14. Расчетные сроки службы
детален крановых передач [ориентировочные данные]
Режим работы механизма Расчетные сроки службы А в годах
зубчатых колес при расчете деталей механизмов подшипников качения при расчете
на изгиб на контактную прочность подъема передвиже- ния и пово- рота по наиболь- шей нагруз- ке в ч по эквива- лентной на- грузке в годах
Механизмы подъема Механизмы передвиже- ния и пово- рота
Шес- терня Коле- со
Легкий Средний Тяжелый .... Весьма тяжелый . . 20 15 10 10 25 20 15 15 15 10 10 10 15 10 10 10 25 20 15 15 25 15 10-15 10-15 1 000 4 000 8 000 16 000 10 10 5 5
Для механизмов передвижения и поворота за расчетные далее
приняты нагрузки, имеющие место при неустановившемся дви-
жении. Число нагружений вращающихся деталей при расчете на
изгиб (валы, оси приводных и ходовых колес) этих механизмов
за одно включение будет равно (рис. 4)
= ’6(Г^'С= 2-60/„
tn и tT — время пуска и торможения механизма за одно
включение в сек;
пср — средняя скорость вращения детали за включение;
п — число оборотов детали при установившемся дви-
жении в минуту;
tn — время разгона механизма до номинальной ско-
рости (при установившемся движении) в сек;
tQK = tn + tT — время одного включения в сек.
24
При симметричном цикле, который условно может быть
принят в данном случае, расчет производим на половинное
число нагружений. Положив tn-tT==-^~, имеем
7' _ ^0
z° ~ 2 “ 240/rt ’
Общее число нагружений детали
за весь срок службы Т (часов) при
числе включений в час Z3K (табл. 15)
при расчете на изгиб
Общее число нагружений деталей,
рассчитываемых на кручение при
принятом симметричном цикле за пе-
риоды неустановившегося движения,
Zo = TZeK. (48)
Время пуска tn в формуле (47)
определяется расчетом, исходя из
пусковой характеристики двигателя,
и равно ориентировочно для механиз- Рис< 4. Схема к числа
мов передвижения тележек 2—4 сек, нагружений при пусках
для механизмов поворота и передви-
жения кранов 3—8 сек. Время одного включения для механизмов
передвижения и поворота кранов и тележек teK = 1-т-З сек.
Коэффициент приведения к расчетному числу нагружений (цик-
лов). При вычислении величины коэффициента приведения к рас-
Таблица 15. Ориентировочные данные
к расчету приведенного числа нагружений
Режим работы механизма Коэффициенты использования крана Расчетное число включений механизма в час ZBK Расчетное число циклов в час йц Продол- житель- ность включе- ния е
ku kn
Легкий 0,5 0,1—0,2 60 10—15 0,15
Средний 0,5 0,3—0,4 120 20—25 0,25
Т яжелый 0,6 0,4—0,5 240 30—35 0,40
Весьма тяжелый . . . 0,7 0,7—1,0 300—600 40 0,40— 0,60
25
четному числу нагружений фпр в формуле (43) полагаем (в запас
прочности), что в диапазоне принятых далее расчетных нагрузок
(от наибольшей при подъеме номинального груза Q до 0,75Q)
пределы выносливости, соответствующие этим нагрузкам, будут
располагаться в зоне повреждаемости (участок ab веллеровской
кривой на рис. 3). Расчетное (приведенное) число нагружений при
этом условии будет равно
2рос, = 2х(Ау + 22(Ау+ ... +zn(^)x, (49)
где Р — расчетная нагрузка;
Ри Р2, . . Рп — нагрузки, действующие на деталь в тече-
ние заданного срока ее службы;
Zb Z2, • . Zn — числа нагружений детали, соответству-
ющие этим нагрузкам;
х — 8 — показатель степени веллеровской кривой.
Умножив правую часть этой формулы на получим
формулу (43), в которой
Величины Zx, Za.....Z„, а также Ри Рг........Рп принимают
по заданному графику работы крана (пример на стр. 230), Для крю-
ковых кранов общего назначения задать такой график обычно не
представляется возможным. В этом случае при расчете по ограни-
ченному пределу выносливости коэффициент <р„р может быть опре-
делен путем следующей группировки нагрузок.
Число нагружений деталей механизмов подъема при работе
с грузами
где ku = 4^- — коэффициент использования крана при работе
с грузами (нагрузки механизма подъема при отсутствии груза
равны нулю).
Распределим нагрузки на механизм при работе с грузами на
две группы: 1) от наибольшей Pt до некоторой промежуточной
Px+i, 2) от Рх до наименьшей Рп. Заменив далее нагрузки
от Рх+1 до Pi на PiUotPx до Рп на Рх и исходя из обозначений,
принятых в формуле (50), имеем
Pi = Р; Zx = Zokukn-,
Р 2 — Рх> -= Zoku (1 kn),
где kn — коэффициент использования крана при нагрузках от Р
до Рх.
26
После подстановки найденных величин Рь Р2, Zx и Z2 в фор-
мулу (50) получим
Фпр = *«|Х + (1-*п)(^)8]. (51)
Эта формула может быть написана в виде
Фпр = РМ„, (52)
где р — поправочный коэффициент, учитывающий погрешность,
имеющую место при отбрасывании второго члена, поставленного
в квадратные скобки.
Рис. 5. Диаграмма Р = f (kn) к определению расчет-
ного числа нагружений в механизмах подъема
На рис. 5 представлена зависимость между коэффициентами
р
Р и kn при ku = 0,5 и величинах -р- от 0,6 до 0,8. Как видно из
р
этой диаграммы, при отношении -р- < 0,75 и /ги>0,25 величина
коэффициента р не превышает 1,25, и для расчета <рпЛ> может быть
принята приближенная формула
Фпр = 1 fifaufam (53)
в которой kn, таким образом, представляет коэффициент исполь-
зования крана при работе с грузами от полного, равного его но-
минальной грузоподъемности Q, до 0.75Q.
При kn < 0,25 имеем: для kn = 0,1 р = 1,9 и для kn = 0,2
р 1,4.
27
При определении коэффициента српр для механизмов передвиже-
ния и поворота в соответствии с группировкой нагрузок, принятой
для механизма подъема, обозначим:
Ру, и PQ — нагрузки механизма при установившемся
движении и перемещении номинального
груза Q, 0,75Q и отсутствии груза;
Рп — нагрузка при неустановившемся движении
(принята за расчетную);
ZH = ZH и Zy — число нагружений детали при неустановив-
шемся и установившемся движении.
Умножив правую часть равенства (49) на = 1, получим
формулу (43), в которой
*»=1+4г([(^)‘‘"+ (тг)'»1 к-+
(54)
Для вращающихся деталей при расчете на изгиб по формулам (44)
и (47) имеем
Zh
-----= 14 400
г 7 t2
1вк v вк.вк.
240i^Zm
Исходя из симметричного цикла, в формулу (54) введено поло-
винное число нагружений от Zy.
При коэффициенте использования крана ku = 0,5 и наиболее
неблагоприятных значениях tn = 6 сек, tgK = 1,5 сек, kn = 1,
р р
е = 0,15, ZSK = 60, = 0,6 и -А = 0,4, имеющих место для
“п “п
крюковых кранов, предельная величина српр < 1,15. В соответ-
ствии с этим, исходя из (43) и (47), для определения расчетного
числа нагружений может быть предложена формула
пр
^расч ~ 1,1 240/n Z°*T• (55)
Расчетное число нагружений при кручении (валы)
%расч = (56)
В данном случае за одно включение нагрузка будет изменяться
от положительной при пуске до отрицательной при торможении.
Для осей ходовых колес, при расчете на изгиб, исходя из фор-
мулы (50), имеем
Ч,гр = [kn + (^)8(1 - *«)] ku + (1 - ku) (ffl. (57)
28
При 1
Фпр = ^ + (1-^«)(^)8. (58)
Общее число нагружений для вращающихся осей в этом случае
определяется по формуле (44), для неподвижных осей — по фор-
муле (46).
В механизмах изменения вылета стрелы кранов с подъемной
стрелой нагрузка изменяется в зависимости от угла наклона стрелы
и коэффициент приведения к расчетной нагрузке ср„р должен быть
определен по формуле
фпр = l>2&uferttp3, (59)
где <рэ — коэффициент, учитывающий изменение нагрузки в про-
цессе подъема стрелы.
Коэффициент срэ наиболее удобно определять графическим пу-
тем (см. стр. 299), исходя из формулы (49).
6. ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛИ
Вследствие специфических условий работы (большое число
включений, значительные инерционные перегрузки) в кранах, как
правило, применяют специальные двигатели (см. табл. XXVIII—
XXXI), рассчитанные на повторно-кратковременную работу.
Необходимая мощность двигателя:
при поступательном движении (груза, тележки, крана)
N = ifc (»)
при вращении
v W (6|)
где Р — сопротивление перемещению (вес груза, силы трения
и т. д.) в кгс;
М — момент сопротивления повороту в кгс-см;
v — скорость перемещения (подъема груза, передвижения
тележки) в м/мин;
п — число оборотов в минуту;
т]0 — коэффициент полезного действия механизма (табл. 16).
В зависимости от методики расчета величин Р и М выбор
двигателя производится по наибольшей или эквивалентной на-
грузкам.
Расчет по наибольшим нагрузкам. Этот расчет обычно произ-
водят для крюковых кранов общего назначения, задать график
работы которых, как правило, не представляется возможным.
Необходимая мощность двигателя в этом случае подсчитывается
’ по наибольшим величинам Р и М при подъеме номинального груза;
29
Таблица 16. Коэффициенты полезного действия т|0
крановых передач
Типы передач Т)о при опорах
скольжения качения
Открытые зубчатые передачи: цилиндрические конические 0,93—0,95 0,92—0,94 0,95—0,96 0,93—0,95
Закрытые цилиндрические зубчатые передачи (редукторы) 0,95—0,97 0,97—0,98
Червячные передачи: при однозаходном червяке при двухзаходном червяке 0,5- 0,75- -0,75 “0,80
Блоки и барабаны для стальных канатов . . . Зубчатые муфты 0,94—0,96 | 0,! | 0,96—0,98 99
Механизмы подъема груза: с цилиндрическими зубчатыми колесами с червячной передачей 0,75—0,80 0,65- 0,80—0,85 “0,70
Механизмы передвижения кранов и тележек: с цилиндрическими зубчатыми колесами с червячной передачей 0,75—0,85 0,80—0,90 0,65—0,75
Механизмы поворота: с передачей зубчатыми колесами .... с червячной и зубчатой передачами . . . 0,70—0,80 0,50- 0,75—0,85 -0,70
продолжительность включения принимается по опытным данным,
исходя из заданного режима работы механизма (стр. 6 и 10).
Наибольшая допустимая продолжительность включения
выбранного двигателя при фактически требующейся мощности N,
отличающейся от указанной в каталоге NKi ориентировочно
может быть определена из условия
ПВ=ПВк(-^)\ (62)
где ПВК — продолжительность включения, указанная в каталоге
для мощности NK.
В механизмах поворота и передвижения кранов при установке
осей ходовых колес на подшипниках качения величины Р и М
следует определять исходя из заданного времени пуска. Расчет-
ное усилие и момент в этом случае будут равны
Л = ^ + (1>1-1)3)Ри; M1=MF + (l,l^-l)3)Ma. (63)
В этих формулах:
Ри и Ми — сила инерции и момент сил инерции в кгс и кгс-м,
подсчитанные по формулам (9) и (10) исходя из
заданного времени пуска;
30
Ри — усилие, необходимое для передвижения крана (те-
лежки) при установившемся движении в кгс;
Му — момент, необходимый для поворота при устано-
вившемся движении в кгс-м.
Коэффициент 1,1—1,3 учитывает влияние масс, непосредственно
не вводимых в расчет.
Необходимая мощность двигателя подсчитывается в этом случае
по формуле
(64)
где — средний коэффициент пусковой перегрузки двигателя
(Фс₽«1,5).
В механизмах передвижения и поворота выбранный двигатель
должен быть проверен на время пуска. В механизмах подъема
вследствие незначительных сил инерции такая проверка не обя-
зательна.
Расчет по эквивалентной нагрузке. Этот расчет производят
при заданном графике работы крана. Расчетные нагрузки в фор-
мулах (60) и (61) в этом случае определяются из условия
р _ р _ P1Z1 + + • • • + Pntg .
Здесь Р1( Рг, . . ., Рп — нагрузки, действующие за время одного
цикла;
tlt t*, • • •, tn — время действия этих нагрузок;
Т — продолжительность цикла.
• р
Умножив правую часть формулы (65) на -р—- = 1, получим
* расч
Р3 РрасчУэг
(66)
где Ррасч — расчетная нагрузка в кгс;
<рэ — коэффициент приведения к эквивалентной нагрузке:
(67)
При вращении взамен нагрузок Р1г Рг, . . ., Рп в эту формулу
подставляются моменты Ми М2, . . ., Мп.
Продолжительность включения двигателя ПВ определяется по
формуле (5) исходя из графика работы крана. При выборе двига-
теля по каталогу его необходимая мощность NK при продолжитель-
31
ности включения ПВК, ближайшей из указанных в каталоге,
может быть определена по формуле
<68>
где N — мощность двигателя, подсчитанная по формулам
(60)-(61).
Расчет по эквивалентным нагрузкам является приближенным
и дает удовлетворительные результаты для асинхронных двига-
телей с контактными кольцами. Более точен расчет по среднеквад-
ратичному току; в частности, такой расчет необходим в случае
установки двигателей с короткозамкнутым ротором.
Выбранный по эквивалентной нагрузке двигатель должен обес-
печивать пуск механизма в заданное время, причем его пусковой
момент должен превышать наибольший момент статических со-
противлений, приведенный к валу двигателя.
Принятая (стр. 26) группировка нагрузок позволяет применить
этот расчет и для крюковых кранов общего назначения. Рабочее
число циклов этих кранов обычно составляет 20—30 в час, по-
этому в пределах наибольшей допустимой продолжительности
цикла Т = 10 мин несколько операций могут быть объединены
в один условный цикл продолжительностью Ту. Время действия на-
грузок в течение этого цикла будет равно:
при подъеме грузов от номинального Q до 0.75Q
G == Тykukn‘,
при подъеме грузов от 0.75Q до наименьшего
^2 = Ту (1 &n) ^U>
при работе без груза
t3 = Т, (1 - М;
при пусках
4 60ау ’
где ZeK — расчетное число включений в час;
teK — продолжительность одного включения в сек\
ау — число условных циклов.
Для наиболее неблагоприятного случая работы крана при
наибольших (в пределах каждой группы) нагрузках по фоДь,
муле (67) при Р j = Р = Ррасч и Т = Т., получим *
ч>э= У [^»+(i -kn)(-^)2]ku + (4ф1 - ku) + ^cpkeK,
(69)
где г|)с,р = 1,5-И,6 — средний коэффициент пусковой перегрузки
двигателя;
32
Pot 7ь, Po — нагрузки механизма при подъеме номиналь-
ного груза Q, 0,75Q и работе без груза;
^вк — отношение времени работы механизма при
пусках ко времени условного цикла Ту,
у _ ^вк^вк ^вк^вк , /701
6К ~ ТУ~ ™ayTy "" 3600 ’ '
Т = -^.
*у Cly •
При выборе двигателей для механизмов легкого режима число
включений следует принимать порядка 120—150 в час.
Рис. 6. Схема реостатного пуска асинхронного
двигателя
Для механизмов подъема крюковых кранов, полагая
(р \2 р
—} — 0,6 и -р = 0 (без учета потерь холостого хода), получаем
Ъ = /(0,4Z!n + 0,6)^ + MVp- (71)
При выборе двигателя для механизмов передвижения по рабочим
нагрузкам (при установке осей колес на подшипниках скольжения)
р
принимаем (в запас надежности) ~р7> = 1. Отсюда имеем
<Р, = + (-у )2 (1 - ku) + $pkeK. (72)
Расчет времени пуска. На рис. 6 схематически показана пуско-
вая диаграмма двигателя с контактными кольцами. Каждому по-
ложению рукоятки контроллера в данном случае соответствуют
наибольший и наименьший моменты
^гпах ^ио.иФгаах> 1 (73)
^min ~ ^иолФт1п> I
где Мном — номинальный момент двигателя;
Фтах и 'Фтт — наибольший и наименьший коэффициенты
пусковой перегрузки.
2 Н. Г. Павлов 1051
33
Средний коэффициент пусковой перегрузки
^^max±^.n (74)
Необходимое время пуска, исходя из формулы (10)
_ GDfyrd
tn ~~ 375Мп ’ (75)
где Ми — момент сил инерции (избыточный момент), подсчитан-
ный по формуле (17) при среднем коэффициенте пу-
сковой перегрузки, в кгс-м-,
GDo — общий маховой момент [формула (13)], приведенный
к валу двигателя, в кгс-м2;
пд — скорость вращения ротора двигателя в об!мин.
При расчете мощности двигателя по наибольшим нагрузкам
можно принять = 1,1 — 1,2; при расчете по эквивалентным
нагрузкам величину i|?min желательно выбирать таким образом,
чтобы наименьший пусковой момент двигателя на первой ступени
контроллера был больше максимального рабочего момента ме-
ханизма. Наибольшая величина коэффициента фгаах 2.
Для механизмов передвижения кранов и тележек с приводом
на ходовые колеса величина наибольшего пускового момента дви-
гателя и соответственно фтах может быть ограничена условиями
сцепления приводных колес с рельсами. Ускорение, которое
в этом случае будет иметь место при наибольшем пусковом моменте
двигателя, равно
«max = 6,3-^, (76)
GD0nd
где Ми — момент сил инерции, подсчитанный по формуле (16)
при наибольшем пусковом моменте двигателя, в кгс-м;
v — скорость передвижения тележки (крана) в м!мин.
Необходимый запас сцепления приближенно, без учета потерь
в подшипниках приводных колес
₽ = -£*->1,1 - 1,2. (77)
г max
В этой формуле
Ртах — наибольшее усилие, необходимое для передви-
жения крана с учетом сил инерции, подсчитан-
ных по формуле (9) при ускорении аП1ах;
Рсц — Я Но ~ сила сцепления колес с рельсами;
7? — нагрузка на приводные колеса;
— коэффициент сцепления их с рельсами (р.о =
= 0,15-»-0,2).
34
Допустимое время пуска tn зависит от типа механизма. Обычно
принимают: для механизмов подъема tn — 1+2 сек, для меха-
низмов передвижения тележек tn — 2 ч-4 сек, для механизмов
передвижения и поворота кранов tn = 5 ч-8 сек.
Среднее ускорение при принятом времени пуска
аор = "6О?7'
В целях безопасности рекомендуется принимать аср < 0,1
-4- 0,2 м/сек2 при транспортировке жидкого и раскаленного
металла, в остальных случаях аср < 0,Зч-0,6 м/сек2.
7. МЕТАЛЛИЧЕСКИЕ КОНСТРУКЦИИ
Материал. Расчетные элементы металлических конструкций
кранов легкого, среднего и тяжелого режимов работы обычно
изготовляются из стали Ст. 3 группы А по ГОСТу 380—60 кипящей
или спокойной плавки (табл. 17). При тяжелом и весьма тяжелом
режимах рекомендуется применять Ст. 3 группы В спокойной
плавки; из этой же стали выполняются расчетные элементы мо-
стовых кранов, работающих при температуре ниже —25° С. Не-
ответственные элементы конструкций (диафрагмы, кронштейны
и т. п.) могут выполняться из стали Ст. 2, из этой же стали изго-
товляются детали при штамповке или отбортовке; нерасчетные
элементы могут выполняться из стали Ст. 0.
Применение легированных сталей целесообразно только для
тяжело нагруженных элементов: в большинстве крюковых кранов
малой и средней грузоподъемности размеры таких элементов на-
значаются по условиям жесткости, что делает применение спе-
циальных сталей нецелесообразным.
В данное врем#-крановые конструкции в большинстве случаев
выполняются сварными: для расчетных элементов применяются
электроды по ГОСТу 9467—60 (см. табл. 52) или сварочная прово-
лока по ГОСТу 2246—60. По правилам Госгортехнадзора марка
электрода должна обеспечивать прочность сварного шва не ниже
наименьшего предела прочности основного металла: заклепки
применяются в основном для монтажных стыков, в качестве их
материала служит сталь марок Ст. 2 или Ст. 3.
Общие принципы расчета. В зависимости от интенсивности ра-
боты крана его металлическая конструкция рассчитывается на
статическую прочность по наибольшим нагрузкам или на уста-
лостную прочность по эквивалентным нагрузкам [10, 24]. Для
крюковых кранов общего назначения опасность усталостного раз-
рушения металлических конструкций невелика и расчет их может
быть произведен на статическую прочность. При этом расчете
исходят из двух расчетных случаев: действия основных и основ-
ных и дополнительных нагрузок.
*
35
Таблица 17. Данные о марках сталей,
применяемых для крановых металлоконструкций
(завод ПТО имени С. М. Кирова)
Марка стали гост Рекомендуемое применение
Ст. 0 380—60 Кожухи, обшивки кабин и других неот- ветственных элементов из листового про- ката толщиной до 3 мм
Ст. 2 380—60 В особых случаях, когда требуется использовать высокие пластические свой- ства этой стали (отбортовка, штамповка)
Ст. 3 (кипящей плавки) 380—60 Для всех сварных и клепаных конструк- ций кранов легкого, среднего и тяжелого режимов работы, за исключением работаю- щих при температурах ниже —254—30° С
Ст. 3 (спокойной плавки) 380—60 Для всех сварных и клепаных конструк- ций без ограничения
Ст. 3 мостовая М16С 6713—53 Для клепаных конструкций без ограни- чения, для сварных конструкций без огра- ничения и для конструкций, работающих при особо низких (ниже —40° С) темпера- турах
10ХГСНД (МС-1) 5058—57 Для клепаных конструкций без ограни^ чения. Для сварных конструкций только при условии принятия мер по снижению концентрации напряжений
10ХГСНД (МС-1) 10ХСНД (СХЛ-4) 15ХСНД (СХЛ-1, НЛ-2) 5058—57 Для сварных листовых и решетчатых конструкций кранов легкого и среднего режимов работы. Для всех клепаных конструкций
15ХСНД 20 5058—57 1050—57 Для сварных конструкций из труб
Основными нагрузками являются вес поднимаемого груза,
собственный вес конструкции и расположенных на ней механизмов,
ветер рабочего состояния (при работе крана вне помещения)
и в некоторых случаях (стрелы кранов больших размеров, гори-
зонтальные решетки и т. п.) силы инерции, действующие при нор-
мальных условиях работы крана.
Расчетная нагрузка от веса поднимаемого груза определяется
из условия
Qpacv — (79)
где — динамический коэффициент, принимаемый в зависимости
от режима работы механизма: при легком режиме фа = 1,1, сред-
нем фа = 1,2, тяжелом и весьма тяжелом фд — 1,3.
36
Нагрузка от собственного веса крана определяется из условия
Gp = Gk, (80)
где k — коэффициент толчков, выбираемый в зависимости от ско-
рости движения крана о: при v > 60 м/мин k = 1,1, при
о <60 м/мин и стационарных кранах k = 1.
Дополнительными нагрузками, вводимыми в расчет по второму
случаю, являются предельно возможные силы инерции. Для мо-
стовых или подобных кранов с приводом на ходовые колеса эти
силы определяются из условия скольжения заторможенной те-
лежки (или крана) по рельсам.
Нагрузка при торможении тележки, движущейся вдоль глав-
ных балок моста, определяется из условия
(81)
поперечная нагрузка от сил инерции при торможении крана
р"и=4’ <82>
где — нагрузка на приводные колеса крана (тележки).
Предельная величина сил инерции для металлических кон-
струкций поворотных кранов, которые в большинстве случаев
имеют механизмы поворота с червячной передачей, снабженной
фрикционом, может быть определена исходя из предельного мо-
мента фрикциона; в механизмах поворота с цилиндро-кониче-
скими или цилиндрическими передачами она может быть условно
определена исходя из двойного тормозного момента.
Металлические конструкции кранов, работающих на открытом
воздухе, дополнительно проверяются на прочность при предельном
Таблица 18. Основные допускаемые напряжения [а]
для крановых металлоконструкций [24]
Марки стали [о] в кгс/см? при режимах работы
легком и среднем при расчете тяжелом и весьма тяже- лом при расчете
по основным нагрузкам по основным и дополни- тельным нагрузкам по основным нагрузкам по основным и дополни- тельным нагрузкам
Ст. 3, М18а, М16С 1600 1800 1400 1700
10ХГСНД (МС-1) 10ХСНД (СХЛ-4) 15ХСНД (СХЛ-1, НЛ-2) 2300 2650 2050 2500
Примечания; 1. Допускаемые касательные напряжения [т] ® 0,6 [а]. 2. Для односторонне прикрепляемых элементов допускаемые напряжения снижаются на 25%.
37
(ураганном) давлении ветра при ненагруженном кране. В не-
которых случаях также необходимы дополнительные расчеты на
специальные нагрузки: монтажные, транспортные и т. п.
Допускаемые напряжения. Эти напряжения назначаются в за-
висимости от расчетного случая (табл. 18), исходя из них выби-
раются напряжения в сварных и заклепочных швах и монтажных
болтах (табл. 19).
Таблица 19. Допускаемые напряжения
для соединений крановых металлоконструкций [24]
Типы соединений Допускаемые напряжения в кгс/см* при расчете на
растяжение сжатие | срез смятие
Сварное встык, при сварке: ’ ручной толстообма- занными электро- дами Э42 0,8 [о] 0,9 to] 0,65 [о]
автоматической или полуавтоматической под слоем флюса или ручной толстообма- занными электродами повышенного качества 0,9 [о] 1,0 [о] 0,65 [ст]
При валиковых швах — — 0,65 [ст] —
Заклепочные .... — — 0,8 [ст] 2 [ст]
На чистых болтах . . 0.7 [о] — 0,7 [ст] 2 [ст]
Примечания:
1. [а] — допускаемые напряжения в основном металле (табл. 18).
2. Напряжения для соединений на заклепках и чистых болтах относятся
к случаям их постановки в отверстия с последующей рассверловкой при сборке.
Стержни решетчатых конструкций в зависимости от действую-
щих нагрузок рассчитываются на разрыв, сжатие и местный из-
гиб (для случая приложения нагрузки между опорными узлами).
Сжатые стержни помимо прочности должны удовлетворять усло-
виям устойчивости. Величина допускаемых напряжений из этого
условия
[а]' = [о] <р. (83)
В этой формуле
[о] — основные допускаемые напряжения (табл. 18);
- хр — коэффициент уменьшения допускаемых напряжений
(табл. 20), принимаемый в зависимости от гибкости стерж-
ня Л:
А-4’ <84>
k
38
где I — расчетная длина стержня;
i — его радиус инерции:
(85)
Здесь. Jmin — наименьший момент инерции стержня в см*\
F — площадь его сечения в см2.
Таблица 20. Коэффициенты <р, принимаемые при расчете
центрально сжатых стержней на устойчивость
Гиб- кость К Коэффициент ф для сталей Гиб- кость К Коэффициент ф для сталей
Ст. 0, Ст. 2, Ст. 3 Ст. 5 15ХСНД Ст. 0 Ст 2 Ст. 3 Ст. 5 15ХСНД
0 1,0 1,0 1,0 НО 0,52 0,43 0,39
10 0,99 0,98 0,98 120 0,45 0,38 0,33
20 0,97 0,95 0,95 130 0,40 0,32 0,29
30 0,95 0,93 0,93 140 0,36 0,28 0,26
40 0,92 0,90 0,90 150 0,32 0,27 0,23
50 0,89 0,84 0,83 160 0,29 0,24 0,21
60 0,86 0,80 0,78 170 0,26 0,21 0,19
70 0,81 0,74 0,71 180 0,23 0,19 0,17
80 0,76 0,66 0,63 190 0,21 0,17 0,15
90 0,69 0,59 0,54 200 0,19 0,15 0,13
100 0,60 0,50 0,45
Гибкость как сжатых, так и растянутых стержней не следует
принимать более величин, указанных в табл. 60.
Мосты мостовых кранов целесообразно проверять на прогиб
от действия подвижной нагрузки. Величину этого прогиба при-
нимают не более 1/700. В некоторых случаях (сварные двухстен-
чатые балки) при малом отношении высоты балки к пролету про-
изводится расчет ее упругих колебаний.
ГЛАВА II
ДАННЫЕ К РАСЧЕТУ ДЕТАЛЕЙ КРАНОВЫХ МЕХАНИЗМОВ
1. ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Материал. Колеса и шестерни передач кранов с машинным при-
водом должны выполняться из стали: шестерни изготовляют из
кованой стали марки не ниже 35 (обычно из стали 45), колеса —
из стального литья марки не ниже 55Л. В некоторых случаях (тя-
жело нагруженные передачи) колеса выполняются коваными илй*
снабжаются бандажами. В целях лучшей приработки колес необ-
ходимо, чтобы твердость зубьев шестерни была на 25—70 единиц
НВ более твердости зубьев колеса.
Для уменьшения габаритов передач целесообразно применять
легированные стали типа 40Х (шестерни) и 35ХГСЛ (зубчатые ко-
леса). При скоростях более 1,5—2 м!сек колеса выполняют с косыми
зубьями и помещают в масляные ванны (редукторы); при меньших
скоростях передачи могут выполняться как с косыми, так и прямы-
ми зубьями, открытыми (при прямозубых колесах) или закрытыми.
Определение габаритных размеров передач. Габаритные раз-
меры крановых передач (межцентровые расстояния, диаметры и
ширина колес) определяются из расчета на прочность поверхно-
сти зубьев по нормальным контактным напряжениям <зк. Для
стальных колес
= (86)
где М* — момент на валу колеса в кгс-см;
b — ширина зуба в см;
А — межцентровое расстояние в см;
i — передаточное число передачи;
х и k — поправочные коэффициенты, учитывающие допол-
нительные динамические нагрузки в зацеплении,
а также неравномерность распределения нагрузки
по ширине зуба.
40
Для колес с прямыми зубьями х = 1,55, при косых зубьях
х — 1,3. Величина коэффициента k зависит от расположения
колес относительно опор: при расположении их между опорами
в среднем k «=* 1,3, при консольном расположении k я» 1,5.
Знак (+) в формуле (86) соответствует наружному, знак (—) —
внутреннему зацеплению.
Путем подстановки приведенных величин х и k в выражение
(86) могут быть получены следующие расчетные формулы для кон-
тактных напряжений:
для колес с прямыми зубьями
ок = 2400 - 2600 у4; (87)
для колес с косыми зубьями
ак = 2200 4- 2400 1 , (88)
V bdm 1
где Мш — момент на валу шестерни в кгс-см;
dM — диаметр шестерни в см.
Большие цифры в формулах (87)—(88) относятся к консольному
расположению колес, меньшие — к расположению их между
опорами.
Для конических колес
°-°1800 <89>
Здесь L — конусное расстояние (длина образующей начального
конуса) в см\
d — диаметр шестерни в см\
b — ширина зуба в см.
Из расчета на контактную прочность определяются габарит-
ные размеры передачи (межцентровое расстояние, диаметры на-
чальных окружностей, ширина шестерни и колеса). Соответствую-
щие расчетные формулы приведены в табл. 21.
По межцентровым расстояниям наиболее удобно рассчитывать
размеры закрытых передач, в которых эти расстояния обычно
округляются до принятых в ГОСТе 2185—55.
Диаметр начальной окружности шестерни при найденном меж-
центровом расстоянии
d = 7^T. (90)
Необходимая ширина шестерни
b = фЛ (91)
или
b = <f2L. (92)
41
Таблица 21. Основные формулы
для расчета крановых зубчатых колес
Расчетные величины Расчетная формула № фор- мулы
Расчет на к Межцентровое расстояние (при расположении колес ме- жду опорами) в передачах в см: с прямыми зубьями у онтактную прочность (1)
с косыми зубьями л- "»<* '>iz (2)
Конусное расстояние в ко- нических колесах с прямыми зубьями в см L - 11ЯI3/ ‘2 +1 И [aK]2<pasin6 »(1-0,5ф2) (3)
Диаметр шестерни в пере- даче с прямыми зубьями в см: при расположении ко- лес между опорами с1ш = 180 -44г • Г Ф1[ак]2 i (4)
при консольном рас- положении колес с1ш = 190 д/ Мш г ш г <Р1 Ы2 । (5)
Диаметр начальной окруж- ности конической шестерни с прямыми зубьями в см / ~Ь 1 V -g3/ Ф1 [tf/d2 * ^=1651/ х 1— Г (sin 6, ‘N (6)
Рас Напряжение от изгиба в кгс/см2: в цилиндрических ко- лесах с прямыми зубь- ями чет на изгиб _ 2,13Ш °из ~~ ztrPby (7)
42
Продолжение табл. 21
Расчетные величины Расчетная формула № фор- мулы
в цилиндрических ко- лесах с косыми зубьями __ 2,13M£cos Р — о, гпг^Ьу^ (8)
в конических колесах с прямыми зубьями 2,\3Mk L2 Ou3~ zm^by, ' (£ —0,5Ь)а (9)
Наименьший допустимый модуль в мм: в цилиндрических пе- редачах с прямыми зубь- ями 1пП3/ 2.13МЙ т = Ю 1/ ~—-—г- г гЬу [оиз] (Ю)
в цилиндрических ко- лесах с косыми зубь- ями (нормальный) . 3/2.13МЙ cos ₽ тп = 10 1/ ——?——- Г zby{ [онз] х0 (И)
в конических колесах (торцовый) _ 1П 13/’ 2,13Mfe £2 ms~ V zbyi [оиз] (£ — 0,5&)2 (12)
Наименьшая величина ту в мм (для выбора наимень- шего модуля): для цилиндрических колес с прямыми зубь- ями 21,ЗМЫЛ ту — —гг-г г db [oW3j (13)
для цилиндрических колес с косыми зубьями 21,ЗЛ4Ш& cos Р тпУ1 = 1 db [оиз] х0 (14)
для конических ко- лес с прямыми зубьями 21,ЗМ«Л £2 msyi ~ db [аиз] ' (L - 0,5)2 (15)
Приведенное число зубьев (для выбора коэффициента yt): для цилиндрических колес с косыми зубьями Z г"р ~ cos3P (16)
для конических колес ZnP ~ cos б (17)
43
Продолжение табл. 21
Расчетные величины Расчетная формула № фор- мулы
Угол при вершине началь- ного конуса (в конических передачах) б: для шестерни Л X 1 о = arctg — (18)
для колеса б = arctg i (19)
Примечание; [о^] — допускаемые контактные напряжения в кгс/см2
(см. табл. 34); [пиз] — допускаемые напряжения на изгиб в кгс/слт2; (₽—отношение
ширины шестерни к межцентровому расстоянию (ф= 0,3-т0,4); (pj — отношение
ширины шестерни к ее диаметру (<Pi «= 0,84-1,5); ф2 — отношение ширины шестер-
ни к конусному расстоянию (Ф2 =» 0,34-0,4); Af, Af^—момент йа валу рассчи-
тываемого колеса или шестерни в кгс-см\ у и yt — коэффициенты формы зуба,
принимаемые по табл. 41 по фактическому или приведенному (для косозубыХ ко-
лес) числу зубьев; 0— угол наклона зубьев (для косозубых колес); х0— коэффи-
циент, зависящий от угла 0, х0= 1,4 при 0 = 64-20°.
При определении диаметра шестерни [формулы (4) — (6) табл. 21]
b =
Расчет передач механизма подъема производится по моменту
от веса поднимаемого груза, приведенному к рассчитываемому
валу. В механизмах передвижения и поворота за расчетный сле-
дует принимать средний пусковой момент; эти передачи также
необходимо проверять на отсутствие остаточной деформации
зубьев при действии предельного момента (стр. 139).
В передачах механизмов изменения вылета кранов с подъемной
стрелой (гл. VIII) передаваемый момент будет переменным; поэтому
эти передачи следует рассчитывать по приведенному моменту
Мпр ~ ^тахФэ- (93)
Здесь Л4тах — наибольший момент в кгс-см\
Фэ— коэффициент приведения к эквивалентной нагрузке:
гдеЛ44- — момент на валу колеса при заданном положении стрелы;
A/j—время действия момента
Т — время изменения вылета при повороте стрелы в диапа-
зоне заданных рабочих углов ее наклона.
Величину <рэ наиболее удобно определять графическим путем
(см. пример на стр. 302).
44
Выбор модуля и расчет числа зубьев. Наименьший допустимый
модуль при найденном диаметре шестерни определяется из расчета
на изгиб и может быть выбран в зависимости от величины ту
[формулы (13)—(15) табл. 21] по диаграммам рис. 7 или предвари-
Рис. 7. Диаграммы к определению модуля зубчатых
колес: а — для цилиндрических колес с прямыми
и косыми зубьями; б — для конических зубчатых
колес
диаметр шестерни
тельно подсчитан по формулам (10)—(12) табл. 21. Коэффициент k
при предварительных расчетах может быть принят тем же, что и
при расчете на контактную прочность.
Найденные модули округляются до ближайших величин, ука-
занных в ГОСТе (см. табл. 35). Эти модули желательно принимать
для закрытых передач не менее 2—3 мм, для открытых — не менее 6.
45
Необходимое число зубьев при выбранном модуле и известном
диаметре колеса
z=^cos₽ (95)
для прямозубых колес cos 0 = 1 (0=0).
Поверочный расчет выбранного модуля производится при
уточненном значении коэффициента
k = (96)
где и k2 — коэффициенты, учитывающие влияние скорости
(см. табл. 40) и неравномерность распределения нагрузки по шири-
не зуба (см. табл. 39).
Для передач механизмов подъема за расчетный может быть
принят момент от веса груза, приведенный к рассматриваемому
валу; для передач механизмов передвижения и поворота при рас-
чете на выносливость (первый расчетный случай) — момент на
валу при среднем пусковом моменте двигателя. Дополнительно
должна быть произведена проверка этих передач на статическую
прочность по наибольшему и предельному моментам двигателя.
В передачах механизмов изменения вылета кранов с подъем-
ной стрелой (гл. VIII) при расчете на усталостную прочность
(первый расчетный случай) за расчетную может быть принята
наибольшая нагрузка. Допускаемые напряжения в этом случае
определяются, исходя из эквивалентного числа циклов (см. при-
мер на стр. 300). Проверка этих передач на статическую прочность
производится по наибольшим нагрузкам, обычно имеющим место
при положении стрелы на максимальном вылете.
Допускаемые напряжения. Для выбора допускаемых напряже-
ний при расчете на контактную прочность крановых передач пред-
ложены три метода: Виссмана, ЦНИИТмаша и ВНИИПТмаша.
По первому методу допускаемые напряжения
KJ =~0о ~ ^0о, (97)
где ств — предел прочности материала на разрыв в кгс!см?\
0О — поправочный коэффициент, учитывающий интенсив-
ность работы и материал колеса (рис. 8);
п — запас прочности: при легком режиме п = 1,6, среднем
п = 2 и тяжелом п = 2,4;
НВ — твердость поверхности зубьев по Бринелю.
В основном здесь учитывается износ зубьев от истирания, что наи-
более характерно для мягких сталей при твердости НВ < 350, для
которых эта формула дает вполне удовлетворительные ре-
зультаты.
Допускаемые контактные напряжения по методу ЦНИИТмаша
определяются по формуле
К] = 25НВр = 240 HRCp, (98)
где р — коэффициент, учитывающий условия работы передач.
46
Для закрытых крановых передач
Р = РоРизнРпМ'
(99)
Здесь р0 — коэффициент режима работы передачи, принимае-
мый в зависимости от числа ее нагружений за весь
срок службы (см. табл. 37);
Риз» — коэффициент износа, величина которого при НВ <
< 350 принимается по табл. 36, при НВ >350
Ризн 1 >
рп — коэффициент чистоты поверхности зубьев; для крано-
вых передач рп 1.
Число оборотов S минуту
Рис. 8. Поправочный коэффициент Ро при расчете зубчатых колес на контактную
прочность: а — кованые колеса; б — литые стальные колеса
Напряжения [ок] по методу ВНИИПТмаша также опреде-
ляются по формуле (98) при коэффициенте р, определяемом из
условия
Р = РпозРн, (100)
где рпов — коэффициент, учитывающий влияние обработки по-
верхности зубьев; рпов = 0,954-1,15; в среднем можно
принять рпм = 1;
рн — коэффициент нагрузки, принимаемый в зависимости
от режима работы механизма и числа оборотов рас-
считываемого вала (см. табл. 38).
47
Напряжения, вычисленные последними двумя методами, не-
сколько занижены по сравнению с подсчитанными по формуле
Виссмана. Это можно считать справедливым для передач редук-
торов при большой твердости поверхности зубьев (порядка 350 НВ
и выше), когда возникает опасность их выкрашивания.
При расчете по предельным нагрузкам из условия отсутствия
деформации зубьев (второй расчетный случай) принимаются:
при НВ < 350
[стк] = 3,1стг; (101)
при НВ >350
[<тж] = 420 HRC. (102)
Допускаемые напряжения при расчете на изгиб принимаются
по общим формулам, приведенным в гл. I. Расчет этих напряже-
ний для передач механизмов подъема и изменения вылета стрелы
производят исходя из пульсирующего цикла, а для передач меха-
низмов передвижения и поворота — из симметричного цикла.
2. ЧЕРВЯЧНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
В крюковых кранах общего назначения червячные передачи
применяются преимущественно в механизмах поворота. В особо
ответственных случаях в качестве материала обода при машинном
приводе служит бронза Бр. ОФ-Ю-1, в остальных — бронза
Бр.ОЦС 6-6-3, Бр. ОЦС 5-5-3 или алюминиево-железистая мар-
ки Бр. АЖ9-4, в последнем случае в паре с колесом следует
применять только закаленные червяки. По правилам Госгортех-
надзора чугун в качестве материала обода колеса допускается
только в кранах легкого режима при окружной скорости до 1 м/сек.
При чугунном ободе обязательна закалка червяка.
Число заходов червяка гч во избежание излишнего увеличе-
ния габаритов передачи назначается не более двух. Необходимое
число зубьев колеса
zK = z4i, (103)
где i — передаточное число передачи.
Наименьший допустимый торцовый модуль может быть при-
ближенно определен из расчета на изгиб по формуле
ms- Ю]/ гкЪу^ Кз] . (104)
В этой формуле
Мк — расчетный момент на валу колеса (для механизмов по-
ворота при наибольшем пусковом моменте двигателя)
в кгс-см',
zK — число зубьев колеса;
<р0 — отношение ширины зуба колеса к модулю (<р0 = 84-10);
у — коэффициент формы зуба (см. табл. 41);
48
kr — скоростной коэффициент, учитывающий дополнительные
динамические нагрузки в зацеплении,
<105)
где v — скорость на окружности колеса в м1сек.
Допускаемые напряжения при расчете на изгиб определяются
по формуле
9 Г ю®
[оыэ] = 0,16ц, 1/(106)
F L расч
Здесь Zpac4 — расчетное число нагружений;
од — предел прочности материала колеса в кгс1см\
При Zpac4 < 1 • 10е принимают [сг„э] = 0,16ов.
При расчете на контактную прочность (Zpac4 1 • 107)
[ок] = 0,2ц, • <107)
г &расч
Расчетная формула для этого случая приведена на стр. 240,
там же рассмотрен и расчет этой передачи.
3. ВАЛЫ И ОСИ
В качестве материала валов крановых передач при машинном
приводе обычно применяют сталь 45. Применение легированных
сталей целесообразно для тяжело нагруженных валов, размеры ко-
торых определяются условиями прочности, или в специальных слу-
чаях, например, при изготовлении вала за одно целое с шестерней.
Расчет. Валы крановых передач в большинстве случаев рабо-
тают на кручение и изгиб при действии окружной, радиальной и
осевой (в косозубых колесах) составляющих давления на зуб
колеса. Влияние радиальной и осевой составляющих обычно не-
значительно и может быть учтено увеличением расчетного момента
от окружной силы на —5%. Основные формулы для расчета осей
и валов приведены в табл. 22.
Для валов передач механизмов подъема расчетным является
момент от веса груза, приведенный к рассматриваемому валу;
для валов механизмов передвижения и поворота расчет на уста-
лостную прочность (первый расчетный случай) при изгибе следует
производить исходя из среднего пускового момента двигателя и
на кручение — из его наибольшего пускового момента.
При расчете валов механизмов подъема и изменения вылета
принимают, что напряжения от изгиба изменяются по симметрич-
ному и от кручения — по пульсирующему циклам, что соответ-
ствует величине а = 0,7 [формула (5) табл. 22]. В механизмах
передвижения и поворота можно принять оба напряжения изме-
няющимися по симметричному циклу (а = 1).
49
Таблица 22. Основные расчетные формулы для валов и осей
Вид деформации и определяемая величина Расчетная схема Расчетная формула № фор- мулы
Изгиб: напряжения расчетный диаметр Миз Миз *из~ ОДЛ3 d= л/ — V 0,1 [аад] (1) (2)
Кручение: напряжения расчетный диаметр А Мкр 0,2^3 V 0,2 [т] (3) (4)
Изгиб и кручение: приведенный момент напряжения расчетный диаметр Миз г Мкр С4 3 0 е, S + sc~ 5 г «3 ° © 5 II < \ Л, 00 II ь 11 •« е 5 (5) (6) (7)
Продолжение табл. 22
Вид деформации и определяемая величина Расчетная схема Расчетная формула № фор- мулы
Моменты сопротивления сплошного сечения: полярный осевой d Wp = 0,2d3 W = 0, Id3 (8) (9)
Моменты сопротивления кольцевого сечения: полярный осевой d4 —d4 IF„ = O,2 3-^- a d4 — di IT = 0,1 j—L a (10) (ID
1. »
Примечание. Миз— изгибающий момент в кгс-см; Мкр— крутящий момент в кгс-см; [пиз] и [т]— допускаемые напря-
жения при изгибе и кручении в кгс/сма; сиз и т — действующие напряжения от изгиба и кручения в кгс/сма; d — диаметр вала
(оси) в см; а— коэффициент, уадтывающий разницу в характере работы вала на изгиб и кручение.
Длинные (трансмиссионные) валы механизмов передвижения
мостов помимо прочности должны быть проверены на жесткость
(угол закручивания). Необходимый диаметр вала из этого условия
d = 0,52 , (108)
где Мкр—крутящий момент, передаваемый валом в кгс-см;
у — наибольший допустимый угол закручивания (у =
= 0,34-0,5 град/м).
Наибольшее допустимое расстояние между опорами вала опре-
деляется, исходя из предельного прогиба от собственного веса,
/ = 200 т/—•-U (Ю9)
где ge — вес 1 м вала в кгс\
г
-j---отношение допустимого прогиба к расстоянию между
опорами (принимается ~ 1/2000).
Расстояние между опорами быстроходных трансмиссионных
валов, непосредственно связанных с двигателями (см. рис. 40, г),
необходимо дополнительно проверять по критическому числу обо-
ротов пкрит, соответствующему появлению резонанса
I = 34,8 V-~, (НО)
* "Крит
где d — диаметр вала в см\
пкрит — критическое число оборотов, которое принимается
не менее чем 1,2 от наибольшего числа оборотов вала.
Расстояние между опорами измеряется по серединам подшип-
ников; при так называемом плавающем вале, опирающемся на
зубчатые муфты, — между серединами этих муфт.
4. ПОДШИПНИКИ КАЧЕНИЯ
При числе оборотов вала п < 1 об/мин подшипники качения
рассчитываются на статическую прочность, при п = 14-
-г-10 об/мин — на долговечность с последующей проверкой статиче-
ской прочности, при п > 10 об/мин — на долговечность.
Расчет на долговечность. В большинстве крюковых кранов об-
щего назначения этот расчет производится по наибольшим нагруз-
кам, в некоторых случаях (при заданном графике работы крана) —
по эквивалентным нагрузкам.
При определении расчетных нагрузок подшипников валов
механизмов подъема и расчете по наибольшим нагрузкам исходят
из моментов от веса поднимаемого номинального груза, для ме-
ханизмов передвижения и поворота — из моментов, соответствую-
щих среднему пусковому моменту двигателя.
52
Расчетная нагрузка на подшипник
Ррасч = + тА) kd< (Hl)
где R и А — радиальная и осевая нагрузки;
т — коэффициент приведения осевой нагрузки к ра-
диальной (см. табл. 42);
kK — кинематический коэффициент, учитывающий усло-
вия работы подшипника в зависимости от закрепле-
ния его колец: при неподвижном наружном кольце
kK = 1; при вращающемся кольце для сферических
подшипников kK — 1,1, для остальных kK = 1,35;
kd — динамический коэффициент (табл. 23).
Таблица 23. Величины динамических коэффициентов k$,
принимаемых при расчете подшипников качения крановых
передач [2]
Типы механизмов кд
Механизмы ручных кранов, тали кошки, руч- ные лебедки 1,0
Механизмы подъема всех кранов, электротали и монорельсовые тележки, лебедки с механиче- ским приводом 1,2
Приводы механизмов передвижения тележек и механизмов поворота кранов 1,3
Приводы механизмов передвижения кранов, опоры осей ходовых колес тележек и механизмов поворота кранов 1,4
Опоры осей ходовых колес кранов 1,5
При расчете радиальных однорядных подшипников осевые
нагрузки менее чем 0,27? могут не учитываться. В радиально-
упорных подшипниках при определении нагрузок в расчет вво-
дится осевая составляющая от радиальной нагрузки (см. рис. 38)
S = l,3tftg₽, (112)
где Р — угол наклона образующей дорожки наружного кольца
подшипника.
Осевая нагрузка на подшипник
Ао = А — S.
Подшипники выбираются по коэффициенту работоспособно-
сти С, который при расчете по наибольшим нагрузкам подсчиты-
вается по условному числу часов их работы h (см. табл. 14)
С = P^tnh)0’3. (113)
Здесь п — число оборотов рассчитываемого вала в минуту.
53
Диаметр цапфы, на которую насаживается подшипник, обычно
назначается конструктивно. По этому диаметру и коэффициенту
работоспособности выбирается подшипник и уточняется его серия
и тип.
При расчете по эквивалентной нагрузке ее величина опреде-
ляется по формуле
/ / pi \3 h «1 । / Р2 \3 <2 »2~
р =pi7 > т ‘> т'
Г I I ( V 7
г + ••• + (,—; —= (П4)
где Р — нагрузка на подшипник, принятая за ис-
ходную при расчете;
Рх, Р2, .... Р„ — нагрузки на подшипник за время его
работы;
4, t2, . . ., tn — время действия этих нагрузок;
пх, п2, • • •, пп — числа оборотов вала при нагрузках Рх,
^2......................Рп'>
пр — расчетное число оборотов, по которому
выбирается подшипник;
Т — срок службы подшипника
/ / Pi \3 <1 «1 । / Рг У <2 п~
-И3 / \Р ) Т ' пр^\Р ) Т ' пр~Г
Фэ = I/ *--------------------------;---
। । ( Р п \ 3 i п Пп .
" + + (тП +'77 '(US)
При группировке нагрузок, принятой на стр. 26, расчет по
эквивалентным нагрузкам может быть произведен и для крюковых
кранов общего назначения. При обычно принятом для этих кра-
нов приводе от асинхронного двигателя число его оборотов практи-
чески не зависит от нагрузки, соответственно пр = = • • • = пп.
Для принятых ранее коэффициентов использования крана ku
и kn (стр. 27) при расчете по формуле (114) имеем
Г^УЛ-ГА-Уй Ъ .
\ Р ) Т \ Р )
7 Pj \3 у ZeKteK nn
\ P ) T ’ n \ P ) 3600 ' n ’
где Plt Р0>Ч5 — нагрузки на подшипник при подъеме наибольшего
груза Q, груза 0.75Q и при отсутствии груза;
54
Рп — нагрузка на подшипник при пуске;
ZeK и teK — число включений в час и продолжительность
одного включения;
п — число оборотов вала при установившемся дви-
жении;
пп — расчетное число оборотов вала при пуске:
п ___ П ^вк
2 ‘ tn ’
Таким образом,
/ Р4 \3 /4 пп / Рп \3 Zei/вк,
\ Р ) Т ' п \Р) 7200tn •
После подстановки в (115) имеем следующую расчетную формулу:
ku +
в кв к
mtn • (116)
Для механизмов подъема груза за расчетную может быть принята
нагрузка при подъеме номинального груза; при этом
(р \
=0). Тогда
з ___________
Фэ = /((Ш„ + 0,4) ku. (117)
Для механизмов передвижения и поворота за расчетные могут
быть приняты нагрузки на подшипники, действующие при сред-
нем пусковом моменте двигателя, Р = Рп.
При отношении —~, близком к единице, в целях упрощения
можно принять kn = 1; в этом случае
<₽.-]/ (4-р« + (тФ|-«+
(118)
Z t1
По формуле (118) при - = 0 могут быть рассчитаны и
опорные подшипники осей ходовых колес.
Расчет на статическую прочность. Наибольшие допустимые
нагрузки из условия статической прочности:
для однорядных шарикоподшипников
Р. = kzd2-,
V 9
(П9)
55
для роликовых ПОДШИПНИКОВ
Pc = kzdl. (120)
В этих формулах
k — допускаемая удельная нагрузка в кгс/мм"-. для радиальных
шариковых однорядных подшипников k — 0,85, двухрядных
k = 1,45 и упорных k = 3,3; для роликовых подшипников
k = 1,6-5-1,35 в зависимости от типа;
z — число шариков (роликов);
d — диаметр шарика (ролика) в мм;
I — длина ролика в мм.
Ориентировочные данные о числе шариков (роликов) приве-
дены в табл. XVII—XIX.
Расчетная нагрузка на подшипник
Ррасч — Рcmkd Р<
Су
(121)
где k’d — динамический коэффициент; при этом расчете прини-
мают kd = 1,1-5-1,5.
5. ПОДШИПНИКИ СКОЛЬЖЕНИЯ
Данные о материале вкладышей и втулок подшипников сколь-
жения приведены в табл. 24. В качестве заменителя бронзы при
скоростях скольжения до 1 м/сек и удельных давлениях
Таблица 24. Материалы вкладышей и втулок
подшипников скольжения крановых передач [2]
Марка материала Способ отливки ч «г £ • я □ *=t tr £ С к я « Твердость НВ Область применения
Бронза Бр. ОЦС 5-5-3 ГОСТ 613—50 В землю 15 60 Вкладыши и втулки под-
В кокиль 18 60 шипников при р< <100 кгс/см2 и v <2 м/сек
БронзаБр. ОФ 10-1 Бронзы безоловя- н истые В землю В кокиль 20 25 80 100 Особо ответственные втулки и вкладыши под- шипников при р< <200 кгс/см2 и и<3 м/сек
Бр.АЖ9-4Л В землю В кокиль 40 50 100 100 Втулки и вкладыши, ра- ботающие с валами повы-
Бр. АЖН 10-4-4Л В землю В кокиль 60 60 НО НО шенной твердости при р< <100 кгс/см2
Латунь литейная В землю 25 80 Неответственные мало
ЛМцС 58-2-2 В кокиль 35 70 нагруженные вкладыши и втулки
56
до 100 кгс!см2 иногда применяют антифрикционный чугун, од*
нако при этом необходима термическая обработка поверхности
цапфы.
Размеры вкладышей и втулок крановых передач обычно на-
значаются конструктивно и проверяются по удельному давлению р
и удельной работе Ауд.
Величины
Р-4; (122)
Ауд = pv, (123)
где Р — нагрузка на цапфу в кгс;
lad — длина цапфы и ее диаметр в см;
v — скорость на окружности цапфы в м/сек.
Допускаемые величины р и Ауд приведены в табл. 54.
Для механизмов подъема величина р определяется исходя из
нагрузок при подъеме груза, соответствующего номинальной
грузоподъемности крана, для механизмов передвижения — по
среднему пусковому моменту (при этом могут быть приняты по-
вышенные величины р — см. табл. 54).
6. СОЕДИНИТЕЛЬНЫЕ МУФТЫ
Зубчатые муфты. В данное время эти муфты широко приме-
няются краностроительными заводами. По ГОСТу они выпол-
няются двух типов: для непосредственного соединения валов
(см. табл. XX) и соединения с так называемым плавающим валом
(см. табл. XXI). Размеры зубчатых зацеплений этих муфт при-
ведены в табл. XXII.
В краностроении для соединения валов двигателя и редуктора
обычно применяют муфты с тормозными шкивами (табл. XXIII).
Некоторым недостатком таких муфт является повышенный износ
зубчатого зацепления из-за вытекания смазки при нагреве тор-
мозного шкива. Зубчатые муфты специальной конструкции также
широко применяются для соединения выходного вала редуктора
с валом барабана (см. рис. 16).
Выбор муфт производится по таблицам ГОСТов по моменту
Мрас, = Mktk2, (124)
где М — момент, передаваемый муфтой, в кгс-см;
kx и k2 — коэффициенты, учитывающие степень ответствен-
ности и условия работы муфты (табл. 25).
Для механизмов подъема при определении момента М для
муфт, расположенных между двигателем и редуктором, следует
учитывать силы инерции (см. стр. 105), для остальных муфт он равен
моменту от веса поднимаемого номинального груза. В механизмах
передвижения и поворота величина Мрасч определяется для двух
57
Таблица 25. Коэффициенты ki и k2, принимаемые при расчете
зубчатых муфт кранов с машинным приводом [2]
Механизмы k2 при режимах работы механизмов
легком среднем тяжелом весьма тяжелом
Подъема груза крюковых кранов 1,3
То же, транспортирую- щих расплавленные ме- таллы 1,5 1,1 1,2 1,3 1,5
Изменения вылета . . . 1,4
Передвижения и пово- рота 1,2
Примечание. Для зубчатых муфт барабанов коэффициент kx следует
увеличить на 20—25%.
расчетных случаев: при нормальной работе (первый расчетный
случай), исходя из большего пускового момента и коэффициентов kt
и k2, указанных в табл. 25, и по предельным нагрузкам (второй рас-
четный случай) при коэффициенте k2 = 1. Муфта выбирается по
наибольшему из найденных моментов.
Втулочно-пальцевые муфты. Эти муфты в основном приме-
няются для соединения валов двигателя и редуктора. В боль-
шинстве случаев половина, насаживаемая на вал редуктора, ис-
пользуется как тормозной шкив (см. табл. XXIV).
Расчетный момент этих муфт определяется по формуле (20)
при динамических коэффициентах ka = 1,24-1,5. Наиболь-
ший момент, передаваемый муфтой, обычно ограничивается усло-
виями смятия установленных в ней резиновых втулок. Величина
допускаемых напряжений смятия для этих втулок [о^, ] <
< 20 кгс!см,^. Втулочно-пальцевые муфты без тормозных шкивов
выбираются по ГОСТу 2229—55 по моменту Мрасч [формула (124)1
при тех же расчетных коэффициентах, что и для зубчатых муфт.
Фрикционные муфты. Эти муфты в основном применяют как
предохранительные в механизмах поворота электрических кранов
с червячными передачами. Они выполняются как с дисковым,
так и конусным фрикционами. Конструкция и расчет такой муфты
с конусным фрикционом рассмотрены на стр. 244.
7. ДЕТАЛИ ПОДВЕСКИ ГРУЗА
Полиспасты. В крюковых кранах применяют простые и сдвоен-
ные полиспасты. Первые в основном применяются в поворотных
кранах, в которых канат до навивки на барабан огибает направ-
ляющие блоки, установленные на конце стрелы. При непосред-
58
ственной навивке каната на барабан (мостовые, консольные,
козловые краны), чтобы избежать повертывания груза, как пра-
вило, применяют сдвоенные полиспасты (см. рис. 12). Передаточные
числа полиспастов обычно выбирают исходя из заданной грузо-
подъемности крана. Данные об этих числах и коэффициентах
полезного действия полиспастов приведены в табл. 29 и 30.
Крановые крюки. Размеры и грузоподъемности однорогих и
двурогих крюков приведены в ГОСТах 6627—63 и 6628—63
(табл. XLV и XV), технические требования — в ГОСТе 2105—64.
Тип крюка (однорогий или двурогий) выбирается в зависимости
от грузоподъемности крана (в некоторых случаях — по условиям
удобства захвата груза). При грузоподъемности крана более 30 тс
предпочтительнее применять двурогие крюки.
В качестве материала применяется сталь 20, по правилам
Госгортехнадзора допускается мартеновская сталь Ст. 3 успокоен-
ная. При сталях с более высокими пределами прочности появляется
опасность поломки крюка. Обычно крюки выбираются по заданной
грузоподъемности непосредственно по ГОСТу. Поверочный рас-
чет производят в случаях применения нестандартных крюков или
при нестандартной грузоподъемности крана.
Тело крюка рассчитывается на статическую прочность как
кривой брус при допускаемых напряжениях для стали 20 [оы8 ] —
= 1500-ь-1600 кгс! см2 (при одинаковых размерах горизонтального
и вертикального сечений тела крюка) и [стоз] = 1250-ь 1400 кгс 1см2
(при разных сечениях). Шейка рассчитывается на разрыв при на-
пряжениях [<тр ] — 500-Г-600 кгс!см.г. Учитывая большую концен-
трацию напряжений в резьбе, целесообразно производить допол-
нительную проверку шейки на усталостную прочность (подробно
этот расчет рассмотрен на стр. 108).
Грузовые канаты. Размеры и конструкция этих канатов, наи-
более часто применяемых в кранах общего назначения, приведены
в табл. XII и XIII. Из конструкций, указанных в этих таблицах,
наилучшие результаты в отношении стойкости показали ка-
наты ЛК-Р по ГОСТу 2688—55 с линейным касанием проволок,
в данное время широко применяемые в краностроении. Материал
проволок — обычно углеродистая сталь с пределом прочности
(готовой проволоки) 120—210 кгс/мм2. Во избежание затруднений
с последующей заменой канатов при их износе целесообразно вы-
бирать этот предел порядка 150—160 кгс/мм2.
Канаты выбирают по действительному разрывному усилию,
указанному в заводском сертификате (при новых расчетах — из
указанных в ГОСТе), величина которого определяется из условия
Sp = Sn, (125)
где S — наибольшее рабочее натяжение каната;
п — запас прочности (см. табл. 31).
59
Барабаны. В качестве материала барабанов в крюковых кра-
нах общего назначения обычно применяют чугунное литье марки
не ниже СЧ 15-32 по ГОСТу 1412—54. В кранах большой грузо-
подъемности при тяжелом и весьма тяжелом режимах работы бара-
баны иногда изготовляются из стального литья марки не ниже25Л
по ГОСТу 977—58. В кранах малой грузоподъемности удобно
применять барабаны, сваренные из труб. Следует, однако, иметь
в виду, что на стальных барабанах сроки службы канатов не-
сколько снижаются.
Наименьшие допустимые диаметры блоков D, измеренные по
дну канавки, определяются по правилам Госгортехнадзора в за-
висимости от диаметра каната d
D = d (е — 1), (126)
где е — коэффициент, принимаемый в зависимости от заданного
режима работы крана (см. табл. 32).
Диаметры барабанов допускается уменьшать на 15% против
подсчитанных по формуле (126), диаметры уравнительных блоков
полиспастов — на 20—40% (последняя цифра относится к урав-
нительным блокам тельферов и стреловых кранов). В стационар-
ных кранах, обслуживающих производственные цехи, навивка
каната на барабан, как правило, производится только в один
слой.
Толщина стенки барабана в кранах небольшой грузоподъем-
ности обычно назначается конструктивно и проверяется на сжатие
(см. стр. 97). Допускаемые напряжения при этом расчете обычно
выбираются по пределу текучести (для стали) при запасе прочно-
сти п = 1,5 или по пределу прочности (для чугуна) при п > 4,3.
Из конструктивных соображений стенки барабанов обычно утол-
щают и их фактические запасы прочности для кранов малой и сред-
ней грузоподъемности находятся в пределах 5—10.
8. ХОДОВЫЕ КОЛЕСА
Материал. Габаритные размеры и ТУ на изготовление крано-
вых колес приведены в ГОСТе 3569—60. По правилам Госгортех-
надзора колеса кранов с машинным приводом должны быть изго-
товлены из стали: обычно применяют стальное литье марки не ниже
55Л. Для повышения стойкости против износа поверхность обода
целесообразно закаливать на глубину 25—35 мм до твердости
порядка 300—320 НВ с постепенным ее уменьшением от поверх-
ности обода к центру колеса. Поверхностная закалка обода, как
правило, дает неудовлетворительные результаты из-за выкраши-
вания тонкого закаленного слоя.
Для колес кранов тяжелого и весьма тяжелого режимов ра-
боты желательно применять легированные (35ХГСЛ) или мар-
ганцовистые (50Г2) стали. Поверхность обода колеса делается или
60
цилиндрической (при рельсах с плоскими и закругленными го-
ловками) или (при рельсах с закругленной головкой) — кониче-
ской с уклоном 1:16 — 1 : 20.
Расчет обода. Этот расчет производится по контактным напря-
жениям, величина которых для стальных колес определяется по
формулам:
для рельсов с плоской головкой
aK=600'|/S^<[oJ; (127)
для рельсов с закругленной головкой
ок = 16 500а 1 /< [oj. (128)
V гтах
В этих формулах
b — ширина головки рельса в см;
гк — радиус колеса в см;
a — коэффициент, учитывающий форму соприкасающихся
поверхностей при точечном касании и принимаемый по
табл. 26 в зависимости от отношения наименьшего ра-
диуса сопрягаемых поверхностей rm)n к большему гтах;
гтах — наибольший из радиусов соприкасающихся поверхностей
(головки рельса или колеса) в см;
Ррасч — расчетная нагрузка на колесо в кгс;
[о«] —допускаемые контактные напряжения в кгс!см*.
Таблица 26. Коэффициенты а к расчету контактных напряжений
при точечном касании
Расчетная нагрузка на колесо определяется из условия [2]
Ррасч ~ = (^29)
где Рк — наибольшая нагрузка на колесо в кгс;
у — коэффициент, учитывающий переменность нагрузки,
принимаемый в зависимости от отношения веса наиболь-
шего поднимаемого груза Q к весу крана (тележки) G:
при -Ц- = 0,3 у = 0,8, при > 1 у = 0,9;
61
kt — коэффициент режима работы (табл. 27);
ko = fki-
Допускаемые напряжения [стк] приведены в табл. 50. При
материалах, не указанных в этой таблице, и колесах с цилиндри-
Таблица 27. Коэффициенты и k» для расчета
нагрузок на ходовые колеса кранов [2]
Род привода и режим работы мёханизма k0 при ~- Сг
0,3 1 и более
Ручной 1,0 0,8 0,9
Машинный:
легкий 1,1 0,88 0,99
средний 1,2 0,96 1,08
тяжелый 1,4 1,12 1,26
весьма тяжелый . , , 1,6 1,28 1,44
ческим ободом, работающих на рельсе с плоской головкой, эти
напряжения могут быть определены из условия
[а ]« = 0,75о6 = 0,75-36ЯВ = 27ЯВ; (130)
при рельсе с закругленной головкой
[oj = l,9<r* = 68НВ, (131)
где аь — предел прочности материала обода колеса в кгс/см2;
НВ — твердость обода по Бринелю.
9. ТОРМОЗНЫЕ УСТРОЙСТВА
По правилам Госгортехнадзора тормозными устройствами
должны быть оборудованы механизмы подъема, поворота и изме-
нения вылета стрелы кранов с машинным приводом и механизмы
передвижения кранов и тележек при скорости более 32 м!мин.
В механизмах передвижения кранов, работающих на открытом
воздухе, а также перемещающихся по полу цеха, установка
тормозов обязательна независимо от скорости крана.
В механизмах подъема груза и изменения вылета стрелы обя-
зательно применение тормозов так называемого замкнутого типа,
автоматически затормаживающих механизм при остановке дви-
гателя или выключении тока.
62
Такие же тормоза должны быть установлены и в механизмах
передвижения и поворота при отсутствии электрического тормо-
жения.
В электрических кранах обычно устанавливают колодочные
тормоза с короткоходовыми (табл. XXVI) или длинноходовыми
(табл. XXVII) электромагнитами. Некоторое распространение
в данное время получили колодочные тормоза с гидротолкателями
(табл. XXXII), позволяющие обеспечить значительно более плав-
ное торможение механизма при остановке и довольно надежные
в работе. Недостатками этих тормозов являются их большая стои-
мость и значительные габариты по сравнению с электромагнитными
тормозами.
В качестве материала трущихся поверхностей колодок в ко-
лодочных тормозах применяют тормозную ленту или вальцован-
ные обкладки, работающие на стальном или чугунном шкиве.
Стальные шкивы изготовляются литыми из стали не ниже 45Л
по ГОСТу 977—58; во избежание быстрого износа желательна
термическая обработка поверхности этих шкивов до твердости
порядка 350 НВ.
Сварные стальные шкивы часто коробятся, поэтому их следует
по возможности избегать.
По правилам Госгортехнадзора чугунные шкивы допускается
устанавливать на механизмах передвижения и поворота; в каче-
стве материала этих шкивов должен применяться модифицирован-
ный чугун марки не ниже СЧ 28—48 по ГОСТу 1412—54. Недо-
статком чугунных шкивов является быстрый износ их обода и ве-
роятность растрескивания и последующего разрыва при случай-
ном попадании воды на разогретый при торможении шкив.
Расчет тормозов. Этот расчет производится по заданному тор-
мозному моменту, метод определения которого зависит от типа
механизма.
В механизмах подъема и изменения вылета стрел кранов с подъ-
емной стрелой в соответствии с правилами Госгортехнадзора тор-
мозной момент определяется из условия
Мт = Мрб₽, (132)
где Р — коэффициент запаса тормозного момента (табл. 28);
Мр6 — рабочий момент на тормозном валу от веса поднимае-
мого груза и веса стрелы (в механизмах изменения
вылета):
Ч,б~-^-По- (133)
Здесь Л4б — рабочий момент на валу барабана;
io и г)о — передаточное число и коэффициент полезного
действия механизма.
63
По правилам Госгортехнадзора механизмы подъема кранов,
транспортирующих расплавленный или раскаленный металл,
взрывоопасные грузы и т. п. должны иметь два тормоза. Каждый
из этих тормозов рассчитывается на полный момент Мрб с коэф-
фициентом запаса не менее 1,25.
Таблица 28. Коэффициенты запаса 0
для тормозов механизмов подъема и изменения
вылета стрелы
(по правилам Госгортехнадзора [1])
Тип механизма и режим его работы Р
Механизмы подъема:
с ручным приводом 1,5
с машинным приводом
легкий режим 1,5
средний » 1,75
тяжелый » 2,0
весьма тяжелый режим . . . 2,5
Механизмы изменения вылета
стрелы 2,0
По формуле (133) при подстановке вместо Мб моментов на
валу ходовых колес или необходимого для поворота крана опре-
деляются рабочие моменты при расчете тормозов механизмов
передвижения и поворота.
Необходимый тормозной момент для этих механизмов в слу-
чае работы крана в закрытом помещении может быть определен
исходя из допустимого замедления аср при торможении. Для кра-
нов, транспортирующих расплавленный или раскаленный металл,
рекомендуется принимать аср = 0,1 -=-0,2 м/сек*, для остальных
кранов а = 0,3 ч-0,6 м/сек*.
Необходимый тормозной момент
Мт = Ми - Мр6. (134)
Во избежание сдвига заторможенного крана (или тележки)
желательно, чтобы тормозной момент, подсчитанный по формуле
(134), превышал рабочий момент в 1,25 или более раза.
В механизмах передвижения кранов с приводом на ходовые
колеса во избежание проскальзывания этих колес при торможе-
нии необходимо, чтобы тормозной момент, приведенный к валу
ходовых колес, был менее подсчитанного по формуле (8), из усло-
вия сцепления этих колес с рельсами.
64
При установке крана вне помещения к моменту Ми в формуле
(134) должен быть добавлен момент от рабочего давления ветра
(см. табл. 5). При отсутствии специальных противоугонных за-
хватов тормоза этих кранов должны быть также рассчитаны на
наибольшее давление ветра при запасе тормозного момента не ме-
нее. 2,5.
Наименьший допустимый диаметр тормозного шкива колодоч-
ного тормоза может быть подсчитан по формуле
(135)
г мН*
где р и ц. т- допускаемое удельное давление на поверхности тор-
мозной колодки и коэффициент трения между ко-
лодкой и шкивом (см. табл. 43).
Дальнейший расчет тормозов с длинноходовым и короткохо-
довым электромагнитами рассмотрен на примерах, приведенных
на стр. 219 и 114.
3 Н. Г. Павлов 1061
РАЗДЕЛ ВТОРОЙ
РАСЧЕТЫ КРАНОВ
ГЛАВА 1
РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА ПОДЪЕМА
ЭЛЕКТРИЧЕСКОГО МОСТОВОГО КРАНА
ГРУЗОПОДЪЕМНОСТЬЮ 10 тс
1. КРАТКОЕ ОПИСАНИЕ КРАНА
И ХАРАКТЕРИСТИКА РАССЧИТЫВАЕМОГО МЕХАНИЗМА
Рассматриваемый кран запроектирован для работы в ремонтно-
механическом цехе и имеет пролет 14 м, скорость подъема груза
v = 14,5 м/мин, передвижения тележки v = 31,5 м/мин, передви-
жения моста v = 70 м/мин, высота подъема груза И =12 м*.
Механизмы крана работают на трехфазном токе напряжением
220 в, принятый режим работы механизмов — средний.
Кран (рис. 9) состоит из сварного моста /, выполненного в виде
двух балок коробчатого сечения (см. рис. 39, г), по которым перед-
вигается тележка 2. Аппаратура управления (контроллеры, часть
вспомогательной аппаратуры) и крановщик помещаются в ка-
бине 5, подвешенной к мосту крана. Ход тележки ограничивается
специальными концевыми выключателями, установленными на
мосту и выключающими двигатель механизма передвижения при
переходе тележки за крайние положения. Дополнительно на
торцах моста установлены концевые упоры, а тележка имеет спе-
циальные буфера; такие же буфера 4 установлены и на самом кране.
На рис. 10 отдельно показана тележка рассчитываемого крана.
Ее механизм подъема состоит из электродвигателя 1, вал кото-
рого упругой пальцевой муфтой 3 связан с двухступенчатым ци-
линдрическим редуктором 2. Через редуктор вращение передается
на барабан 5 через зубчатую муфту 6. Половина муфты 3,
* В книге приведен расчет уже выполненного крана. Габаритные размеры
и характеристики вновь проектируемых кранов принимаются по ГОСТам
3332-54 и 7464-55.
66
Рис. 9. Общий вид мостового крана грузоподъемностью 10 тс
Рис. 10. Общий вид тележки рассчитываемого мостового крана
насаженная на вал редуктора, используется как тормозной шкив.
Механизм тормозится короткоходовым колодочным тормозом
(см. рис. 27), выключение двигателя при переходе крюка за край-
ние положения производится шпиндельным концевым выключате-
лем 4, связанным с осью барабана втулочной цепью. Достоинство
этих выключателей — возможность выключения механизма при
нижнем положении крюка, их недостаток — несколько меньшая
надежность в работе по сравнению с рычажными выключателями,
наиболее широко применяемыми в настоящее время.
Рис. И. Варианты исполнения зубчатых передач меха-
низма подъема груза
Для соединения валов двигателя и редуктора взамен втулочно-
пальцевой муфты 3, установленной в рассчитываемом кране,
широко применяют зубчатые муфты, обычно выполняемые с тор-
мозным шкивом (табл. XXIII), в частности, такие муфты рекомендо-
ваны ВНИИПТмашем [3] для мостовых кранов. Следует отметить,
что даже при самой тщательной центровке соединяемых валов
эти муфты требуют обильной смазки поверхностей зубьев. Обес-
печить такую смазку в условиях работы тормозных шкивов,
нагрев которых очень значителен, обычно затруднительно.
Передачи механизмов подъема современных кранов обычно
выполняются цилиндрическими зубчатыми колесами. На рис. 11
приведено несколько таких схем. В схемах, приведенных на
рис. 11, а и б, первые быстроходные передачи помещены в редук-
тор, тихоходные передачи выполнены открытыми. В этих схемах
редуктор имеет относительно небольшие размеры, разборка и
сборка механизма в процессе эксплуатации довольно проста.
69
Как показала практика многолетней эксплуатации таких кранов,
выполненные по этим схемам механизмы вполне удовлетворительно
работают даже в таких тяжелых условиях, какие имеют место на
металлургических заводах. Существенным недостатком схемы 11,6
является наличие трехопорного вала, в связи с чем возникает
опасность неравномерного распределения нагрузки на опоры
этого вала и преждевременного их износа; чтобы избежать этого,
в схеме по рис. 11, а между редуктором и промежуточным валом
введена зубчатая муфта. В схеме 11, в, принятой в рассчитывае-
мом кране, все передачи помещены в масляную ванну. Соединение
вала редуктора с барабаном осуществлено при помощи специаль-
ной зубчатой муфты (см. рис. 16). При серийном производстве
такая схема позволяет производить блочную сборку узлов тележки,
используя типовые редукторы, что значительно упрощает изго-
товление и сборку механизма на заводе. Недостаток этой схемы —
малая доступность для осмотра узла соединения редуктора с ба-
рабаном. В настоящее время эта схема широко применяется кра-
ностроительными заводами для кранов малой и средней грузо-
подъемности.
В схеме 11, г все зубчатые передачи также помещены в масля-
ную ванну. Чтобы исключить третью опору вала барабана, в ре-
дукторе отсутствует один опорный подшипник этого вала. При
такой схеме, однако, крайне затруднена выверка правильности
сборки последней передачи редуктора, поэтому она встречается
сравнительно редко.
По приведенным схемам выполняются механизмы подъема и
других кранов общего назначения, в частности, рассмотренных
ниже.
2. ПОЛИСПАСТ
Как указано на стр. 58, тип и передаточное число полиспаста
зависят от грузоподъемности и схемы навивки каната на барабан
(непосредственно или через направляющий блок).
По табл. 29 в рассчитываемом кране принят сдвоенный
Таблица 29. Типы и передаточные числа 1п крановых полиспастов
Характер навивки каната на барабан Тип полиспаста in при грузоподъемности в тс
До 1 2—6 5—10 15-20 | 30-40
Непосредственно на ба- Сдвоенный 2 2 2 2—3 3—4
рабан (мостовые, козловые и подобные краны) (простой) (О (2) — — —
Через направляющий блок Простой 1—2 2—3 3—4 4—6
(стреловые краны и т. п.) (сдвоенный) — (2) (2) — —
Примечание. Данные в скобках относятся к специальным случаям
(например, тельферы малой грузоподъемности, тележки кранов с канатной тягой
и т. п.).
7Q
Рис. 12. Схема грузового
полиспаста
•полиспаст с передаточным числом 1п = 2. Полиспаст состоит из
двух подвижных блоков 2 (рис. 12), огибаемых канатом, который
непосредственно наматывается на барабан /. Блок 3 (уравни-
тельный) служит для выравнивания натяжения обеих ветвей
полиспаста.
Согласно стр. 59 выбираем стальной канат типа ЛК-Р с линей-
ным касанием проволок по ГОСТу 2688—55 (см. табл. XII). Пре-
дел прочности проволок каната принят равным ов = 160 кгс'мм2.
Наибольшее рабочее натяжение каната
5 = 2ПГ = 210200°99' = 2530 КгС’
где = 0,99 — коэффициент полезного
действия полиспаста, принятый по табл. 30
для блоков, работающих на подшипниках
качения.
Размеры каната определяем по прави-
лам Госгортехнадзора из расчета на растя-
жение при запасах прочности, указанных
в табл. 31.
Наименьшее допустимое разрывное уси-
лие каната по формуле (125)
Sp = Sn = 2530-5,5 = 13 900 кгс,
где п — наименьший допустимый запас
прочности для среднего режима работы
механизма.
Исходя из этого усилия, по табл. XII
выбран канат диаметром d = 16,5 мм с
Sp = 14150 кгс, ближайшим к требуемому. Площадь сечения всех
проволок выбранного каната f = 104,6 мм2.
Наименьшие допустимые диаметры блоков, согласно правилам
Госгортехнадзора, определяем по формуле (126)
разрывным усилием
D = d (е — 1) = 16,5 (25 — 1) = 396 мм.
Коэффициенте принимается в зависимости от заданного режима ра-
боты механизма по табл. 32 (для заданного среднего режима е = 25).
Таблица 30. Коэффициенты полезного действия
крановых полиспастов
Тип подшипников блоков полиспаста Г)п при передаточном числе in
2 1 3 4 5 6
Скольжения (к. п. д. блока т]=0,96) .... 0,98 0,96 0,94 0,92 0,90
Качения (к. п. д. бло- ка т]=0,98) 0,99 0,98 0,97 0,96 0,95
71
Таблица 31. Наименьшие допускаемые запасы прочности п
для стальных крановых канатов
(извлечение из правил Госгортехнадзора [1])
Назначение каната п Назначение каната п
Грузовые и стреловые при Оттяжки мачт и опор . . . 3,5
машинном приводе и режимах работы: 5,0 Тяговые канаты, применяе- мые на кранах 4,0
легком
среднем тяжелом и весьма тя- 5,5 Канаты лебедок, предназна- ченных для подъема людей Канаты, используемые при 9,0
желом Растяжки стрел 6,0 4,0
монтаже кранов
3,5
Канаты лебедок, предназна-
ченные для изменения вылета стрелы без груза 4,0
Таблица 32. Наименьшие допускаемые значения коэффициентов е
при расчете диаметров блоков крюковых кранов
(извлечение из правил Госгортехнадзора [1])
Тип грузоподъемной машины Привод механизма Режим работы механизма е
Грузоподъемные машины всех типов за исключением стреловых кранов, электрота- лей и лебедок Ручной Машинный Легкий Средний Тяжелый Весьма тяжелый 18 20 25 30 35
Краны стреловые *: механизмы подъема груза и стрелы механизмы для монта- жа крана Ручной Машинный Легкий Средний Т яжелый Весьма тяжелый 16 16 18 20 25 16
Электрические тали — — 20
Лебедки: для подъема грузов для подъема людей * Автомобильные, гусеничн! Ручной Машинный Ручной Машинный ые, пневмоколесные, : железнодорожные 12 20 16 25
72
Наименьший допустимый диаметр барабана, согласно стр. 60,
D6 = 0,850 = 0,85-396 = 340 мм.
В рассчитываемом кране приняты одинаковые диаметры бло-
ков 2 и барабана /, равные D — 400 мм.
Уравнительный блок 3 не является рабочим; в соответствии
с этим его диаметр может быть уменьшен (по нормам) на 20%.
Таким образом,
Dy = 0,80 = 0,8-396 = 310 мм.
Принято Dy = 350 мм.
Длина каната, наматываемого на барабан при подъеме груза
на заданную высоту Н = 12 м и принятой схеме полиспаста, равна
LK = Hin = 12-2 = 24 м.
Как указано на стр. 60, в кранах, предназначенных для обслу-
живания цехов, навивка каната на барабан обычно производится
в один слой на нарезанную поверхность барабана (табл. 33).
Таблица 33. Профили и размеры канавок нормальной глубины
барабанов для стальных канатов
(по проекту нормали подъемно-транспортного машиностроения [24])
А ж *н ж L J 1
Диаметры канатов d в мм Радиус канавки R в мм Размеры нарезки в мм Радиус г в мм
Шаг Глубина с
11,5 13; 13,5; 14 15; 15,5 16,5; 17; 17,5 19; 19,5; 20 20,5; 21; 22 22,5 24; 24,5 25; 26,5 27,5 28; 28,5 30; 30,5; 31 6,7 8 8,5 10 11 12 12,5 13 14 15 16 18 14 16 17 20 22 24 26 28 28 30 32 34 4 4,5 5 6 6,5 7 7 8 8 9 10 10 1,5 1,5 1,5 1,5 1,5 1,5 2,5 3 2,5 1,5 1,5 1,5
73
Необходимое число витков нарезки
7______________! К _______24______|- _ - .
‘ MD + rf)-1-0 л (0,4 + 0,0165) -
В данном случае пять витков являются запасными, из них
1,5 служат для разгрузки крепления каната на барабане (по пра-
вилам Госгортехнадзора) и 3—3,5 витка необходимы для закреп-
ления каната. В большинстве случаев такое крепление произ-
водится при помощи прижимных планок числом не менее двух.
Полная длина нарезанной части барабана
= 2?Л = 2-24-20 = 960 лш,
где tH =20 мм — шаг нарезки, принятый по табл. 33.
3. ВЫБОР ДВИГАТЕЛЯ И РАСЧЕТ ПЕРЕДАТОЧНОГО ЧИСЛА МЕХАНИЗМА
Расчет по наибольшей нагрузке. За расчетное усилие Р при-
мем наибольший вес поднимаемого груза (стр. 29), соответствую-
щий номинальной грузоподъемности крана Q = 10 000 кгс.
В соответствии с заданным средним режимом работы механизма,
согласно стр. 10, принимаем расчетную продолжительность вклю-
чения 25% ПВ.
Необходимая мощность двигателя по формуле (60) при Р = Q
., Qv 10 000-14,5 пт о
N — — с юл "п ок~ = 27,8 кет,
6120т)0 6120-0,85 ’ ’
где т]0 — коэффициент полезного действия механизма, предвари-
тельно принятый по табл. 16.
Согласно табл. XXX, ближайшими по мощности при 25% ПВ
будут двигатели МТВ412-8 мощностью 22 кет и МТВ511-8 мощ-
ностью 30 кет.
Допускаемая продолжительность включения механизма при
двигателе МТВ412-8 по формуле (62) равна
ПВ = пвн (-^ )2 = 25 (^-)2 = 22,3,
что ниже допустимого. Таким образом, при данном расчете дол-
жен быть выбран двигатель МТВ412-8 мощностью 30 кет.
Расчет по эквивалентной нагрузке (стр. 31). По табл. 15 при-
нимаем следующие величины коэффициентов использования крана:
коэффициент использования при работе с грузами ka = 0,5;
коэффициент использования при работе с грузами Q до 0,75Q
равен kn = 0,4; принятое число включений в час ZeK = 120, про-
должительность одного включения, согласно стр. 35, принята
равной teK = 1 сек.
74
Отношение времени работы двигателя при пусках ко времени
условного цикла по формуле (70)
h ___ ^вк^вк _ 120*1 _ л л Л
вК ~~ 3600 — 3600 “ ’
Коэффициент приведения к эквивалентной нагрузке по фор-
муле (71) ______________________
Фэ = У(0.4^„ + 0,6) ku + keK^cP =
= V (0,4-0,4 + 0,6)0,5 + 0,03 -1,62 = 0,68,
где фср — средний коэффициент пусковой перегрузки, принятый
согласно стр. 32.
Эквивалентная нагрузка по формуле (66) при Ррасч = Q
Р3 — Ффэ = Ю 000-0,68 = 6800 кгс.
Необходимая мощность двигателя по формуле (60) при Р = Р3
м P3v 6800-14,5 1оп
N ~ 6120«1о ~ 6120-0,85 “ 8,9 Квт"
Исходя из этого расчета, в запроектированном кране принят дви-
гатель МТВ412-8 мощностью Nd = 22 квт при 25% ПВ с числом
оборотов в минуту пд = 715. Маховой момент ротора GD2P =
= 3 кгс-м2, кратность предельного момента при 25% ПВ =
= 2,8.
Согласно стр. 32, выбранный таким образом двигатель прове-
ряем по условиям пуска. Для определения этого времени прини-
маем наибольший коэффициент пусковой перегрузки двигателя
’I’max = 2> наименьший фт1п = 1,2.
Средний коэффициент пусковой перегрузки по формуле (74)
• __ 'Фшах + “Фтш _ 2+1,2 _ « л
W “ — § 1 ’°*
Номинальный момент двигателя
Мноч = 975 — = 975 = 29,5 кгс-м.
ном ng 715
Средний пусковой момент по формуле (15)
Мср = Мномурср = 29,5-1,6 = 47,2 кгс-м.
Маховой момент груза, приведенный к валу двигателя по
формуле (11) при G = Q, и п = Пд
GD2np = 0,1Q 4- =0,Ь 10 000 = 0,4 кгс-м2.
Пэ /1Ь
75
Принимаем диаметр тормозной муфты, расположенной между
валом двигателя и редуктором, DT = 300 мм, маховой момент
этой муфты по табл. XXIV GD2M — 1,4 кгс-м2.
Общий маховой момент механизма и груза, приведенный к валу
двигателя, по формуле (13)
GDI = (GD2 + GD2) 1,2 + GD2np = (3 4- 1,4) 1,2 4- 0,4 = 5,7 кгс-м2.
Рабочий момент (стр. 77) Мрб = ML = 34 кгс-м.
Избыточный момент (момент сил инерции)
Л4у Мср Мрб ~
= 47,2 — 34 = 13,2 кгс-м.
Время пуска по формуле (75)
_ OD20nd _ 5,7.715 _
tn~ 375Л4Н 375-13,2 ~
= 0,85 сек.
Допустимое время пуска для
механизмов подъема tn =
= 14-2 сек.
Наибольший пусковой момент
двигателя
^4 max ^«олФтах ~ 29,5*2 —
= 59 кгс-м>Мр6 — 34 кгс-м.
Таким образом, выбранный двигатель удовлетворяет условиям
пуска.
Передаточное число механизма. В соответствии с принятой схе-
мой полиспаста (см. рис. 12) линейная скорость каната будет
равна
vK — vin = 14,5*2 = 29 м!мин.
Число оборотов барабана
v 29
пв = /г> к. л = * ,л » , л аГссх — 22,2 об/мин.
° л (De 4- d) л (0,4-f-0,0165) ’
Необходимое передаточное число механизма
.* пд 715 оо о
1° ~ пб ~ 22,2 dZ’2-
В рассчитываемом механизме принята двухступенчатая передача
(рис. 13) с передаточными числами ступеней: первой = 6,25,
второй Z2 = 5,2.
Передаточное число механизма при этих передачах
i'o «« = 6,25* 5,2= 32,5.
76
Фактическая скорость подъема груза
ц' = ц-4- = 14,5 г= 14,4 м!мин.
1о
Общий коэффициент полезного действия механизма при коэффи-
циентах полезного действия отдельных звеньев, принятых по
табл. 16 и 30,
По = = 0,972 0,98 - 0,99 - 0,99 = 0,88,
где т]3, г]й, т]л, — к. п. д. зубчатых колес, барабана, поли-
спаста и зубчатой муфты.
Этот коэффициент близок к выбранному выше.
4. РАСЧЕТНЫЕ НАГРУЗКИ И РАСЧЕТНОЕ ЧИСЛО ЦИКЛОВ
Согласно стр. 15, за расчетную нагрузку принимаем вес наи-
большего груза, поднимаемого краном, равный его номинальной
грузоподъемности Q = 10 000 кгс.
Расчетный момент на валу барабана и третьем валу редуктора
(рис. 13)
М3 = Мб = 2S = 2-2530= 103000 кгс-см,
£» • v,Vo
где S и D6 — рабочее натяжение каната и диаметр барабана,
подсчитанные выше.
Моменты на втором и первом валах:
.. М9 103 000 плслл
~ i2lla ~ 5,2-0,97 — 20 500 кгс-смj
Mi — ~ 3400 кгс-см.
1 6,25-0,97
Расчетное число циклов определяем согласно табл. 14, исходя
из срока службы шестерен и валов-шестерен А = 15 лет и осталь-
ных’деталей А = 20 лет. Соответствующее этим срокам службы
число часов работы деталей (см. табл. 13) Т = 21 680 и Т = 28 920 ч.
Коэффициенты использования крана и продолжительность
включения механизма, принятые выше (см. расчет двигателя)
ku = 0,5, kn — 0,4, е = 0,25.
Число оборотов первого вала = ng = 715 об!мин. Числа
оборотов второго и третьего валов
п2 = -р- = =115 об/мин',
п3 = -Ш- = 22,1 об! мин.
0,2
77
Общее число нагружений первого вала (вал-шестерня) при ра-
боте на изгиб и А = 15 лет по формуле (44)
Zo = = 60-21 680-715-0,25 = 2,35-108.
Коэффициент приведения к расчетному числу циклов по фор-
муле (53)
<р„р = 1,2ЛИ^„ = 1,2-0,5-0,4 = 0,24.
Расчетное число циклов первого вала по формуле (43)
ZpacHi = 20фпр = 2,35-108-0,24 = 5,7-10’.
Расчетное число циклов второго и третьего валов
7 ZpgC4l 5,7-ю7
^расчЗ — 6 25 ~а>* IU ’
7 — 9>ЬЮ* _ । уе «ле
Для подсчета общего числа нагружений валов крутящим мо-
ментом по табл. 15 принимаем расчетное число рабочих циклов
крана ан = 25 в час, число нагружений за один цикл ан = 1.
Общее число нагружений по формуле (46)
ZQ = Тацан = 21 680-25-1 = 5,5-10».
Расчетное число нагружений
ZpaC4 = Zo<Pnp = 5,5-10»-0,24 = 1,3-10».
Аналогично подсчитывается и расчетное число нагружений де-
талей при сроке службы 20 лет.
5. РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
Определение габаритных размеров первой передачи. Число обо-
ротов шестерни этой передачи (стр. 77) пг — пд = 715 об/мин,
колеса n2 = Н5 об/мин, расчетный момент на валу шестерни
Ми1 = Мг — 3400 кгс-см. Принятое передаточное число 4 =
= 6,25.
Колеса выполняются с косыми зубьями, предварительно вы-
бранный угол наклона 0 = 10°.
Для уменьшения размеров передачи в качестве материала ше-
стерни принята сталь 40Х; материал колеса — стальное литье
марки 35ХГСЛ, термическая обработка колеса — улучшение до
твердости 220—260 НВ.
Необходимая твердость зубьев шестерни, согласно стр. 40,
НВ = (220 + 260) + (25 + 70) = 245 + 330.
78
Допускаемые контактные напряжения по ^абл. 34: для ко-
леса [ок] = 10 500 кгс/см2-, для шестерни [ок] = 8800 кгс/см2.
Дальнейший расчет производим по 'наименьшей величине [ок] =
= 8800 кгс/см,2.
Необходимое межцентровое расстояние по формуле (2) табл. 21
А = 110(i + 1)1^=
' ’ V 1<Р [Ок!2
= 110 (6,25 + = 23,6 см.
где <р = = 0,3 (табл. 21).
Принимаем А = 250 мм.
Необходимая ширина шестерни по формуле (91)
b = <рЛ = 0,3-23,6 — 7,1 см.
Принято b = 75 мм.
Диаметр начальной окружности шестерни по формуле (90)
. 24 2-250
d ~ i + 1 “ 6,25 + 1 ~ 69 ММ-
Наименьший допустимый модуль передачи определяем по диа-
грамме, приведенной на рис. 7.
Предел выносливости материала шестерни, согласно табл. III,
о_х = 3200 кгс/см2.
Допускаемые напряжения при пульсирующем цикле, приня-
том для механизма подъема, по формуле (41)
, , 1,4-3200 1ОСП . о
1аиз] — ^n}k’ ~~ 1,6-1,5 — 850 кгс/см ,
где [п 1 — запас прочности;
k' — коэффициент концентрации напряжений (см. табл. 10
и 12).
Наименьшая допустимая величина /пп«/х по формуле (14)
табл. 21
21,ЗЛ4шй cos 0 21,3.3400-1,3 cos 10е
= ~W,5-T850J;4- = °>61-
По диаграмме рис. 7 этой величине тпух при диаметре шестерни
dM — 69 мм соответствует наименьший модуль тп 1,5. В рас-
считываемой передаче для увеличения надежности выбираем тп =
= 3 (табл. 35). Коэффициент х0 принят согласно табл. 21.
79
Таблица 34. Допускаемые напряжения при расчете на контактную прочность стальных крановых колес
Марка материала Термическая обработка Твердость по Бринелю Режим работы [cFfcJ кгс/см? при числе оборотов колеса в минуту
10 25 50 100 250 500 750 1000 1250 1500
35 (Ст. 5) Нормализация 130—170 Легкий Средний Тяжелый 8600 8000 7400 8400 7800 7300 8200 7600 7000 7500 7000 6400 6500 6000 5500 5400 5000 4600 5100 4700 4300 4700 4400 4000 4500 4200 3800 4300 4000 3700
45 (Ст. 6) Нормализация 180—230 Легкий Средний Тяжелый 9700 9500 9300 9500 8800 8100 9300 8600 7900 8700 8000 7400 7600 7000 6400 6500 6000 5500 6200 5700 5200 5800 5400 5000 5600 5200 4800 5400 5000 4600
Улучшение 220—270 Легкий Средний Тяжелый 12 000 11 000 10 100 11 800 10 800 9 900 11 500 10 600 9 700 10 800 10 000 9 200 9700 9000 8300 8700 8000 7400 8300 7700 7100 8000 7400 6800 7800 7200 6600 7600 7000 6400
40Х Улучшение (закалка в масле с отпу- ском до 600° С) 280—320 Легкий Средний Тяжелый 13 000 12 000 11 000 12 800 11 800 10 800 12 600 11 600 10 600 12 000 11 000 10 100 10 800 10 000 9 200 9700 9000 8300 9400 8700 8000 9100 8400 7700 8900 8200 7500 8600 8000 7400
35 X ГС Л Улучшение (закалка в масле с отпу- ском до 600° С) 220—260 Легкий Средний Тяжелый 13 000 12 000 11 000 12 800 11 800 10 800 12 600 11 600 10 600 12 000 И 000 10 100 10 800 10 000 9 200 9700 9000 8300 9400 8700 8000 9100 8400 7700 8900 8200 7500 8600 8000 7400
35Л Нормализация 130—170 Легкий Средний Тяжелый 7300 6800 6200 7000 6500 6000 6500 6000 5500 5700 5300 4000 4400 4100 3700 3400 3200 2900 — — — —
45Л Нормализация 150—200 Легкий Средний Тяжелый 8000 7400 6800 7600 7100 6500 7200 6700 6200 6400 5900 5400 5100 4700 4300 4100 3800 3500 — — — —
55Л Нормализация 160—210 Легкий Средний Тяжелый 8600 8000 7900 8400 7800 7100 8000 7400 6800 7100 6600 6100 5800 5400 5000 4800 4500 4100 — — — —
40ХЛ Улучшение 180—210 Легкий Средний Тяжелый 9700 9000 8300 9500 8800 8100 9300 8600 7900 8700 8000 7400 7600 7700 6400 6500 6000 5500 — — — —
Таблица 35. Стандартные модули зубчатых колес т
(извлечение из ГОСТа 9563—60)
т в мм т в мм т в мм
1-й ряд 2-й ряд 1-й ряд 2-й ряд 1-й ряд 2-й ряд
1,5 1,75 8 9 32 36
2 2,25 10 11 40 45
2,5 2,75 12 14 50 55
3 3,5 16 18 60 70
4 4,5 20 22 80 90
5 5,5 25 28 100 —
6 7
Примечания:
1. Модули до 1,5 мм см. ГОСТ 9563—60.
2. Стандарт распространяется на модули цилиндрических, конических
и червячных передач с цилиндрическим червяком.
3. Для цилиндрических косозубых и шевронных колес модуль определяется
по нормальному шагу, для конических колес — по большему диаметру и для
червячных колес — в осевом сечении червяка
4. При выборе модулей первый ряд следует предпочитать второму.
Число зубьев шестерни при выбранном модуле по формуле (95)
dwcos Р 69cos 10° 00.
тп ~ 3 ~’
число зубьев колеса
гк — — 22-6,25 = 138.
В соответствии с выбранными числами зубьев производим окон-
чательную корректировку угла наклона зубьев рассчитываемых
колес. Необходимая величина этого угла при принятом межцен-
тровом расстоянии А = 250 мм
cos р = = (22+^)3. = 0,96,
откуда
Р = 16° 15'.
Окончательный диаметр начальной окружности шестерни
j ___________________ 2щ.тп,_ 22*3 _до --
dtu - _ __ ft - _ 1 А0 1 Оо, / О ММ,
ш cosp cos 10 10
Диаметр начальной окружности колеса
Г) __ ZKmn __ 138*3 _ ДО1 рк
cos р — 0,96 — 431,25 мм.
Определение размеров колес первой передачи по методам
ЦНИИТмашаиВНИИПТмаша. При определении размеров передачи
81
по методу ЦНИИТмаша (стр. 47) исходим из срока службы
передачи А = 10 лет (см. табл. 14). Число часов работы передачи
при этом сроке службы и заданном среднем режиме работы по
табл. 13 равно Т = 14 460.
Общее число нагружений зубьев шестерни за этот срок службы
по формуле (44) при п = пг
Z01 = бОТпр = 60-14 460-715-0,25 = 1,57-108.
Исходя из этого числа нагружений по табл. 36 принимаем коэф-
фициент износа ризн — 0,77.
Таблица 36. Коэффициент износа зубьев ризн при расчете
стальных зубчатых колес по методу ЦНИИТмаша,
при НВ < 350 [15]
Общее число нагружений колеса Zo-lO-7 Ризн Общее число нагружений колеса Z.-IO"’ Ризн
1 1,0 14 0,78
3 0,95 20 0,75
4 0,92 30 0,72
5 0,88 40 0,68
7 0,85 60 0,65
10 0,83
Общее число нагружений колеса
у _________________ _ 1,57- 10’_л г in?
Коэффициент износа ризн = 0,97.
Коэффициент приведения к расчетному числу нагружений при
принятых величинах коэффициентов использования крана (см.
выше) ku = 0,5 и kn = 0,4 определяем из контактной прочности
аналогично формуле (117)
з з
Фпд = V (0,6kn + 0,4) ku = V (0,6-0,4 + 0,4) 0,5 = 0,68.
Расчетное число нагружений по формуле (43):
для шестерни
Zpac4l = 201ф„р = 1,57-108-0,68 = 1,1-108;
для колеса
^расчг = 2,5-107 -0,68= 1,7-107.
По табл. 37 этим величинам Zpac4 соответствуют коэффициенты
режима работы: для шестерни р0 1,0, для колеса р0 = 1,5.
82
Таблица 37. Коэффициенты р0 режима работы,
принимаемые при расчете зубчатых колес по методу ЦНИИТмаша
Расчетное число нагруже- ний 7 расч Коэффициент р0 при продолжительности включения
15% ПВ 25% ПВ 40% ПВ > 40% ПВ
НВ < 350 НВ > 350 НВ < 350 НВ > 350 НВ < 350 НВ > 350
ыо3 8,2 5,9 7,25 5,45 6,8 6,0 4,55
2-103 7,45 5,41 6,65 5,0 6,25 5.55 4,15
3-103 6,95 5,0 6,15 4,6 5,75 4,25 3,85
5-Ю3 6,3 4,55 5,6 4,2 5,25 3,85 3,50
7-103 6,05 4,35 5,35 4,0 5,05 3,7 3,35
ЫО4 5,65 4,1 5,05 3,8 4,7 3,45 3,15
2-104 5,15 3,70 4,55 3,4 4,3 3,15 2,85
3-104 4,75 3,45 4,25 3,2 4,0 2,9 2,65
5-Ю4 4,4 3,2 3,9 2,95 3,7 2,7 2,45
7-Ю4 4,05 2,9 3,6 2,7 3,4 2,5 2,^5
1-Ю5 3,85 2,8 3,45 2,6 3,2 2,35 2,15
2-Ю3 3,5 2,55 3,1 2,35 2,9 2,15 1,95
3-106 3,25 2,35 2,9 2,15 2,7 2,0 1,8
5-105 2,95 2,15 2,65 2,0 2,5 1,8 1,65
8-105 2,7 1,95 2,4 1,8 2,25 1,65 1,5
1 - 10е 2,6 1,9 2,3 1,75 2,2 1,6 1,45
2- 10е 2,35 1,7 2,1 1,55 1,95 1,45 1,30
3-10» 2,15 1,55 1,9 1,45 1,8 1,3 1,2
5-10е 2,0 1,45 1,75 1,3 1,65 1,2 1,1
8-10е 1,9 1,35 1,7 1,25 1,6 1,15 1,05
1-10’ 1,8 1,3 1,6 1,2 1,5 1,1 1,0
2-107 1,6 1,15 1,45 1,1 1,35 1,0 0,9
5-Ю7 1,45 1,05 1,3 0,95 1,2 0,9 0,8
ЫО8 1,25 0,9 1,1 0,85 1,05 0,75 0,7
2.5-10” 1,1 0,8 0,95 0,7 0,9 0,65 0,6
83
Величина коэффициента р по формуле (99), учитывающего
условия работы передачи:
для шестерни
Р = РоРизнРп = 1-0,77-1 = 0,77;
для колеса
р = 1,5-0,97-1 = 1,45.
Принятая наименьшая твердость зубьев шестерни (см. выше)
НВ = 245, для колеса НВ = 220.
Допускаемые контактные напряжения по формуле (98):
для шестерни
[стк] = 25НВр = 25-245-0,77 = 4720 кгс/см2-,
для колеса
[ак] = 25-220-1,45 = 7980 кгс!см2.
Необходимое межцентровое расстояние А определяем, как и
ранее, по формуле (2) табл. 21 по наименьшим напряжениям
[<тк] = 4720 кгс/см2-, в данном случае этим напряжениям соответ-
ствует расстояние А 350 мм. Последующий расчет аналоги-
чен рассмотренному выше.
При определении размеров, передачи по методу ВНИИПТмаша
(стр. 47) также исходим из срока службы передачи А = 10 лет.
Число оборотов шестерни (см. выше) пх «= 715 об/мин, колеса
п2 = 115 об/мин.
Исходя из принятого срока службы, по табл. 38 определяем
коэффициенты нагрузки: шестерни рн = 1,14, колеса рн = 1,5.
Согласно стр. 47, принимаем коэффициент чистоты поверхности
Рпов 1 •
Допускаемые контактные напряжения по формулам (100)
и (98):
для шестерни
[стк] = 25НВрпмрн — 25-245-1-1,14 = 7000 кгс/см2,
для колеса
[стж] = 25-220-1-1,5 = 8250 кгс/см2.
Как и в предыдущем случае, межцентровое расстояние А под-
считывается по формуле (2) табл. 21 при наименьших из подсчи-
танных напряжениях [<тк] — 7000 кгс/см2. В данном случае А =
= 270 мм.
Поверочный расчет зубьев первой передачи. Этот расчет про-
изводится на изгиб по моменту от веса наибольшего поднимае-
мого груза (стр. 46), приведенному к валу шестерни Мш — =
= 3400 кгс-см. Момент на валу колеса Мк = М2 = 20 500 кгс-см.
84
Таблица 38. Коэффициенты нагрузки рн,
принимаемые при расчете зубьев на контактную прочность
по методу ВНИИПТмаша [2]
Число оборотов рассчитываемого колеса в мину- ту п Коэффициент рн при режимах работы
легком среднем тяжелом весьма тяжелом
НВ 350 НВ > 350 НВ< 350 НВ > 350 НВ < 350 НВ > 350 § V/ § А §
10 3,85 2,78 2,48 1,86 1,73 1,27 0,50 0,88
15 3,58 2,59 2,32 1,74 1,63 1,19 1,00 0,82
20 3,30 2,39 2,14 1,60 1,46 1,09 1,00 0,76
40 3,06 2,21 1,97 1,48 1,37 1,01 1,00 0,71
50 2,94 2,13 1,89 1,43 1,34 0,97 1,00 0,68
75 2,75 1,99 1,68 1,34 1,27 0,91 1,00 0,63
100 2,63 1,90 1,54 1,27 1,23 0,86 1,00 0,62
150 2,45 1,77 1,38 1,19 1,16 0,81 1,00 0,62
200 2,33 1,69 1,34 1,14 1,13 0,78 1,00 0,62
250 2,25 1,63 1,30 1,09 1,09 0,74 1,00 0,62
300 2,18 1,57 1,27 1,06 1,07 0,72 1,00 0,62
400 2,02 1,49 1,22 1,01 1,03 0,69 1,00 0,62
500 1,90 1,44 1,19 0,97 1,00 0,66 1,00 0,62
600 1,79 1,40 1,16 0,94 1,00 0,64 1,00 0,62
750 1,69 1,35 1,14 0,91 1,00 0,64 1,00 0,62
1000 1,56 1,29 1,09 0,87 1,00 0,64 1,00 0,62
1250 1,52 1,24 1,06 0,83 1,00 0,64 1,00 0,62
1500 1,49 1,21 1,04 0,81 1,00 0,64 1,00 0,62
Примечание. Данные относятся к срокам службы передачи 10 лет.
При других сроках службы величина рн определяется по приведенному числу
yj
оборотов n/tp — п , где А 10 — требуемое число лет работы рассчитывае-
мого колеса.
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по
ширине зуба при принятом выше отношении этой ширины к диа-
метру шестерни = М по табл. 39 k2 = 1,1.
Линейная скорость по окружности шестерни при числе оборо-
тов = 715 об/мин
V = = ?36в75-71 5 = 2 6 м/се^
oU oU
Величина отнощения
2,5/Пд _ 2,5*3
cos0 — cos 16° 15z
== 27 < b == 75 мм.
85
Таблица 39. Коэффициент k2 неравномерности распределения
нагрузки по ширине зуба |2]
Расположение колес относительно опор Наименьшая твердость зубьев рассчитывае- мой пары НВ Коэффициент k2 при b/d^
< 1 Свыше 1 до 1,6 Свыше 1,6 до 1,8 Свыше 1,8 до 2,5
Симметричное >350 1,2 1,3 1,6
<350 1,0 1,1 1,2 1,25
Несимметричное >350 1,5 —
или консольное <350 1,2 1,2 1,25 1,3
Примечание. Данные относятся к механизмам легкого, среднего и
тяжелого режимов работы. Для весьма тяжелого режима k2 = 1.
Этому отношению при скорости v = 2,6 м/сек по табл. 40 соответ-
ствует коэффициент kr = 1,1.
Поправочный коэффициент по формуле (96)
k = = 1,11,1 = 1,2.
Таблица 40. Коэффициенты ki влияния скорости
(для колес с нефланкированными зубьями) [2]
Типы колес Класс точности передачи Наименьшая твердость поверхности зубьев колеса НВ при окружной скорости в м/сек ♦
1 3 8
Цилиндрические пря- мозубые Третий До 200 Свыше 200 1,1 1,0 1,3 1,2 1,5 1,3—1,4
Четвер- тый До 200 Свыше 200 1,2 и 1,5 1,4 —
Цилиндрические косо- зубые: , 2,5 при b< sinp . . 2,5mn при ь>чпгг Третий До 200 Свыше 200 1,1 1,0 1,3 1,2 1,5 1,3—1,4
До 200 Свыше 200 1,0 1,0 1,2 1,1 1,4 1,2—1,3
Конические прямозу- бые * Меньшие из указг Третий До 200 200—300 1,2 1,1 1,5 1,4 —
Четвер- тый кнных значени До 200 200—300 й принимаются пр 1,3 1,2 >и НВ х > 350. —
86
Выбранное число зубьев шестерни zM — 22, колеса zK = 138.
Приведенное число зубьев по формуле (16) табл. 21
для шестерни при z = ?ш:
2 __ОК.
cos3 р “ cos316°15' “ °’
для колеса
__ 138 __ 1 кд
znp — C0S3 16° 15' ~ lo4‘
По таб'л. 41 этим числам зубьев соответствуют коэффициенты
формы зуба у! = 0,42 и у± = 0,515.
Таблица 41. Коэффициенты формы зуба у и yj
Число зубьев Z Коэффициенты у и ух Число зубьев Z Коэффициенты у и yt
при нормаль- ном зубе при корригирован- ных зубьях и коэффициенте смещения исходного контура £ при нормаль- ном зубе при корригирован- ных зубьях и коэффициенте смещения исходного контура £
-0,2 +0,2 —0,2 +0,2
12 0,308 0,239 0,378 35 0,452 0,431 0,473
14 0,330 0,266 0,392 40 0,465 0,445 0,485
16 0,355 0,302 0,408 45 0,471 0,452 0,490
18 0,377 0,330 0,424 50 0,477 0,459 0,495
20 0,389 0,348 0,431 60 0,490 0,474 0,507
22 0,402 0,367 0,437 80 0,499 0,485 0,512
24 0,414 0,384 0,445 100 0,505 0,494 0,517
26 0,427 0,400 0,455 150 0,515 0,508 0,523
28 0,434 0,408 0.458 300 0,521 0,521 0,521
30 0,440 0,416 0,464 Рейка 0,550 — —
Примечание. Данные относятся к зубьям с двадцатиградусным за- цеплением и нормальной высотой (Л — 2,2т).
Напряжения от изгиба по формуле (8) табл. 21 при М = Мш:
в зубьях шестерни
_ 2,1344wfe cosр _ 2,13-3400.1,2 cos 16’15' qq, , 2
иа~ гт2пЬУ1х0 22.0,33.7,5.0,42-1,4 УдЬ КгС'СМ ’
в зубьях колеса
_ 2,13-20 500-1,2 COS 16’15' _ fiq() , 2
— 138-0,32-7,5-0,515-1,4 “ ЬУ0 кгС!СМ .
87
В передачах механизма подъема эти напряжения будут изме-
няться по пульсирующему циклу. Среднее напряжение и ампли-
туда цикла по формулам (31) и (32) при сттах = оиз и amin — 0:
для шестерни
°сР = ° а — = 468 кгс/см9;
для колеса
оср = °а = = 345 кгс/см9.
Расчетное число циклов, подсчитанное выше: для шестерни
Zpaw = 5,7-107, колеса Z^ = 9,1 • 10е; коэффициенты приве-
дения по табл. 9 <рс 1.
Расчетный предел выносливости материала колеса по формуле
(38)
о-1 = о_1ВЛелфс = 3450-1 • 1 • 1 = 3450 кгс/см9,
где ел = е„ = 1 приняты согласно стр. 19, величина oLi =
= 3450 кгс/см9 по табл. IV.
Расчетный предел выносливости материала шестерни, подсчи-
танный аналогично, а_х = 3200 кгс/см9.
Пределы прочности и пределы текучести принимаем по табл. III
и IV:
для шестерни
<ув — 10 000 кгс/см9, ат = 9300 кгс/см9;
для колеса
ов = 8000 кгс/см9, ат = 6600 кгс/см9.
По табл. 10 принимаем коэффициент концентрации напряже-
ний kU3 = k' = 1,5.
Запас прочности по усталостному разрушению по формуле
(33):
в зубьях шестерни
- 1 - 1 _ и о.
Пиз~ Оср <3а 468 468
“оГ'+‘а7*“э Т00бб + 3200 1,6
в зубьях колеса
Пиз 345 345 5,2‘
8000 + 3450
88
Запасы прочности относительно предела текучести:
для шестерни
/?у —
ат
°из
9300
= 9,9;
для колеса
Му —
6600 Q.
690 ~У’
Наименьшие допустимые запасы прочности по табл. 12: для
шестерни п = пт = 1,6, для колеса п — пт — 1,9.
Определение размеров второй передачи. В виде примера опре-
деление размеров этой передачи рассмотрим для случая приме-
нения шестерни с поверхностной закалкой зубьев.
Принятый материал шестерни — сталь марки 45, колеса —
стальное литье марки 55Л; термическая обработка зубьев ше-
стерни — поверхностная закалка, зубьев колеса — нормализа-
ция. Принятое передаточное число передачи z2 - 5,2. Число обо-
ротов шестерни п2 = Н5 об/мин, колеса п8 = 22,1 об/мин.
Допускаемые контактные напряжения в зубьях колеса по
табл. 34 [ок] — 7800 кгс/см2.
Твердость зубьев шестерни после термообработки выбираем
таким образом, чтобы при действии контактных напряжений
они были равнопрочны зубьям колеса. Исходя из этого условия,
по формуле (97) имеем
цп ____ ft _ 2-7800
ПО ~ ~54вГ ~ 54-0,9
= 320.
Поправочный коэффициент 0О и запас прочности п = 2 в данном
случае приняты по диаграмме рис. 8 и стр. 46. Окончательно при-
нимаем для шестерни НВ — 320 ч-350.
Колеса выполняются с прямыми зубьями, класс точности пе-
редачи — третий.
Необходимое межцентровое расстояния по формуле (1) табл. 21
4=ii5(;+')v/^S
= 115(5,2+ 1)^та^»55г = 40.7
где Мш = 20 500 кгс-см — расчетный момент на валу шестерни.
Окончательно принимаем А = 400 мм.
Необходимая ширина шестерни при найденном межцентровом
расстоянии по формуле (91)
Ь = фД = 0,35-407 «=! 140 мм.
89
Диаметр начальной окружности шестерни по формуле (90)
, 2А 2.400 1оп
~ i 4-1 5,2 + 1 2§
Предел выносливости материала шестерни по табл. II а’_х —
= 2500 кгс/см2.
Допускаемые напряжения по формуле (41) при пульсирующем
цикле при [ст] = [стыэ]
Mai.! 1,4-2500 lonn , „
[а«3] [п] k' 1 6-1 8 200 .
Коэффициент k' и запас прочности [п ] предварительно выбраны
по табл. 10 и 12.
Необходимая величина ту по формуле (13) табл. 21 при М =
= Мш
21,ЗМшй 21,3-20 500.1,3 о со
тУ = ~1ЬЫ = 12.9.14.1200 = 2’62’
При этом подсчете коэффициент k принят согласно стр. 45.
По диаграмме рис. 7, а этой величине ту при диаметре ше-
стерни dM = 140 мм соответствует наименьший модуль т 6;
по табл. 35 принимаем модуль т = 8 (из 1-го ряда модулей).
Число зубьев шестерни при этом модуле
г == ^ = «16.
ш т 8
Окончательную корректировку выбранного числа зубьев шестерни
и выбор числа зубьев колеса производим, исходя из принятого
межцентрового расстояния по суммарному числу зубьев гс, кото-
рое должно быть целым числом. В рассматриваемом случае
Число зубьев колеса
гк = гс — гш — 100 — 16 = 84,
что соответствует ранее принятому передаточному отношению
I = 5,2.
Окончательно принятый диаметр начальной окружности ше-
стерни
Лш— 2шт = 16-8 = 128 мм.
Диаметр начальной окружности колеса
DK -- 84-8 = 672 мм.
Поверочный расчет передачи на изгиб аналогичен рассмотрен-
ному выше для первой ступени.
90
6. РАСЧЕТ ВАЛОВ
Порядок расчета всех валов рассматриваемого механизма оди-
наков, поэтому далее ограничимся только расчетом первого вала;
его расчетная схема приведена на рис. 14.
Расчетные нагрузки. Согласно стр. 49, расчет вала производим
по наибольшему моменту от веса поднимаемого груза М± = Мш —
— 3400 кгс-см. При действии этого момента вал будет изгибаться
тремя составляющими усилия,
действующего на зуб шестерни:
окружным усилием
р = 2М,= 13400 _985
dM 6,9
осевым усилием
Ро = р tg р - 985 tg 16° 15' =
= 285 кгс,
радиальным усилием
p»“S7t8“
“йда^20"-370 ^.
где р — принятый угол наклона
зубьев шестерни;
а — стандартный угол зацеп-
ления.
Согласно стр. 49, дальнейший
расчет вала проводим только
по окружному усилию, которое
увеличиваем на 5% (чтобы
учесть влияние радиальной и
осевой составляющих).
Определение размеров вала.
Р-985
Рис. 14. Расчетная схема первого вала
редуктора
Расчет производим на усталост-
ную прочность в сечениях /—/ и //—// (рис. 14).
Нагрузки на опоры вала от окружного усилия
Ra = Р^т = 985 S = 288
I ozo
RB = Р — Ra = 985 — 288 = 697 кгс.
Изгибающий момент в сечении II—II
MU9 = 1,05/?л/х = 1,05-288-23 = 6950 кгс-см.
91
Приведенный момент по формуле (5) табл. 22 при Мкр =
мпр = У М2из + (аМкр)2 = /б950а + (0,7-3400)8 = 7350 кгс-см.
Коэффициент а = 0,7 принят согласно стр. 49, исходя из пульси-
рующего цикла.
В качестве материала вала принята сталь 40Х (вал выполнен
за одно целое с шестерней); с пределом выносливости о^_1 —
= 3200 кгс!см2.
Допускаемые напряжения при изгибе по формуле (39) при [а] =
= [°из]
Г 1 ст-1 3200 ОЛА , 9
[Сиз! — [Я]£/ — it6.2,5 ~ 800 кгс!см .
Запас прочности п и коэффициент k' приняты по табл. 12 и 10.
Необходимый диаметр вала по формуле (7) табл. 22
. _1/ Мпр V 7350
d У 0,1 [оиз] г 0,1-800 “ 4,5 СМ-
В сечении /—I вал нагружен только крутящим моментом.
Предел выносливости материала вала при кручении по табл. III
tL] = 2100 кгс/см2. Допускаемое напряжение при пульсирующем
цикле по формуле (41)
М = -ТЛТ" = -TT W =735 кгс1см2-
Необходимый диаметр вала по формуле (4) табл. 22
, _ _ -3/"-3400- _
d ~ г 0,2 (т] “ V 0,2-735 — 2,9 СМ-
Окончательно принятые размеры вала приведены на рис. 15.
Поверочный расчет вала. Этот расчет производим в местах
предполагаемого действия наибольших напряжений (с учетом кон-
центрации). Такими местами являются сечения /—I, II—II и
III—III, показанные на рис. 15.
Принятый диаметр вала в сечении I—I d = 30 мм. Напряже-
ния в этом сеченйи при действии момента Л4Х — Мкр —
— 3400 кгс-см по формуле (3) табл. 22
Мкр 3400
Т = 0,2d8 ' 0.2-38 ~ 339 кгс/см2.
Согласно стр. 49, принимаем, что эти напряжения будут изменяться
по пульсирующему циклу. Среднее напряжение и амплитуда по
формулам (31) и (32) при ттах = т; тт1п = 0
хср — та = = 315 кгс/см2.
92
Величина масштабного коэффициента по табл. 8 8М = 0,75.
Коэффициент чистоты поверхности, согласно стр. 18, еп = 0,85.
Коэффициент срока службы при принятом выше числе циклов
(стр. 78) ZPac4 — 1,3-10® по табл. 9 <рс = 1,7.
Расчетный предел выносливости по формуле (38)
Т-1 = rLis^entpc = 2100 • 0,75-0,85-1,7 = 2280 кгс/см2.
В сечении /—/ расположен шпоночный паз и в сечении II—II
имеется галтель радиусом г = 2 мм. Коэффициент концентрации
напряжений в сечении I—I по табл. IX kKp = 2,1.
Рис. 15. Первый вал редуктора механизма подъема рассчитываемого крана
г 2 D 40
В сечении II—II (галтель при —Г = — 0,07 и —т- = -^ =
1 a oU a oU
= 1,33) по табл. VIII kKp = 1,42.
Дальнейший расчет производим по наиболее опасному (с наи-
большим коэффициентом концентрации) сечению I—I.
Предел прочности материала вала при кручении согласно
табл. 7
тв = 0,6ов — 0,6 -100 = 60 кгс!мм2,
где ов — предел прочности материала на разрыв, принятый по
табл. III.
Запас прочности по усталостному разрушению в рассматривае-
мом сечении по формуле (34)
„ __ 1 1 _о о
кр ~ ЪР Та ~ 315 315 ~ Z>°-
'тГ+т^1А:'ср 6000 + 2280 2,1
Запас прочности относительно предела текучести тт —
— 5100 кгс/см2 (табл. III) по формуле (26)
93
Наименьший допустимый запас прочности по табл. 12 п = пт =
= 1,6.
Изгибающий момент в сечении ///—///
Миз = Ra (/1 — -|-) = 288 (23 — = 5640 кгс-см,
где b = 75 мм — ширина шестерни (рис. 15).
Принятый диаметр вала в этом сечении d = 50 мм. Напряже-
ния от изгиба по формуле (1) табл. 22
(Jua = q цз = о 1- 53 443 кгс!см .
Эти напряжения будут изменяться по симметричному циклу.
Среднее напряжение и амплитуда цикла по формулам (31) и (32)
Оср = 0; Оа = = .443-^-443) = 443
Коэффициент концентрации напряжений (галтель с радиусом
г = 2 мм; -j- = — 0,04 при = 1,23) по табл. VIII:
при изгибе = 2,45, при кручении kKp = 1,7.
Масштабный коэффициент по табл. 8 ем = 0,7. Коэффициент
срока службы при изгибе и найденном выше (стр. 78) расчетном
числе циклов Z^^ = 5,7 • 107 равен фс = 1.
Расчетный предел выносливости при изгибе по формуле (38)
о-1 — oL^Sntpc = 3200-0,7-0,85-1 = 1910 кгс/см*.
Запас прочности по усталостному разрушению при изгибе по фор-
муле (33) при аср = 0
1
Пиа~ <Jcp oa ~ 443 “ 1>75-
+ Т9Г02’45
Напряжения от кручения по формуле (3) табл. 22
Мкр 3400
Т = о,2б/3 0,2 .5» = 133 кгс/см .
В рассматриваемом сечении эти напряжения изменяются по пуль-
сирующему циклу. Среднее напряжение и амплитуда по формулам
(31) и (32) при ттах = т и тт1п = 0
= та = 4- = = 68 кгс/см*.
г 4 4
94
Запас прочности по усталостному разрушению при кручении по
формуле (34)
Пкр = ~р Та = "б8 68 = 15,5-
~Ъ+Т^ккр 6000 + 2280 1,7
Приведенный запас прочности
формуле (36)
по усталостному разрушению по
п =
J
2 15,52
1,75.
Приведенный запас прочности относительно предела текучести
ат = 9300 кгс/см2, по формуле (30)
пт = ... = г 9300 = 15,9.
|/о^ + 4т2 /4432 + 4.1362
Наименьшие допустимые запасы прочности по табл. 12 п — пт =
= 1,6.
7. РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ РЕДУКТОРА
Ниже приводится расчет опорных подшипников первого вала
редуктора, который выполнен двумя методами, указанными на
стр. 52, — по наибольшей и эквивалентной нагрузкам. Расчет
остальных подшипников аналогичен.
Расчет по наибольшей нагрузке. Нагрузки на опоры вала от
окружных усилий, подсчитанные выше: RA = 288 кгс; RB =
= 697 кгс. Расчетные нагрузки
RA = \№Ra = 1,05-288 = 303 кгс;
RB = 1,05-697 = 735 кгс.
Коэффициент 1,05 учитывает влияние радиальных усилий.
По конструктивным соображениям оба подшипника приняты
одинаковыми. Поскольку в рассматриваемом механизме момент
будет постоянного знака, угол наклона зубьев шестерни выбран
таким образом, чтобы осевая нагрузка PQ = А = 285 кгс целиком
передавалась на менее нагруженную опору А (рис. 14).
Принятый тип подшипников — радиально-упорные по ГОСТу
831—62. Коэффициент приведения осевой нагрузки к радиальной
для этих подшипников по табл. 42 m = 0,7, кинематический коэф-
фициент, согласно стр. 53, принятравным единице (вращается вну-
треннее кольцо).
95
Таблица 42. Коэффициент Ш приведения осевой нагрузки
к радиальной для подшипников качения
Типы подшипников Серии и номера подшипников т
Шарикоподшипники радиальные однорядные всех серий 200, 300 и 400 1,5
Шарикоподшипники радиально- упорные однорядные 36 000 1,5
46 000 0,7
66 000 0,5
Роликоподшипники радиальные сферические на закрепительных втул- ках и без них 3500 и 13 500 4,5
3600 и 13 600 3,5
Конические подшипники: с нормальным углом конус- ности 7200 и 7500 1,5
7300 и 7600 1,8
с большим углом конусности 27 300 0,7
Расчетная нагрузка по формуле (111) при R — Ra’>
на опору А
Ррасч — (R'AkK + mA) kd = (303-1 + 0,7*285) 1,2 = 605 кгс-,
на опору В
Ррасч — РвМд = 735-1 • 1,2 = 885 кгс.
В этих формулах kd = 1,2 — динамический коэффициент, приня-
тый по табл. 23.
Дальнейший выбор подшипников производим по наибольшей
расчетной нагрузке Ррасч = 885 кгс, исходя из условного числа
часов работы подшипника за весь срок службы для среднего ре-
жима работы h = 4000 (см. табл. 14). Число оборотов рассчитывае-
мого вала (стр. 77) и, = 715 об/мин.
Необходимый коэффициент работоспособности при выбранном
числе часов работы по формуле (113)
с = Ррасч (nh)0,3 = 885 (715 -4ООО)0,3 = 77 000.
При принятом диаметре цапфы вала d — 40 мм этому коэффициенту
соответствует подшипник № 46408 тяжелой серии по ГОСТу
831—62 (табл. XVII) с коэффициентом работоспособности С =
= 88 000.
Расчет по эквивалентной нагрузке. При этом расчете задаемся
гарантийным сроком службы подшипника. По табл. 14 этот
96
срок принят равным А = 10 лет, что соответствует числу часов
работы механизма (см. табл. 13) Т = 14 460.
Число часов работы подшипника за этот срок службы при про-
должительности включения е — 0,25, принятой выше,
h = Те = 14 460-0,25 = 3620 ч.
Коэффициент приведения к эквивалентной нагрузке при при-
нятых ранее коэффициентах использования крана ku = 0,5 и
kn — 0,4 по формуле (117)
фэ = У"(0,6&„ + 0,4) ku = ^(0,6-0,44-0,4)0,5 = 0,68.
Эквивалентная нагрузка по формуле (114) при Р — RB — 735 кгс
Ра — Р<ра — 735-0,68 = 500 кгс.
Расчетная нагрузка на подшипник при принятых ранее коэффи-
циентах kK и kd
Ррасч = PakKkd — 500-1 • 1,2 = 600 кгс.
Необходимый коэффициент работоспособности подшипника по
формуле (113)
с = Ррасч («Л)0,3 = 600 (715 -362О)0,3 = 38400.
В рассчитываемом редукторе приняты подшипники средней се-
рии № 46308 с коэффициентом работоспособности С = 57 000
(табл. XVII).
Фактический срок службы выбранного подшипника с учетом
разницы в расчетном и принятом коэффициентах работоспособ-
ности
. 1.( Ск \з,зз / 57 000 \ 3,33
Ьф ~ \ с ) ~ 3620 ( 38 4оо) ~ 6 600 ч-
8. УЗЕЛ БАРАБАНА
Узел барабана (рис. 16) состоит из барабана 7, насаженного на
ось 5, вращающуюся вместе с барабаном, опорного подшипника 6
и специальной зубчатой муфты. Вращение от вала редуктора 2
передается на барабан через зубчатый диск 1, укрепленный на
валу редуктора и сцепляющийся с венцом 4, жестко связанным
с барабаном. Одной опорой оси служит подшипник 6, другой —
опорное кольцо 3, входящее в выточку вала редуктора.
Расчет барабана. В качестве материала барабана принят чугун
марки СЧ 15-32 с пределом прочности на сжатие ав = 7500 кгс/см2.
Необходимая толщина стенки барабана определяется из рас-
чета на сжатие по наибольшему натяжению каната S = 2530 кгс
4 Н. Г. Павлов 1051
97
(стр. 71). Допускаемые напряжения сжатия выбираем из условия
статической прочности
1<W1 ~ — тг ~ 1750 кгс!см2.
1 с [п] 4,3
Запас прочности [п] принят, согласно стр. 60.
Необходимая толщина стенки барабана
. S 2530 п _
S 2-1750 - °’7 СМ’
где t — шаг нарезки (стр. 74).
Расчет диаметра барабана и длины его нарезной части приведен
выше на стр. 73.
Рис. 16. Узел барабана тележки рассчитываемого крана
Расчет оси барабана. При выбранном типе сдвоенного полис-
паста (см. рис. 12) положение равнодействующей натяжений каната
относительно опор оси остается неизменным. Величина этой равно-
действующей
R = 2S = 2-2530 = 5060 кгс.
Нагрузка на опору А оси при положении равнодействующей,
указанном на рис. 17,
= R йТТ. “ 5060 735TS75 “ 2220
на опору В
%в = r __ ra = 5060 — 2220 = 2840 кгс.
Нагрузка на ступицу D барабана (равнодействующую этой
нагрузки полагаем приложенной к середине ступицы)
RD = R 4-= 5060 = 2340 кгс\
I УУО
98
на ступицу С
Rc = R — Rd = 5060 - 2340 = 2720 кгс.
Изгибающие моменты:
в точке D (середина левой ступицы барабана)
Миз — RaIi = 2220-20 = 44 400 кгс-слт,
в точке С (середина правой ступицы барабана)
Л4„3 = (/2 — /8) Rb = (57,5 — 46) 2840 = 32 700 кгс-см.
Принятый материал оси —
сталь 45.
Допускаемые напряжения на
изгиб по формуле (39) при симме-
тричном цикле при [о] = [стиз]
[ofjsl — k, — i(6.2 —780 кгс/см .
Коэффициенты [п] и k' приняты
согласно табл. 12 и 10.
Необходимый диаметр оси в точ-
ке/) по формуле (2) табл. 22
я - 7/JZ - -,3лтпоо~ _
V 0.1 [au3] “ V 0,1-780 -
Рис. 17. Расчетная схема оси бара-
бана
= 8,3 см.
Принятый диаметр оси в этом сечении d — 95 мм, остальные
размеры показаны на рис. 18. Ось проверяем в сечениях, для кото-
рых возможен максимум (с учетом концентрации) напряжений.
Такими сечениями являются I—I, II—II, III—III и IV—IV.
Изгибающий момент в сечении I—I Миз — 44 400 кгс-см.
Напряжения от изгиба в этом сечении при принятом диаметре
оси d — 95 мм по формуле (1) табл. 22
Л4ЦЗ 44400 г1с , 2
°“3 — 0,1 d3 “0,1.9,53 “ ° 6 «^с/слг .
При вращении оси эти напряжения будут изменяться по симме-
тричному циклу.
Среднее напряжение и амплитуда цикла по формулам (31) и
(32) при ошах = —omln = аиз
аср = 0; оа = стиз = 516 кгс/см2.
Величина масштабного коэффициента гм при диаметре оси d —
= 95 мм по табл. 8 гм — 0,7. Коэффициент чистоты поверхности
согласно стр. 18 ел = 0,85, коэффициент срока службы при расчет-
ном числе циклов ZpaCI(3 = 1,75-10® (стр. 78) <рс = 1,24.
99
Расчетный предел выносливости материала по формуле (38)
о-1 = о-\ъмгпц>с = 2500-0,7-0,85-1,24 — 1850 кгс/см2.
Запас прочности по усталостному разрушению [формула (33)]
при оср = 0
„ 1 _ 1
Пиз ~ Ър Ча ~ 516 “ °’D-
—+ — Йиэ 185О‘«
В рассматриваемом сечении коэффициент концентрации kU3 =
= 1 (гладкий вал).
145 110
Ш\ |7 IV П
200 , | ________995________ |,
Рис. 18. Чертеж оси барабана
Запас прочности относительно предела текучести ат —
= 4300 кгс/см2 (табл. II)
Наименьшие допустимые запасы прочности по табл. 12 [и] =
= [пг ] - 1,6.
Изгибающий момент в сечении IV—IV
Mtt3 = RA(l^-^)-RD-^ =
= 2220-25,5 — 2340-5,5 = 43 700 кгс-см,
где 1С — длина ступицы барабана.
Принятый диаметр оси в этом сечении d = 92 мм.
Напряжения в сечении по формуле (1) табл. 22
7ИОЭ 43 700 ссп „„ , .
^из — 0,1 (Р — о, 1 • 9,23 — ^60 кгс/см .
Среднее напряжение и амплитуда цикла
— 0; ов = 560 кгс/см2.
10Q
Коэффициент концентрации напряжений при ~ =
-у- <1,1 и <тв = 61 кгс/мм2, kug = 1,85 (табл. VIII).
Запас прочности по усталостному разрушению по формуле (33)
п ___ ______1_____ __ 1 _ 1 о.
иа Оср Oa . “ 560 “ 1>й>
+ Isso’85
запас прочности относительно предела текучести
от 4300 „ „
пТ = 7Г-= ТаТГ = 7»7-
виз 560
Аналогично подсчитываются запасы прочности и для осталь-
ных сечений.
Расчет соединительной муфты. В муфте использовано стан-
дартное зацепление зубчатых муфт (табл. XXII). Момент, переда-
ваемый муфтой, М — М3 — 103 000 кгс-см. Расчетный момент
по формуле (124)
Мрасч — Mktk2 = 1030-1,6-1,2 = 1980 кгс-м,
где k± и k2 — коэффициенты, учитывающие степень ответствен-
ности и условия работы муфты, принятые по табл. 25.
Учитывая большую ответственность муфты, согласно стр. 58,
коэффициент ki увеличиваем на 20% по сравнению с указанным
в табл. 25.
По табл. XXII моменту МраСЧ соответствует стандартное зацеп-
ление № 8 с модулем m = 4 и числом зубьев г = 62, ширина зуба
b = 35 мм.
Опорный подшипник оси барабана рассчитывается по радиаль-
ной нагрузке Рр = RA = 2220 кгс, подсчитанной выше. Этот рас-
чет аналогичен рассмотренному для вала редуктора.
9. СОЕДИНИТЕЛЬНАЯ МУФТА МЕЖДУ ДВИГАТЕЛЕМ И РЕДУКТОРОМ
Эта муфта (рис. 19) выполнена с тормозным шкивом, насажен-
ным на вал редуктора. Принятый диаметр шкива DT = 300 мм,
общий маховой момент муфты по табл. XXIV GQ'M = 1,4 кгс-м2.
Маховой момент правой половины муфты (тормозной шкив),
насаженной на вал редуктора, GDmi принимаем равным 60% от
общего махового момента муфты
GD2M1 = 0,6G£>I = 0,6-1,4 = 0,84 кгс-м2.
Маховой момент левой половины муфты, насаженной на вал дви-
гателя,
GD2m2 = 0,4GD2m = 0,4-1,4 = 0,56 кгс-м2.
101
Суммарный маховой момент левой половины муфты и ротора дви-
гателя
GD2 = GD2 + GD2m2 = 3 + 0,56 « 3,6 кгс-м2,
где GDp = 3 — маховой момент ротора (стр. 75).
Расчетные нагрузки. Согласно стр. 15, эти нагрузки определяем
с учетом сил инерции исходя из трех основных случаев работы ме-
ханизма: торможения при остановке поднимаемого номинального
груза, пуска двигателя при подъеме этого груза и торможения не-
нагруженного механизма. Время торможения механизма в первом
Рис. 19. Втулочно-пальцевая муфта с тормозным шкивом
и третьем случаях равно (стр. 117) tm — 0,14 и tm = 0,21 сек. Время
пуска двигателя при подъеме груза (стр. 76) tn — 0,85 сек.
Момент, передаваемый муфтой при остановке поднимаемого
груза, по формуле (10) при GD2 = GD2 и tH = tm
.. GL)2cn 3,6715 .о„
М“~1ЯьГт~ 375-0,14 “ 48,2 кгс‘м-
Маховой момент передач, полумуфты вала редуктора и груза
GDqi = GDo —GD? = 5,7 —3,6 = 2,1 кгс-м2,
где GDI — маховой момент механизма (см. стр. 76).
Момент сил инерции, передаваемый муфтой при пуске,
, GD^n 2,1-715 . _
М“~ 375~ 375-0,85 ~ 4’7 кгс'м-
Рабочий момент от веса поднимаемого груза, приведенный
к валу двигателя (стр. 76), = 34 кгс-м.
Момент, передаваемый муфтой при пуске,
Д4,и — Л4рв 4* Ми = 34 4- 4,7 — 38,7 кгс-м.
102
Момент, передаваемый муфтой при торможении ненагружен-
ного механизма, по формуле (10)
3,6.715 , 0О _
Мм~ 375tm~ 375-0,21 ~ * 32,5 кгс'м-
Знак этого момента зависит от направления вращения двигателя —
на подъем или спуск.
Дальнейший расчет производим (условно) по наибольшему и
наименьшему из найденных моментов Л4гаах = Ми = 48,2 кгс-м
и Л4т(п == —32,5 кгс-м.
б)
\Р=!35
^шшпЬдпш
''~-20 —
^*1-40---*
Рис. 20. Схемы к расчету втулочно-пальцевой муфты
Для подсчета общего числа нагружений по табл. 14 принимаем
расчетный срок службы А = 20 лет.
Число часов работы муфты при этом сроке службы по табл. 13
Т = 28 920.
Расчетное число нагружений в этом случае должно быть опре-
делено, исходя из числа включений. По табл. 15 это число вклю-
чений ZeK = 120 в час.
Расчетное число нагружений муфты за весь срок службы при
симметричном цикле условно принимаем равным
Zpac4 = 0,5TZe« = 0,5-28920.120 = 1,74.10е.
Расчет пальца и втулки. Предварительно принятые размеры
пальца и его расчетная схема приведены на рис. 20.
Наибольший расчетный момент, передаваемый муфтой,
Мрасч = Л4тах^ = 48,2-1,5 = 72,4 кгс-м,
где kd — 1,5 — динамический коэффициент, принятый согласно
стр. 13.
Наименьший расчетный момент
Мрасч = — 32,5-1,5 = — 48,8 кгс • м.
103
Пальцы числом г = 6 расположены по окружности диаме-
тром D = 180 мм. Расчетное усилие, действующее на палец:
наибольшее
2-7240
-Tg -y- = 135 кгс;
2 М расч
Dz
наименьшее
п 2-4880 ПЛ
Р =------tq-t- = — 90 кгс.
1о*0
Изгибающие моменты в сечении /—/:
наибольший
Мш = Р = 135 = 270 кгс-м;
наименьший
М'иэ = — 90-^- — — 180 кгс-м.
Принятый диаметр пальца d = 20 мм.
Наибольшее и наименьшее напряжения в пальце
tfmax = оД> = = 340 Кгс/CM2;
tfrnin = — од^з = — 225 кгс!СМ2.
Среднее напряжение и амплитуда цикла по формулам (31) и
(32)
<Тср = qmax + Omm = 340 - 225 = 5g ^/^2.
= Pmax-^min. = 340 - (-225) =
2 2
Принятый г^атериал пальца — сталь 45, с пределом выносли-
вости «Li = 2500 кгс/см2, 'пределом прочности ств = 6100 кгс!см2 и
пределом текучести аг = 4300 кгс!см2.
Коэффициент срока службы при принятом расчетном числе
циклов Zpac4 = 1,74-10е по табл. 9 <рс = 1,24; масштабный коэф-
фициент и коэффициент чистоты поверхности, согласно табл. 8
и стр. 18, е„ = 0,89 и е„ = 0,85.
Расчетный предел выносливости по формуле (38)
ст-1 = <3—1гмгп^с = 2500-0,89-0,85-1,24 = 2350 кгс/см2.
Запас прочности по усталостному разрушению по формуле (33)
„ __________________}______________!________од
из ~ Сер оа ь - 58 282 -
ав +a_i из 6100 + 2350 1,7
104
где ku3 = 1,7 — эффективный коэффициент концентрации напря-
жений, принятый по табл. VIII для размеров сопряжения в опас-
ном сечении, указанных на рис. 20 =1,5 и -^- =
= = 0,075) .
Запас прочности относительно предела текучести
п — — — 4300 — 12 6
т о ~ 340 ~ 12>ь
Наименьшие допустимые запасы прочности по табл. 12 п =
= пт = 1,6.
Напряжения смятия.между пальцем и втулкой
° см = — 16,9 кгс/см*.
см dl 2-4 ’
Наибольшая допустимая величина этих напряжений для резино-
вых втулок, согласно стр. 58, [аСЛ(] = 20 кгс/см*.
Вариант установки зубчатой муфты (взамен втулочно-пальце-
вой). Исходя из принятого диаметра тормозного шкива
(табл. XXIII), выбираем муфту с наибольшим расчетным момен-
том Мм — 320 кгс-м и маховым моментом GD2, = 1,85 кгс-м*.
Маховой момент левой полумуфты, насаженной на вал двигателя,
принимаем равным GD2Mi = 0,25 кгс-м*, правой полумуфты
GDm2 = 1,60 кгс-м*. Время торможения при ненагруженном меха-
низме, подсчитанное аналогично приведенному йа стр. 117, tm =
= 0,23 сек, при подъеме груза tm = 0,15 сек.
Суммарный маховой момент левой полумуфты и ротора двига-
теля
GD2 = GD2p + GD2mX = 3 -J- 0,25 = 3,25 кгс-м*.
Момент сил инерции, передаваемый муфтой при торможении не-
нагруженного механизма, по формуле (10) при GD2 = GD2
.. GDcn 3,25.715 о_
~ 375 tm ~ 375-0,23 ~ ± 27 кгс'м-
Избыточный (момент сил инерции) момент при пуске для случая
подъема номинального груза (стр. 76)
Ми — Мтах— МРб = 59 — 34 = 25 кгс-м.
Общий маховой момент механизма и полумуфты в данном случае
будут равны GDq = 6,2 кгс-.и2 и GD2M% — 2,95 кгс-м2.
Момент сил инерции, передаваемый муфтой,
Ми = Ми = 25 = 12 кгс-м.
GDq
105
Наибольший момент, передаваемый муфтой при пуске,
Мм = Мрб + Ми = 34 + 12 = 45,7 кгс-м.
Момент сил инерции, передаваемый муфтой в случае торможения
поднимаемого номинального груза по формуле (10) при GD2 =
= GD2,
„ GD2cn 3,25-715 .. .
М“~ 375tm ~ 375-0,15 — 4 ’4 кгс‘-м>
За расчетный принимаем наибольший из найденных моментов
Мрасч = = 45,7 кгс-м. Момент, по которому должна быть вы-
брана зубчатая муфта, согласно формуле (124) равен
Мрасч = Muk^ = 45,7-1,3-1,2 = 71,3 кгс-м.
Коэффициенты k± и k2 приняты по табл. 25.
Величина найденного момента меньше предельно допускаемого
для выбранной муфты (Л4тах = 320 кгс-м). Таким образом, эта
муфта удовлетворяет условиям прочности.
10. РАСЧЕТ ПОДВЕСКИ КРЮКА
Конструкция подвески. На рис. 21 приведены две принципиаль-
ные схемы подвесок, обычно применяемых в кранах общего назна-
чения: с верхним (рис. 21, а) и нижним (рис. 21, б) расположением
блоков. При второй схеме, при-
нятой в рассчитываемом кране,
можно значительно уменьшить
величину подхода крюка к бара-
бану, что в ряде случаев имеет
существенное значение; однако
эта схема может быть применена
только при четном числе блоков.
При числе блоков более четырех
подвеска становится слишком гро-
моздкой.
На рис. 22 приведен чертеж
подвески рассчитываемого крана.
Она состоит из крюка 6’, на наре-
занную часть которого навинчена
гайка /, опирающаяся на шари-
ковый упорный подшипник 2. Под-
шипник позволяет легко поворачивать поднятый груз в нужное
положение. По правилам Госгортехнадзора устройство такой
опоры обязательно при грузоподъемности крана от 3 ж и выше.
Подшипник 2 опирается на поперечину 4, на цапфах которой вра-
щаются блоки полиспаста, установленные на шарикоподшипниках.
106
Рис. 21. Схемы подвесок крюков
540
Рис. 22. Общий вид под-
вески рассчитываемого
крана грузоподъемностью
10 тс
л • 4,842
4
согласно стр. 59 [crJ = 500-5-
Для безопасности работы и предохранения канатов от выпа-
дания блоки закрыты специальными сварными кожухами 5.
Смазка подшипников блоков — консистентная при помощи масле-
нок 7, ввернутых в торцы цапф поперечины. Войлочные уплотни-
тельные кольца 3 служат для предохранения от вытекания смазки
из подшипников.
Расчет крюка. Исходя из заданных грузоподъемности Q =
— 10000 кгс и среднего режима работы по ГОСТу 6627—63
(табл. XIV) выбираем однорогий крюк № 16 грузоподъемностью
10 тс. В качестве материала крюка, согласно стр. 59, принята
сталь 20 с пределом выносливости — 1200 кгс!см?, пределом
прочности ств = 4200 кгс/см? и пределом текучести <тг = 2500 кгс/см?.
Нарезка шейки крюка — метрическая М56 с внутренним диаме-
тром dg = 48,4 лии. Выбранные размеры крюка проверяем в сече-
ниях /—/, II—II и ///—/// (рис. 22).
В сечении /—/ шейка крюка работает на разрыв. Напряжения
в этом сечении при внутреннем диаметре нарезки de = 4,84 см
а = ® = 10000 = K4R
4
Допускаемые напряжения
4-600 кгс/см?.
Согласно стр. 59, шейку дополнительно проверяем на устало-
стную прочность.
По табл. 14 принимаем срок службы крюка А = 20 лет.
Число часов работы крюка при этом сроке службы по табл. 13
Т = 28920, расчетное число циклов ац = 25 (табл. 15), число на-
гружений за один цикл принято ан = 1.
Общее число нагружений крюка за принятый срок службы
по формуле (46)
Zo = Тацан = 28 920 • 25 • 1 = 7,25 • 10Б.
Коэффициент приведения к расчетному числу циклов по фор-
муле (53)
Ф„р= 1,2/г„/г„= 1,2-0,5-0,4 = 0,24.
Расчетное число циклов по формуле (43)
Zpac4 = = 7,25- 10s • 0,24 = 1,44-106.
Этому числу циклов по табл. 9 соответствует коэффициент срока
службы фс = 1,65.
Расчетный предел выносливости по формуле (38)
a_t = — 1200-1 • 1 • 1,65 = 1980 кгс/см?.
Коэффициенты ем и еп приняты равными единице согласно стр. 19.
108
Среднее напряжение и амплитуда цикла по формулам (31)
и (32) при пульсирующем цикле (CTmin = 0; omax = стр)
<JCP = = -у- =» = 273 кгс!см2.
Коэффициент концентрации напряжений в резьбе, согласно
табл. XI, kU3 = 4,1 (для накатанной резьбы).
Запас прочности по усталостному разрушению аналогично
формуле (33)
________1 _ 1 _ . fi
Пр~ °£Р.+ _2з_йо ~ 273 | 273 41
0в + а_! р 4200 + 1980 ’
где kp — kU3 — коэффициент концентрации напряжений.
Запас прочности относительно предела текучести ат =
= 2500 кгс'см2
[п] = [пт] = 1,6.
из расчета крюка
от 2500 . с
пт = —— — -s-r=- = 4,6.
1 ор 545 ’
Допустимые запасы прочности по табл. 12
Напряжения в сечении //—// определяем
как бруса с криволинейной осью. Форма и размеры сечения при-
ведены на рис. 23. В дальнейшем расчете это сечение заменяем
равновеликой трапецией, как показано на рисунке. Площадь полу-
ченной трапеции
f = б1 + 62 h = 2,2+ 7,5 9>2 = 44>6 сл<2
Положение центра тяжести сечения относительно крайних воло-
кон
2br + b2 h 2* 2,2 + 7,5 9,2 о
62 = Ь, + ьг ' ‘ Т = ~ 2,2 + 7,5 ' ~ = 3’76 СМ>
ех = h — е2 = 9,2 — 3,76 = 5,44 см.
Радиус кривизны крюка (расстояние от центра зева до центра тя-
жести)
г = ~ + е2 = -У- + 3,76 = 9,26 см,
где D — диаметр зева, принятый по табл. XIV.
Коэффициент кривизны в рассчитываемом сечении определяем
по формуле
4 = О. +\)9 {[^ + '.)] 1 -
- (272 +^5) 9.2 { [2’2 + —5Г2 <9.26 + S.44)] X
Х1П 9^-Й< -(7.5-2,2)}-1^0,1.
109
Напряжения в сечении II—II
2Qe2 2-10 000.3,76 , сол , ,
а«з ~ kfD ~ 0,1-44,6.11 —1520 кгс/см.
Напряжения в сечении ///—/// подсчитываются при наиболее
опасном предельном положении штропов под углом 45° к верти-
кали (рис. 24). Горизонтальная составляющая натяжения этих
штропов
Qi = -у- tg45° = tg 45° = 5000 кгс.
Рис. 23. Размеры и конфигурация
опасного сечения крюка
Рис. 24. Схема к расчету вертикаль-
ного сечения тела крюка
Размеры сечения ///—/// примерно равны сечению //—//,
соответственно для этого сечения k = 0,1 и f = 44,6 сл2.
Напряжения изгиба от составляющей Qx
2Qlei 2-5000.3,76 . 2
а«з — kfD — 0,1.44,6-11 — 7^0 кгс/сл .
Дополнительно в сечении III—III будут действовать напря-
жения среза от силы Q = 10 000 кгс. Величина этих напряжений
, Л . = !И кгс/смг.
F 44,6
Суммарное напряжение в сечении по третьей теории прочности
о = ]/о2э + 4т2 = К7702 + 4-2242 = 890 кгс/см*.
Допускаемые напряжения при одинаковых размерах сечений
//—II и III—III, согласно стр. 59, [<т] = 1500-ь 1600 кгс/см*.
ПО
Опорный подшипник и гайка крюка. В качестве материала
гайки принимаем сталь 45. Необходимая высота гайки при стан-
дартной метрической резьбе может быть определена из условия
Нг — 0,8d = 0,8 -56 = 45 мм,
где d — наружный диаметр резьбы.
Чтобы учесть необходимость установки стопорной планки для
предохранения гайки от отвинчивания (см. рис. 22) принимается
высота Нг = 75 мм.
Наружный диаметр гайки
Ог = l,8d = 1,8-56% 115 мм.
Исходя из диаметра шейки крюка (табл. XIV) = 60 мм, в рас-
считываемой подвеске в качестве опоры гайки выбран упорный
подшипник № 8312 средней серии по ГОСТу 6874—54
(табл. XVIII). Диаметр опорного кольца подшипника D = ПО мм,
высота подшипника 35 мм.
Поскольку вращение крюка является установочным, выбран-
ный подшипник должен удовлетворять только условиям статиче-
ской прочности. Наибольшая допускаемая нагрузка, исходя из
этого условия, по формуле (119)
Рс = kzd2 = 3,3 -14 • 18,262 = 15 500 кгс.
Число шариков г = 14 и их диаметр d — 18,26 мм приняты по
табл. XVIII, коэффициент k — согласно стр. 56.
Расчетная нагрузка на подшипник поформуле (121) при Pcm=Q
Ррасч — Qk’d = 10000-1,2 = 12000 кгс <15 500 кгс.
Здесь k’d = 1,2 — динамический коэффициент, принятый согласно
стр. 56.
Расчет поперечины. Расчетная нагрузка на поперечину Ррасч =
= Q' == 12000 кгс та же, что и на шарикоподшипник крюка.
Наибольший изгибающий момент в среднем сечении (рис. 25)
.. Ррасч! 12 000-30 ппллп
/И„, = - - 90000 кгс-см.
ин 4 4
В качестве материала поперечины принята сталь 45 с пределом
выносливости оС, = 2500 кгс/см2, пределом прочности <зв =
= 6100 кгс/см2 и пределом текучести от = 4300 кгс/см2.
Допускаемые напряжения при изгибе предварительно опреде-
ляем по.формуле (41) для пульсирующего цикла [о] = [оиз]
К,] = = 1090
111
Необходимый момент сопротивления среднего сечения
Г = = 82,6 см3.
[Оиз] 1090
При этом расчете запас прочности п и коэффициент k' приняты
по табл. 12 и 10.
Ширину поперечины определяем исходя из возможности уста-
новки опорного подшипника
В = D + (Юч-20) = 110 + 15 = 125 мм.
Рис. 25. Расчетная схема поперечины
Для установки крюка в попе,
речине предусмотрено отвер-
стие диаметром
do = + (24-5) мм —
— 60 + 4 = 64 мм,
где dx=60 мм — диаметр шейки
крюка (табл. XIV).
Необходимая высота попере-
чины при найденном моменте
сопротивления W и ширине В
У D — (Iq
т/ 6-82,6 п
= V 12,5 — 6,4 ~ 9 СМ-
Принято Н — 100 мм; остальные размеры, необходимые для
дальнейших расчетов, указаны на рис. 22.
Поверочный расчет поперечины производим в местах предпола-
гаемого максимума напряжений (с учетом концентрации). Такими
местами являются сечения IV—IV и V—V (рис. 22).
Момент сопротивления сечения V—V при принятых размерах
поперечины
г = = оад-мно!s 102
и о
Изгибающий момент, подсчитанный выше, Миз = 90000 кгс-см.
Напряжения от изгиба
Миз 90 000 ООЛ , ,
О из = —= -J02- = 880 кгс/см3.
Среднее напряжение и амплитуда при пульсирующем цикле по
формулам (31) и (32) при omln = 0, amax = orH3
Оср = Од = = 440 кгс/см3.
£ л
112
Ориентируясь на данные, приведенные в табл. X и 8, задаемся
коэффициентом концентрации = 1,8 и масштабным коэффи-
циентом вм = 0,7; коэффициент чистоты поверхности у места кон-
центрации, согласно стр. 18, е„ = 0,75.
Расчетный предел выносливости по формуле (38)
о , = а' ,8 8 <р = 2500-0,7-0,75-1,65 =2160 кгс/см?.
Коэффициент срока службы <рс = 1,65 принят тот же, что и при
расчете шейки крюка.
Запас прочности по усталостному разрушению по формуле (33)
1
^«3 —
вер ! ва h
-----— Киз
вв 0-1
_ 1
~ 440 , 440 f
6100 2160 ’
= 2,3.
Запас прочности относительно предела текучести
/2 у*
ат
виз
4300
880
= 4,9.
Изгибающий момент в сечении IV—IV (см. рис. 25 и 22)
Миэ = ^ - 1Р = 7,5 = 45 000 кгс-см.
Напряжения от изгиба
45 000 оол / о
°us = = о,1.8s ~ 880 кгс/см .
Среднее напряжение и амплитуда цикла
аср = оа — = 440 кгс/см?.
к 3
Коэффициент концентрации напряжений при = 0,04
и -2- = 1,25 по табл. VIII ku3 = 2,1.
а
Запас прочности по усталостному разрушению
п-----------------!_____—________!_____= 1 9
±1 . ±0.21
ав + а., Лиз 6100+ 2160
Допустимые запасы прочности по табл. 12 п = пт = 1,6.
Подшипники блоков. Нагрузка на один подшипник
Л Q 10 000 ОСпЛ
Qi = -%- = —= 2500 кгс.
113
Число оборотов блока при ранее принятом его диаметре D =
= 400 мм
пб = -Цг— • • тул — 23,1 об! мин,
° nD л0,4 ’
где vK — скорость каната.
В рассчитываемой подвеске блоки установлены на радиаль-
ных шарикоподшипниках. Так как число оборотов блока более 10,
подшипники должны быть выбраны по коэффициенту работоспо-
собности. Этот расчет аналогичен рассмотренному выше для пер-
вого вала редуктора.
11. РАСЧЕТ ТОРМОЗА
На рис. 26 приведены схемы двух наиболее часто встреча-
ющихся тормозов — длинноходового и короткоходового. В длинно-
ходовом тормозе (рис. 26, а) торможение осуществляется колод-
ками 7, шарнирно прикрепленными к вертикальным рычагам 9.
К тормозному шкиву колодки прижимаются грузом 6, установлен-
ным на конце рычага 4. Усилие от веса груза далее передается
на тягу 3 и через рычаг 2 и тягу 1 на вертикальные рычаги 9 и
колодки тормоза. Тормоз растормаживается электромагнитом 5
(табл. XXVII), параллельно включенным в цепь двигателя и при
выключении электродвигателя автоматически затормаживается.
Отход колодок при растормаживании тормоза регулируется бол-
тами 8, упирающимися в колодки при отходе их от шкива на за-
114
данный зазор. Недостатками длинноходовых тормозов являются
большие габариты и значительный мертвый ход рычажной системы,
в которой имеется большое число шарнирных соединений. В настоя-
щее время такие тормоза устанавливаются при диаметрах тормоз-
ного диска 400 мм и выше.
735
Рис. 27. Тормоз механизма подъема DT — 300 мм с короткоходовым
электромагнитом
Более компактными являются короткоходовые тормоза
(рис. 26, б), такой тормоз установлен и в рассчитываемом кране
(рис. 27). В этом тормозе (схема на рис. 26, б) тормозное усилие
на колодках 8 создается пружиной 7, один конец которой упи-
рается в шайбу, удерживаемую регулировочной гайкой 5, навин-
ченной на шток 10, а второй — в скобу 6, шарнирно связанную
с рычагом. При помощи гайки 5 пружина сжимается до усилия,
необходимого по условиям торможения; при этом один ее конец
нажимает на гайку 5 и передает это усилие на левый рычаг 9
115
и левую колодку тормоза, другой — на скобу 6, связанную с
правым рычагом.
Тормоз растормаживается электромагнитом (см. табл. XXVI),
конструкция которого зависит от рода тока. На рассматриваемом
рисунке дана схема тормоза с магнитом переменного тока. Сердеч-
ник этого магнита 3 жестко связан с правым тормозным рычагом и
при включении тока притягивает якорь 2. Якорь, поворачиваясь
около точки А, нажимает на шток 10 и сжимает пружину 7 между
регулировочной гайкой 5 и скобой 6, разгружая колодки. Отход
этих колодок на требуемую величину обеспечивается вспомога-
тельной пружиной 1 и регулировочным болтом 4, конец которого
при отодвинутой колодке упирается в раму тормоза.
Короткоходовые тормоза более компактны по сравнению
с длинноходовыми; их рычажная система имеет меньшее число
шарниров, что также положительно. Существенным недостатком
этих тормозов является сложность их регулировки вследствие
малых зазоров между колодками и шкивом, которые приходится
назначать такими из-за малого хода электромагнита. При трехфаз-
ном токе и большом числе включений (порядка 300—400 в час)
происходит перегрев обмоток катушек магнита, включаемых только
в одну фазу; поэтому устанавливать такие тормоза в металлургиче-
ских кранах, работающих на трехфазном токе, не рекомендуется.
Расчет тормозного момента. Согласно стр. 63, расчет этого
момента производим по рабочему моменту от веса поднимаемого
груза, приведенному к тормозному валу.
Момент от веса груза на валу барабана, подсчитанный выше,
М3 = Мб = 103000 кгс-см.
Рабочий момент, приведенный к валу двигателя, по фор-
муле (133)
.. Мд 103 000 Л Qo оопл
Мрб аг = —325- 0’88 — 2800 кгс-см,
где i0 — передаточное число механизма;
т]0 — коэффициент полезного действия механизма, принятый
выше.
По табл. 28 для заданного среднего режима работы механизма
выбираем коэффициент запаса тормозного момента 0 = 1,75.
Необходимый тормозной момент по формуле (132)
Мт = Л4рбр = 2800-1,75 = 4900' кгс-см.
Маховой момент механизма с грузом и число оборотов двигателя,
найденные выше, GDg = 5,7 кгс-м2, па — 715 об/мин.
Момент сил инерции, который будет иметь место при остановке
опускающегося номинального груза,
М„ — Мт — Мрд = 4900 — 2800 = 2100 кгс-см.
116
Время торможения, исходя из формулы (10),
GDlnd 5,7-715 Л со
tm"~ 375Ми ~ 375-21 ~0,52 Се/С‘
Момент сил инерции при остановке поднимаемого груза
Ми = Мт + Мрб = 4900 + 2800 = 7700 кгс-см.
Время торможения
GD2Qnd 5,7.715 п1.
tm ~ 375Л4а ~ 375-77 “°’ 4 сек-
Маховой момент механизма при отсутствии груза
GD2 = (GD2 + GD2M) 1,2 = (3 + 1,4) 1,2 = 5,29 кгс-м2.
Момент сил инерции для этого случая
Ма = Мт = 49 кгс-м.
Время торможения
f _ 5.29-715 _Q21
lm ~ 375M„ ~ 375-49 ~
Определение размеров тормоза. Согласно стр. 63, в качестве
материала трущихся поверхностей тормозных колодок выбираем
тормозную ленту типа А по ГОСТу 1198—55, материал тормозного
диска — стальное литье марки 45Л.
Допускаемое удельное давление р между колодкой и шкивом
и коэффициент трения р по табл. 43: р — 2 кгс/см2 и р = 0,35.
Т а б л и ц.а 43. Коэффициенты трения р и удельные давления р,
принимаемые при расчете крановых тормозов
Материалы трущихся поверхностей М> р в кгс[см*
без смазки в масля- ной ванне Стопор- ные тормоза Спускные тормоза
Лента тормозная (ГОСТ 1198— 55) по стали или чугуну: типа А типа Б Лента вальцованная по стали и чугуну 0,35 0,45 0,42 0,16 0,12 4 4 2 3
Примечания: 1. Для короткоходовых тормозов величины р желательно уменьшать на 30-50%. 2. Толщина тормозной ленты по ГОСТу от 4 до 10 мм (через миллиметр) и 12 мм, ширина: 50, 55, 60, 64, 70, 75, 80, 85, 90, 95, 100, 105, ПО, 115, 120, 125, 130, 140 и 150 мм.
117
Необходимый диаметр тормозного шкива по формуле (135)
^=^F^=,’572S-28'7“'
Принято DT — 300 мм.
Необходимая сила трения между колодкой и шкивом
4900
30
= 163 кгс.
р ___ мт
тР ~ DT
Рис. 28. Схема к расчету колодочного
короткоходового тормоза механизма
подъема
Сила нажатия колодок на шкив
N = £”p. = 163 470 кгс.
р 0,35
Для короткоходовых тормо-
зов величина отхода колодок при
растормаживании тормоза е =
= 0,5-4-1 мм. Необходимая ра-
бота растормаживания колодок
при этом отходе
д — 2W8 _ 2-470.0,1 ___
Л “ т) “ 0,95 ~
= 99 кгс см,
где т] — коэффициент полезного
действия рычажной си-
стемы (л = 0,94-0,95).
Исходя из этой работы, по табл. XXVI выбран электромагнит
типа МО-ЗООБ с рабочим моментом якоря Мэ = 1000 кгс*см. Ход
штока тормоза (10 по рис. 27) при этом электромагните h3 =
= 4,7 мм, плечо штока (рис. 28) 1г = 46 мм, работа оттормажива-
ния при 40% ПВ А = 96 кгс*см.
Усилие, действующее на штоке,
р^Т~-^--217кгс-
Передаточное число тормозного рычага при этом усилии и давле-
нии на колодку N = 470 кгс
I -215
lT - р3 — 217 -2>10-
Из конструктивных соображений выбираем длину меньшего плеча
этого рычага I = 190 мм. Необходимая длина большего плеча
L — ПТ = 190-2,15 = 410 мм.
118
Фактический отход колодок при окончательно выбранных разме-
рах рычагов
h9 4,7 <
6 ~ 2<г “ 2-2,15 “ 1 ММ-
Высоту колодок колодочных тормозов обычно принимают в пре-
делах от 0,5 до 0,8 диаметра тормозного шкива, в рассчитываемом
тормозе принято Н — 200 мм (Н = 0,65Dr).
Необходимая ширина колодки определяется из расчета на
удельное давление, считая его равномерно распределенным по
поверхности колодки,
D N 470 it о
В ~ Нр ~ 20-2 “ 1,8 СМ-
Принятр В = 125 мм.
Расчет пружины. В качестве материала пружины выбираем
рессорно-пружинную сталь марки 60С2А (см. табл. III) по ГОСТу
2052—53 с пределом прочности на растяжение ов = 160 кгс/мм’2, и
пределом текучести при кручении тт = 100 кгс! мм2. После за-
калки пружина подвергается дробеструйной обработке. Рабочее
натяжение пружины складывается из необходимого для торможе-
ния и равного усилию Р3 и дополнительного Рд для преодоления
момента Мд = 92 кгс-см от веса якоря (см. табл. XXVI). Величина
этого усилия
р^ЧГ = ^-==2° кгс-
Рабочее натяжение пружины
Ррб = Р3 + Рд = 217 + 20 = 237 кгс.
Дальнейший расчет пружины производим по предельному усилию,
которое будет иметь место при полностью сжатой пружине. Вели-
чина этого усилия
Рпред = Pp6ko = 237-1,5 = 356 кгс,
где k0 = 1,34-1,6— коэффициент запаса, который учитывает
необходимость изменения натяжения пружины при регулировке
тормоза в процессе эксплуатации.
Допускаемые напряжения при действии предельного усилия
Рпред определяем из условия
[т] = (0,7-нО,9) тг = 0,7-10 000 = 7000 кгс/см2.
Необходимый диаметр проволоки из расчета на кручение
d = 1,6 У = 1,6]/ = 0,86 см,
119
где С = — отношение среднего диаметра пружины
(рис. 29, а) к диаметру проволоки, принятое
предварительно;
k — коэффициент кривизны (табл. 44), соответству-
ющий принятому отношению С.
Рис. 29. Схемы к расчету пружины короткоходового тормоза
По ГОСТу 2590—57 (табл. 45) принимаем диаметр d = 9 мм.
Средний диаметр пружины
DCB = dC = 9-5 = 45 мм.
ср
Рабочая длина пружины 1^ в короткоходовых тормозах может
быть принята в пределах 0,3—0,5 диаметра тормозного диска DT.
В рассчитываемом тормозе при-
Таблица 44. Коэффициенты С
и k к расчету пружин
Диаметр проволо- ки d в мм -"‘г с— Pgp d k
0,3—2 3-5 6—12 5—12 4—10 4-9 4 5 6 8 10 12 1,25 1,19 1,14 1,10 1,10 1,10
Примечание. Наиболь- шая свободная длина пружины 1св = = k1Dcp: при отсутствии направ- ляющих ki < 2,5, при наличии на- правляющих (оправки) ki < 9. При lcg > пружины целесообразно со- ставлять из отдельных секций дли- ной 1св 3DCp.
нято /рб=1 Ю мм (/рб^О.ЗЗД,.).
Наименьший допустимый за-
зор между витками в рабочем
состоянии пружины определяем
из условия
6 > (0,14-0,25) d =
= (0,14-0,25) 9 = 0,94-2,3 мм.
Принято 6 = 2 мм. Шаг рабо-
чих витков пружины, соответ-
ствующий этому зазору,
t = d + b = 9 + 2 = 11 мм.
Число рабочих витков пружины
7 ________ 1рб _ 40 ___ .«
хрб-----“ — ц — 1и-
Длина пружины, сжатой до пол*
ного соприкосновения витков,
1Пред = zp6 d = 10 • 9 = 90 мм.
120
Таблица 45. Характеристика пружинной проволоки
и пружинной стали диаметром
0,5—36 мм
Пружины холодной навивки Пружины горячей навивки Пружины холодной навивки Пружины горячей навивки
Диаметр проволоки d в мм Пределы прочности проволок марок Диаметр прутка в мм Диаметр проволоки d в мм Пределы прочности проволок марок Диаметр прутка в мм
Ш пп П1 | пп
кгс/ммг кгс/ммг
0,5 1,0 1,5 2,0 2,5 3,0 3,5 4,0 220 195 190 175 165 155 150 145 170 155 140 130 130 120 120 ПО 5 6 8 9 10 12 14 16 5,0 6,0 7,0 8,0 130 120 120 120 100 100 95 95 18 20 22 24 26 28 30 32 36
Примечание. Материал пружин холодной навивки — проволока стальная холоднотянутая Ш, для неответственных пружин — проволока ПП, пружин горячей навивки — прутки стальные горячекатаные по ГОСТу 2590—57 Марка материала 60С2, в особо ответственных случаях 60С2А.
Согласно рис. 29, б, удлинение пружины А/ при снятии нагрузки
может быть определено из условия
Д/ = Д/ — (1рб — 1пред),
откуда
Д/ = 1Рб-1пРед = ПО-90 = 61 ЛЛ{
1 1 __
Рпред W
Рабочая длина пружины в свободном состоянии
Lee ~ Inped "Ь Д^ = 90 "Ь 61 = 151 ММ.
Шаг витков ненагруженной пружины
. ^св 151 . г 1
tc. — — — -ПТ = 16,1 мм.
с* 2рб 1°
Обычно этот шаг принимают в пределах (0,5-ь0,33) DCp.
121
Полную длину пружины в свободном состоянии Lce определяем
из условия, чтобы 0,75 ее витков с каждой стороны (для возмож-
ности установки ее) были поджатыми,
Lee ~ Lee “Ь d = 151 -|- 9 - 160 мм.
По условиям устойчивости необходимо, чтобы отношение соот-
D ср
ветствовало нормам, указанным в табл. 44. В рассматриваемом
случае
Lee __ 160 _„ -
Dcp ~ 45
Учитывая, что шток тормоза является направляющей, это соотно-
шение как предельное можно допустить.
Рабочая длина пружины при расторможенном тормозе
/рб = 1рб — h3= 110 — 4,7 — 105,3 мм.
Усилие в пружине в этом случае (рис. 29, б)
Р'р = = 237 = 280 кгс.
Lce ~ 1рб
Наибольшее и наименьшее напряжения в материале при выбран-
ных размерах пружины
Тгаах = -2-5-5Ус?- = = 5015 кгс/см2;
из аналогичного расчета при заторможенном тормозе tmin =
= 4240 кгс/см1.
Среднее напряжение и амплитуда цикла по формулам (31) и
(32)
_ тгоах ~Ь Tmin _ 5015 -|~ 4240 _
кгс/см2;
тср — 2
~ ___ Тшах — Tmin
та — о
5015 — 4240 ооо , 2
=------2------= 338 кгс/см1.
Согласно табл. 14, принимаем расчетный срок службы А = 20 лет.
Число часов работы при этом сроке службы по табл. 13 Т = 28 920.
Расчетное число нагружений пружины при принятом выше
числе включений в час ZeK = 120
ZpaC4 = TZeK = 28920-120 = 3,5-106.
122
Коэффициент срока службы по табл. 9 tpc = 1,15. Расчетный
предел выносливости материала
t_i = = 3500-1 -0,75-1,15 —
= 2890 кгс/см2,
где т21 — предел выносливости для стали 60С2А, принятый по
табл. III;
ел — коэффициент чистоты поверхности, принятый согласно
стр. 18 с учетом повышения этого коэффициента при
дробеструйной обра-
ботке материала пру-
жины.
Масштабный коэффициент ем
в данном случае принят равным
единице.
Запас прочности относитель-
но предела выносливости по фор-
муле (34)
— 4630 388
10400 + 2890 1
Коэффициент концентрации kKp
в данном случае принят равным
единице (гладкая деталь). Пре-
дел прочности при кручении
т„ = 0,65а„ = 0,65-16000 =
= 10 400 кгс/см2.
Запас прочности относительно
Рис. 30. Опорный узел рычага коротко-
ходового тормоза:
а — расчетная схема пальца рычага
предела текучести
_ 2т_ _ 20000 _
"г- т - 5015
Допустимые запасы прочности по табл. 12 [п] = \пкр] = [пг] = 1,6.
Опорный узел тормозного рычага (рис. 30). В виде примера
ниже приведен расчет пальца тормозного рычага, входящего
в этот узел. Палец изготовлен из стали 45 и для повышения стой-
кости термически обработан до твердости 300—350 НВ. Материал
тормозного рычага — стальное литье марки 55Л.
При торможении на палец будет действовать горизонтальное
усилие Рг, возникающее при нажатии колодок на шкив и верти-
кальное Рв от силы трения на поверхности обода шкива. Величина
123
горизонтального усилия Ре (см. рис. 28)
Рг = N = 470 4!°~0190 = 252 кгс.
Вертикальное усилие Рв = Fmp = 163 кгс (стр. 118).
Равнодействующая этих усилий
R = Ур2 + Р2 = /2522 + 1632 = 300 кгс.
В рассматриваемом узле имеет место поворот рычага относи-
тельно пальца; поэтому во избежание быстрого износа этого узла,
принятые размеры пальца дополнительно проверяем на удельное
давление. Величина этого давления при размерах узла, показан-
ных на рис. 30,
R 300 оп , ,
Р — 2ld ~ 2-2-2,5 “ 30 •
Во избежание быстрого износа узла величина этого давления
допускается не более 30—50 кгс/см2.
Расчетная нагрузка на палец при расчете на изгиб
QPac« = Rkd — 300-2,5 = 750 кгс,
где kd — динамический коэффициент, принятый согласно табл. 46.
Таблица 46. Динамические коэффициенты kg, принимаемые
при расчете деталей крановых тормозов
Тип тормоза кд
С длинноходовым электромагнитом С короткоходовым электромагнитом С электрогидравлическим толкателем и управ- ляемые 2 2,5 1,25
Наибольший изгибающий момент по схеме, приведенной на
рис. 30, а,
Миз = /1 = ^-1,6 = 600 кгс-см.
из 2 2
Напряжения от изгиба по формуле (1) табл. 22
_ Мм _____ 600 _ о „ г кгс1сл/л
аиз — o,ld3 “0,1.2,5s “ •
Среднее напряжение и амплитуда при пульсирующем цикле по
формулам (31) и (32)
= о» = = 192 кгс/см2.
1?4
Расчетное число циклов, подсчитанное выше (стр. 122) по об-
щему числу включений, = 3,5-10®. Коэффициент срока
службы при этом числе включений по табл. 9 <рс = 1,15.
По табл. 8 и стр. 18 принимаем коэффициент чистоты поверх-
ности еп = 0,85 и масштабный коэффициент ем = 0,88. Коэффи-
циент концентрации = 1 (гладкий валик).
Предел прочности материала пальца после термообработки по
формуле (29)
<тв = 0,27НВ = 0,27-300 = 81 кгс/мм*.
Предел выносливости по табл. 7
с , = 0,43о = 0,43-8100 = 3500 кгс/см*.
Расчетный предел выносливости по формуле (38)
о-1 = о_1еЛепФс = 3500-0,88-0,85-1,15 = 3000 кгс/см*.
Запас прочности по усталостному разрушению по формуле (33)
- 1 - 1 - и д
Пая~ <>сР , Са ь “ 192 192 “ Н’4-
ав + a_j т 8100 ‘+’ 3000
Предел текучести материала пальца при растяжении согласно
табл. 7
<зрт = 0,53ор = 0,53-81 = 43 кгс/мм*~,
при изгибе
= 1 ,2<j£ = 1,2 • 43 = 52 кгс/мм*.
Запас прочности относительно предела текучести
Допустимый запас прочности по табл. 12 [и] = [пиз ] = [пг] =
= 1,6.
ГЛАВА II
РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА ПЕРЕДВИЖЕНИЯ ТЕЛЕЖКИ
ЭЛЕКТРИЧЕСКОГО МОСТОВОГО КРАНА
ГРУЗОПОДЪЕМНОСТЬЮ 10 тс
1. КРАТКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАССЧИТЫВАЕМОГО МЕХАНИЗМА
В этой главе рассмотрен расчет механизма передвижения те-
лежки мостового крана, показанного на рис. 9. Расчет механизма
подъема крана и его общая характеристика приведены в гл. I.
Грузоподъемность крана Q = 10 тс, скорость передвижения
тележки и = 31,5 м/мин.
Механизмы передвижения тележек в настоящее время, как
правило, выполняются с передачами цилиндрическими зубчатыми
колесами.
На рис. 31 приведены три схемы таких механизмов, применяе-
мых в крюковых кранах общего назначения. В схеме по рис. 31, а
колеса, имеющие зубчатые венцы, свободно вращаются на непо-
движных осях, закрепленных в раме тележки, первые передачи
(одна или две) помещены в масляную ванну. Однако такое крепле-
ние оси затрудняет доступ ко втулкам колеса; наличие зубчатых
венцов, связанных с колесом, создает опасность повреждения и
преждевременного износа последней передачи, что является суще-
ственным недостатком схемы. Практика эксплуатации большого
числа кранов, работающих в таких тяжелых условиях, какие
имеют место в цехах металлургических заводов, все же показала
удовлетворительную работу механизмов, выполненных по этой
схеме.
В схеме по рис. 31, б ходовые колеса тележки закреплены на
осях, которые вращаются в подшипниках, установленных на раме
тележки. Привод колес осуществлен от одно- или двухступенча-
того редуктора (на рисунке показан одноступенчатый редуктор);
передача на вал ходовых колес выполнена открытой. Такая схема
обеспечивает более легкий доступ для осмотра к опорным подшип-
126
никам оси ходовых колес. Достоинством этой схемы по сравнению
с приведенной на рис. 31, в является более простая сборка меха-
низмов, что особенно важно в условиях изготовления крана неспе-
циализированными заводами.
Механизм передвижения рассчитываемой тележки выполнен
по схеме, приведенной на рис. 31, в. В этой схеме ходовые колеса 5
укреплены на осях, обычно вращающихся в специальных буксах.
Рис. 31. Схемы механизмов передвижения кра-
новых тележек
Муфтами 4 оси связаны с выходным валом редуктора Г, для этого
обычно применяют зубчатые муфты типаМЗП (см. табл. XXI). Пер-
вый вал редуктора соединен с валом двигателя 3 муфтой, половина
этой муфты, расположенная на валу редуктора, одновременно слу-
жит тормозным шкивом, на котором находится тормоз 2. Наличие
полностью закрытых передач в данной схеме позволяет предохра-
нить зубья колес от загрязнения и уменьшить их износ. Одно-
временно такая схема позволяет использовать стандартные
редукторы, что значительно упрощает изготовление механизма в ус-
ловиях специализированных заводов, которыми она широко и
применяется в настоящее время. Недостатком этой схемы является
большая стоимость механизма и необходимость в более квалифи-
цированной его сборке.
127
2. ВЫБОР ДВИГАТЕЛЯ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПЕРЕДАТОЧНОГО ЧИСЛА
МЕХАНИЗМА
Расчет сопротивлений передвижению и мощности при устано-
вившемся движении. По табл. 47 предварительно принимаем диа-
метр ходовых колес тележки DK = 250 мм, диаметры цапф осей
этих колес d = 70 мм. В качестве опор осей выбираем роликовые
конические подшипники. Тип рельса, по которому передвигается
тележка, крановый с выпуклой головкой; колеса выполнены
с цилиндрическим ободом. Предварительно принятый вес тележки
Gm = 4000 кгс *.
Таблица 47. Данные по выбору размеров ходовых колес
тележек и мостов мостовых кранов
Грузо- Тележка | Мост
подъем- ность Диаметры в мм
крана в тс колеса цапфы колеса цапфы
5-10 200—300 60—70 600—800 80-100
15—20 250—350 70—100 700—900 100-120
20-50 400-500 90—120 700-900 120—150
Сопротивление передвижению тележек и мостов складывается
из потерь, затрачиваемых на передвижение крана (тележки), по-
терь на трение в цапфах и дополнительных потерь от уклона пути
и сопротивления ветра We (стр. 13) и подсчитывается по формуле
Py = 2«2 + Gw) (/+и_|^а + р^ + ра =
= 2(100°0+4000) (о,04 + 0,02 2 ) 2,5 = 310 кгс. (136)
В этой формуле
f и р — коэффициенты трения качения и трения в цапфах оси,
принятые по табл. 48;
а — коэффициент, учитывающий дополнительные потери от
трения в ребордах колес, токосъемниках и т. п., непо-
средственно не учитываемые в расчете, принятый по
табл. 48;
Q — вес поднимаемого груза.
Дополнительные сопротивления от уклона пути Рук подсчиты-
ваются по формуле
РуК = (Q + Gm) sin 0,
где р — угол наклона пути.
* Для вновь проектируемых тележек этот вес может быть принят по ГОСТу
3332—54.
128
Таблица 48. Данные к расчету механизмов передвижения
тележек и мостов
а) Коэффициенты f трения качения
Тип рельса Коэффициенты f при диаметре колеса (в мм)
200—300 400—500 | 600—700 800 900—1000
С плоской головкой . . С выпуклой головкой 0,03 0,04 0,05 0,06 0,06 0,08 0,07 0,10 0,07 0,12
б) Коэффициенты ц тре- ния в цапфах колес в) Коэффициенты а трения в ребордах
Типы подшипников и Типы механизмов а
Скольжения: открытого типа буксы с жидкой смазкой .... Качения: шариковые и роликовые . . . конические . . 0,1 0,08 0,015 0,02 С центральным при- водом (при цилиндриче- ском ободе колеса): на подшипни- ках скольжения на подшипни- ках качения . . . С раздельным приво- дом на подшипниках качения 1,8 2,5 2,0
Для кранов, работающих на стационарных путях в закрытых
помещениях (мостовые, кран-балки и т. п.), Рв — РуК — 0.
Необходимая мощность двигателя при установившемся движе-
нии тележки по формуле (60) при Р = Ру
N — PyV — 310,31,5 — 1 95 квт
"у 6120т]0 6120.0,85 “ 1,уо квт’
где т)о — коэффициент полезного действия механизма, принятый
по табл. 16.
Выбор двигателя и определение передаточного числа механизма.
При установке осей ходовых колес на подшипниках качения,
согласно стр. 30, мощность двигателя выбираем исходя из задан-
ного времени пуска механизма tn. Предварительно принимаем
это время равным 3 сек.
Сила инерции при этом времени пуска по формуле (9)
n _ (<? + Gln) у _ (10 000+ 4000).31,5 _ 9qn
Г«“ §60/,, ~ 9,81-60.3 —кгс-
5 Н. Г. Павлов 1051
129
Усилие, необходимое для передвижения тележки при пуске,
по формуле (63)
рг = ру + (1,1 =- 1,3)РИ = 310 + 1,3-250 =635 кгс.
Необходимая пусковая мощность
N — — 635-31,5 о дп квт
Пп 6120т)0 “ 6120-0,85 Квт-
Необходимая мощность двигателя при среднем коэффициенте
пусковой перегрузки = 1,5
N — -р2- = = 2,64 квт > Nu — 1,95 квт.
1|)ср 1,5 » ’
Согласно стр. 10, заданному среднему режиму работы меха-
низма соответствует продолжительность включения 25% ПВ.
Исходя из этой продолжительности включения, выбираем дви-
гатель МТО12—6 мощностью Nd = 2,2 квт, ближайшей к най-
денной. Число оборотов двигателя пд — 885 об/мин, маховой
момент ротора GD2P = 0,12 кгс-м2, кратность предельного мо-
мента при 25% ПВ tynped = 2,3.
Число оборотов колеса тележки при заданной скорости ее пере-
движения v — 31,5 м/мин
Пк=^ = ^=40’1 о6/мин-
Необходимое передаточное число механизма при выбранном дви-
гателе
; __ пд _ 885 __ qq
1°~ пк ~ 40,1 -
В рассчитываемом механизме установлен двухступенчатый
редуктор (рис. 32) с передаточными числами ступеней: первой
= 5,25, второй i2 ~ 4,18. Общее передаточное число редук-
тора
ц = = 5,25-4,18 = 21,9.
Фактический коэффициент полезного действия механизма при
принятой схеме передач
Ло = Л1Л2 = 0,97-0,97 = 0,94,
где т]1 = т]2 — коэффициент полезного действия одной зубчатой
пары, принятый по табл. 16.
Расчет времени пуска. Этот расчет имеет целью окончательную
проверку выбранного двигателя по условиям пуска.
Согласно стр. 34, принимаем наибольший и наименьший коэф-
фициенты пусковой перегрузки двигателя фтах = 2 и фт1п = 1,2.
130
Средний коэффициент пусковой перегрузки по формуле (74)
фср = ^max + tymin = =
Номинальный момент двигателя
Мноа = 975 -^ = 975 = 2,42 кгс-м.
Средний пусковой момент
МСР = МН0Л$Ср — 2,42-1,6 =
= 3,87 кгс-м.
Рабочий момент, приведен-
ный к валу двигателя,
М — 975 — 975 1,95 —
Пд -У'о 885 -
= 2,09 кгс-м.
Избыточный момент двига-
теля (момент сил инерции)
при среднем пусковом мо-
менте двигателя
Л4М — Мср M.pQ =
= 3,87 — 2,09 = 1,78 кгс-м.
двигателя по формуле (15)
Рис. 32. Схема передач механизма пере-
движения тележки рассчитываемого крана
Предварительно принятый диаметр тормозной муфты DT = 200 мм,
ее маховой момент по табл. XXIV GD2M = 0,3 кгс-м2.
Маховой момент тележки с грузом, приведенный к валу дви-
гателя, по формуле (11)
6&пр = 0,1G -= 0,1 (Q + Gm) 4 =
п
= 0,1 (10000 + 4000) 4S- = 1,79 кгс-м*.
ооЭ"
Общий маховой момент механизма, приведенный к валу двига-
теля, по формуле (13)
GDI = (GD} + GDI) 1,2 + GD2„p =
= (0,12 + 0,3) 1,2 + 1,79 = 2,3 кгс-м2.
Время пуска тележки с номинальным грузом по формуле (75)
_ GDlnd _ 2,30-885 _ ,
п~ 375Ми ~ 375-1,78 ~ 0,0 С ’
что можно считать допустимым.
131
Наибольший момент двигателя при пуске и принятом наи-
большем коэффициенте пусковой перегрузки фтах = 2
^тах = ^яожФтах = 2,42-2 = 4,84 КгС-М.
При этом моменте должен иметься достаточный запас сцепления
приводных колес с рельсами.
Избыточный момент (момент сил инерции) при действии момента
Мтах по формуле (16)
Ми = Мтах — Мр6 = 4,84 — 2,09 = 2,75 кгс-м.
Рис. 33. Схема к определению нагрузок
от веса поднимаемого груза на колеса
тележки
Мгновенное ускорение по
формуле (76)
б.ЗЛ^о
атах = О&0пд =
6,3-2,75-31,5 п ос / а
— 2,30-885 — °,26 ж/сек .
Сила инерции тележки с гру-
зом при этом ускорении, ис-
ходя из формулы (9),
= '00°° + ”°0.26 = 372 кгс.
Наибольшее усилие, необхо-
димое для передвижения те-
лежки при моменте Л4тах
Р = р + р =
max У и
= 310 + 372 = 682 кгс.
На рис. 33 приведена схема распределения нагрузок на колеса
тележки. Нагрузка на приводные колеса в соответствии с этой
схемой будет равна
R = (2^+°%.= 10000-^4-^ = 8150 кгс.
Принятый коэффициент сцепления приводных колес с рельсами,
согласно стр. 34, щ = 0,2.
Наибольшее возможное усилие на ободе приводных колес из
условия отсутствия буксования
Рщ = р^0 8150-0,2 = 1630 кгс.
132
Запас сцепления при действии наибольшего пускового момента
двигателя Мтах по формуле (77)
В-----Рсц = 1630 = 2 40
Рсу~ Ртах 682
Наименьшая допустимая величина этого запаса может быть при-
нята в пределах 1,1—1,2.
3. РАСЧЕТНЫЕ НАГРУЗКИ И РАСЧЕТНОЕ ЧИСЛО ЦИКЛОВ
Согласно стр. 15, расчет механизма производим для двух слу-
чаев нагрузки: первый — при действии нагрузок, имеющих
место при пуске двигателя и нормальных условиях работы и вто-
рой — при действии предельных нагрузок.
Средний пусковой момент двигателя и избыточный момент,
подсчитанные выше (стр. 131), Мср — 3,87 кгс-м и Ми =
= 1,78 кгс-м.
Маховые моменты тележки с грузом и всего механизма, под-
считанные выше, GDnP — \,79кгс-м2 и GDo = 2,30 кгс-мг.
Момент сил инерции на первом валу редуктора
^ul = M„^ = l,78-bg = l,18 кгс-м.
Расчетный момент на этом валу при среднем пусковом моменте
двигателя
Mi = мрб + Mui = 2,09 + 1,18 « 3,3 кгс-м.
Момент на втором валу
= Miiini = 3,3-5,25-0,97 — 16,8 кгс-м.
Аналогично подсчитывается и момент на третьем валу
/И3 = 6800 кгс-см.
Наибольший пусковой момент двигателя и избыточный момент,
подсчитанные выше, А4тах = 4,84 кгс-м и М'и = 2,75 кгс-м.
Момент сил инерции на первом валу редуктора при этом мо-
менте
Л4Ц1 = Л4и = 2,75--^зо = кгс-м;
Суммарный момент сил на первом валу
Мсм = Мрб -1- м'л = 2>09 + J-92 = 4>01 кгс‘м-
133
Расчетный момент при наибольшем пусковом моменте двигателя
Л4' = MCMkd = 4,01 -1,2 = 4,8 кгс-м,
где kg = 1,2 — динамический коэффициент.
Расчетный момент на втором валу
М'2 = M'ijTjj = 4,8-5,25-0,97 = 24,5 кгс-м.
Момент на третьем валу (из аналогичного расчета) М'3 = 100 кгс -м.
При определении нагрузок для второго расчетного случая
исходим (согласно стр. 11) из предельно возможного (по условиям
сцепления колес с рельсами) момента. Величина этого момента,
приведенная к первому валу редуктора,
=8150-0,2 = 8,75 кгс-м,
где R и DK — нагрузка на приводные колеса и диаметр этих
колес;
Ро — коэффициент сцепления колес с рельсами (стр. 11).
Этот момент может иметь место при резком торможении в слу-
чае неисправности тормоза или самого механизма.
Моменты на втором и третьем валах определяются аналогично.
Число нагружений первого вала средним пусковым моментом
определяем исходя из расчетного числа включений в час ZeK =
= 120 (см. табл. 15) при заданном среднем режиме работы меха-
низма.
По табл. 14 принимаем расчетный срок службы первого вала
(вал — шестерня) А = 10 лет. Расчетное число часов, соответству-
ющее этому сроку службы по табл. 13, Т = 14 460 ч.
Число оборотов вала и время пуска, подсчитанные выше, =
= пд ~ 885 об/мин, tn 3,6 сек. Принятая продолжительность
одного включения, согласно стр. 25, teK = 2 сек.
Расчетное число нагружений первого вала при расчете на
изгиб по формуле (55)
2
= 1>1 w; V = 1>1 12°-14 460 = 7-8> 10в-
Число нагружений второго вала
7 _ Zpacm _ 3,9 «10е _ 1 о ine
^расч2— Zi — 5>25 — 1,0
Аналогично подсчитывается и число нагружений третьего вала.
Расчетное число нагружений первого вала наибольшим пуско-
вым моментом двигателя по формуле (56)
Zpac^ZeJ = 120-14 460 == 1,73-106.
134
4. РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
Этот расчет рассмотрим на примере первой передачи.
Определение размеров колес. Согласно стр. 44, размеры пере-
дачи из расчета на контактную прочность определяем по нагрузкам
при среднем пусковом моменте двигателя. Расчетный момент на
валу шестерни при этом моменте (стр. 133) Мш = = 330 кгс-см,
число оборотов шестерни — 885 об/мин. Число оборотов колеса
п2 = = 4^- = 168 об/мин.
q 5,25
Колеса выполнены с косыми зубьями; в качестве материала
шестерни принята сталь 45 с пределом выносливости a^i =
= 2500 кгс/см2, материал колеса — стальное литье марки 55Л.
Предварительно принятый угол наклона зубьев р = 9° (cos Р =
= 0,99).
Допускаемые напряжения из условий контактной прочности
по табл. 34: для шестерни [сгк ] = 5600 кгс/см2, для колеса [сгк ] =
= 6000 кгс/см2. Дальнейший расчет ведем по наименьшим напря-
жениям. [ок ] = 5600 кгс/см2.
Необходимое межцентровое расстояние по формуле (2) табл. 21
л=ио(/+1)|/;^=
= 110(5,25 + 1) | 5,25-0,3-5600- ~ СМ'
Величина <р = 0,3 принята согласно табл. 21.
Принимаем А = 125 мм.
Диаметр шестерни по формуле (90)
, ЧА 2-125 .А
~ i + 1 ~ 5,25 + 1 — 40 ММ'
наименьшая допустимая ширина шестерни
b = <рД = 0,3-128 = 38,4 м.
Принято b = 40 мм.
Допускаемые напряжения на изгиб при симметричном цикле
по формуле (39)
~ [п] k' = 1,5-1,5 = 400 кгс/см2.
Коэффициент k' = 1,5 и запас прочности [п J = 1,5 приняты по
табл. 10 и 12.
135
Необходимая величина mnz/r по формуле (14) табл. 21
21,3MMk cos Р 21,3.330.1,3-0,99 п
тпУ1 =----i---------- = --7' — == 0,36.
nt71 db[0U3]xQ 4.4-1100.1,4 ’
Коэффициенты k = 1,3 и xQ = 1,4 приняты согласно стр. 41
и табл. 21. По диаграмме рис. 7 этой величине соответст-
вует наименьший модуль тп = 1. В рассчитываемой передаче
принято тп = 3.
Число зубьев шестерни при этом модуле
^ = ^cosp = ^0,99=13;
число зубьев колеса
zK^Zuii1 = 13-5,25 = 68.
В соответствии с этим числом зубьев окончательно корректируем
угол Р наклона зубьев
COS0 = (^ + zK}mn = JJ3 + 68)3 = од72
что соответствует р = 13° 35'.
Окончательно принятые диаметры начальных окружностей:
шестерни
А ___ тП?Ш __ 3- 13 _ ~ .
dlu~ cos р ~ 0,972 “40, ММ'
колеса
dk = -w = 209-9 мм-
Колеса передачи выполнены с корригированными зубьями
с высотной коррекцией. Принятый коэффициент сдвига режущего
инструмента при гш = 13 по табл. 49 | = 0,06.
Величина сдвига
= таг °.»в-0.19 л,ж.
Диаметры окружностей выступов согласно табл. 49:
шестерни
+ 2 + 2В) = -^2- <13 + 2 + 2-0,06) = 47,4 мм-,
колеса
D. = (z« + 2 - 2В) = -0^2- <68 + 2 - 2-°>06) = 217,1 мм.
Диаметры окружностей впадин:
шестерни
d‘ = -tSj - 2>4 + = -0Ж (13 - 2,4 + 2-°-06) = 33’8 мм’
136
Таблица 49. Данные к определению размеров корригированных
зубчатых колес (с высотной коррекцией)
Определяемые величины Расчетная формула Определяемые величины Расчетная формула
Диаметры окружностей выступов: колеса шестерни =/п (гк + 2 — 2g) de — tn (Ztu 4~ 2 -|- 2£) Сдвиг инструмента % = "г£
Коэффициент сдвига £ при г, равном: 14 13 12 11 10 СГГС err* trrf (ЛТ СГГ* II II II II II О О О О О N3 О СО Ю О)
Диаметры окружностей впадин: колеса шестерни Dt = m(zK -2,4-2g) di =т(гш — 2,4 +2g)
Примечание Для косозубых колес в формулы подставляется торцо-
т
вый модуль т_ =--------
J s COS р
колеса
D‘ = Sa ~ 2’4 - 2^) = -oir <68 “ 2>4 - 2 -°.°6) = 201,3 мм.
Проверочный расчет передачи. Согласно стр. 46 выбранные
размеры передачи проверяем на усталостную и статическую проч-
ность.
Линейная скорость на окружности шестерни
ndnr jt-0,0401-885 . .
v = m-----=1,86 м/сек.
Скоростной коэффициент, соответствующий этой скорости, по
9 9 к Q
табл. 40, при = и^_ _ ар 7 < 40, 4, - 1,1, коэффи-
циент неравномерности распределения нагрузки по ширине зуба
при да 1 по табл. 39 k2 = 1.
Поправочный коэффициент k, учитывающий дополнительные
нагрузки в зацеплении, по формуле (96)
k = ktk2 = 1,1-1 = 1,1.
137
Приведенные числа зубьев по формуле (16) табл. 21:
шестерни при z = zul
z _ - = .?j_____14 9-
гпр. Ш — COS3 0 cos 130 з5/ —
колеса при z = zK
— 68 - 74
гпр.к,— созз^зз' — Z4-
При коэффициенте сдвига образующей рейки | = 0,06 этим
числам зубьев по табл. 41 соответствуют коэффициенты формы
зуба ух = 0,35 и ух = 0,49.
Напряжения в зубьях шестерни при действии среднего пу-
скового момента двигателя по формуле (8) табл. 21
_ 2,1cos Р _ 2,13.330.1,1 cos 13° 35- _ , 2
иэ~ гт\ЬУ1х0 ~ 13-0,3®-4.0,35-1,4 “ 330 кгс1сМ ’
Согласно стр. 48 принимаем, что эти напряжения будут изме-
няться по симметричному циклу. Среднее напряжение и ампли-
туда цикла по формулам (31) и (32) при crmax = — crmln = виз
(5ср = ®, (Уa = (Уиз = 330 кгс/см2.
Расчетное число нагружений первого вала, найденное выше,
Zpac41 == 3,9-106. По табл. 9 этому числу нагружений соответ-
ствует коэффициент срока службы = 1,13, согласно стр. 19
коэффициенты гм = = 1.
Расчетный предел выносливости материала шестерни по фор-
муле (38)
а = а 8 8 ф = 2500-1 -1-1,13 = 2800 кгс/см2.
— 1 —1 М tl ’ с *
Коэффициент концентрации напряжений в зубьях шестерни по
табл. 10 kU3 = 1,5.
Запас прочности зубьев шестерни по усталостному разрушению
по формуле (33)
п ___________!____________* _ 5 7
из~ ссР аа ~ 330 °’/-
—+—2800 1,5
Расчетный момент на валу колеса, найденный выше (стр. 133),
Мк = М2 = 1680 кгс-см.
Напряжения в зубьях колеса при этом моменте
2,13.1680cos 13°35'.1,1 , о
ст“э — 68-0,За-4.0,49-1,4 — 226 кгс/см .
Среднее напряжение и амплитуда цикла аср = 0; ва — ст„э —
— 226 кгс/см1.
138
Расчетное число нагружений колеса, найденное выше (для
второго вала), Zpa„2 = 7,4 • 105. Коэффициент срока службы,
соответствующий этому числу нагружений, по табл. 9 <рс = 1,38.
Расчетный предел выносливости материала колеса
о , = о' ,е е го = 2600 • 1 • 1 • 1,38 = 3590 кгс/см2.
““1 —1 м п, • С '
Величина принята по табл. IV для стального литья марки 55Л.
Запас прочности в зубьях колеса по усталостному разрушению
при осР = 0 и оа = оцэ
пиз ~------------- = ~оо£----= 10,6.
из °ср ,_2a_h 226
<т„ + а-j *“э 3590 ’5
Согласно стр. 46 производим дополнительную проверку зубьев
на статическую прочность при действии наибольшего пускового
момента двигателя. Расчетными моментами в этом случае будут:
для шестерни М,„ — М\ = 480 кгс-см, для колеса /VI = ЛК =
= 2450 кгс-см.
Пределы текучести материала шестерни по табл. II от =
= 4300 кгс/см2, материала колеса (табл. IV) ог = 4200 кгс/см2.
Напряжения в этом случае будут равны:
в зубьях шестерни
<3 = ° из = 330 W = 480 КгС/СЛ<2;
в зубьях колеса
о" = 226 S = 330 кгс/см2.
из looU
Запасы прочности относительно предела текучести при действии
наибольшего пускового момента двигателя:
в зубьях шестерни
°т 4300 п
п^^ = Т80- = 9;
из
в зубьях колеса
Наименьшие допустимые запасы прочности для шестерни в рас-
сматриваемом случае по табл. 12 [п ] = [/iW3] = пт = 1,5, для
колеса [и] [пиз] = [пт] = 1,7.
Проверочный расчет передачи при действии предельных на-
грузок (второй расчетный случай) производим на контактную проч-
ность (отсутствие деформаций поверхности зубьев) и на изгиб.
139
Расчетный момент на валу шестерни для этого случая (стр. 134)
Мш = Мпред1 = 8,75 кгс-м. Момент на валу колеса
лл 875*5,25 л^лсх
Мк = —= 4740 кгс-см.
Контактные напряжения на поверхности зубьев при действии
предельного момента по формуле (88)
a.- 2200 j/^.i±l =
- 2200 У-JJj- -2'2=1 = 7050 кгс/rf.
Наибольшие допустимые контактные напряжения по формуле (101)
[ак] = 3,1аг = 3,1 -4200 = 13000 кгс/см2,
где от — наименьший из пределов текучести материалов ко-
леса и шестерни.
Напряжения в зубьях шестерни при действии предельного
момента
<зиз ~ 330*4Й- = 875 кгс/см2.
Запас прочности относительно предела текучести
07 4300 А п
пГ = -у- = -==- = 4,9.
Пуз 87 5
Допустимый запас прочности по табл. 12 пт = 1,2.
Напряжения и запасы прочности в зубьях колеса из анало-
гичного расчета сиз = 600 кгс/см2, пт = 7. Допустимый запас
прочности по табл. 12 пт = 1,4.
5. РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА
Этот расчет рассмотрим на примере первого вала редуктора;
расчет остальных валов аналогичен.
Определение размеров вала. Согласно стр. 49 размеры этого
вала при расчете на изгиб по первому расчетному случаю опреде-
ляем по среднему пусковому моменту Л4, = 330 кгс-см и на кру-
чение— по моменту Мкр = М\ = 480 кгс-см при наибольшем
пусковом моменте двигателя (стр. 134).
Окружное усилие на шестерне при действии момента Мг —
=330 кгс-см и диаметре шестерни с1ш = 4,01 см
п 2Л4, 2-330
Р = -т2- — . п, = 175 кгс-,
dM 4,01
140
радиальное усилие
Рр=Р = 175 cosg13°0°35'- = 65 КгС-
VVjo |J CUo 10 OJ
Осевое усилие
р0 = р tgp = 175 tg 13° 35' = 42 кгс,
где а = 20° — стандартный угол зацепления;
Р — принятый угол
Схема действия этих сил
приведена на рис. 34.
При дальнейшем расчете
согласно стр. 49 исходим
только из окружного уси-
лия Р. За расчетное усилие
принимаем
Ррасч = 1,05Р= 1,05-175 =
= 185 кгс.
Коэффициент 1,05 учиты-
вает влияние осевой и ра-
диальнои составляющих на-
грузки на зуб, непосредст-
венно не вводимых в расчет.
Нагрузки на опоры вала
от принятого расчетного уси-
лия по схеме, приведенной
на рис. 34, а,
р _______р _
Грасч li + l2 —
наклона зубьев шестерни.
Рис. 34. Расчетная схема первого вала
редуктора механизма передвижения те-
лежки
= 185 50ТЖ=130“«
Рв = Ррасч — Ра = 185 — 130 = 55 кгс.
Расчетными являются сечения: /—I, расположенное левее опоры А,
и /7—II — у шестерни.
Наибольший изгибающий момент в сечении II—11 (рис. 34, б)
Л4ЫЗ — PAli = 130-5 — 650 кгс-см,
крутящий момент Мкр = 480 кгс-см.
Приведенный момент по формуле (5) табл. 22
Л4пр = М2из + (аЛ1кр)2 = У 6502 + (1-480)2 = 830 кгс-см.
Коэффициент а = 1 принят согласно стр. 49.
141
В качестве материала вала принята сталь 45 (выполнен за
одно целое с шестерней) с пределом выносливости а!1 =
= 2500 кгс/см2 (см. табл. II). Запас прочности [/г] = 1,5 и попра-
вочный коэффициент Лг'=2,5 предварительно принимаем по табл. 12
и 10.
Допускаемые напряжения при изгибе по формуле (39) для сим-
метричного цикла
°—1 2500 /2
<Зиа = V 1 ДТ = ТС о g = 670 КСС СМ*.
из [и] k' 1,5-2,5
Диаметр вала в рассчитываемом сечении по формуле (7) табл. 22
a~ V 0,1 [оыэ] ~V 0,1-670 2,3 СМ-
Принятый диаметр вала в этом сечении соответствует диаметру
окружности впадин шестерни, найденному выше (стр. 136), dt =
= 33,8 мм.
В сечении /—I действует только крутящий момент Мкр —
= 480 кгс-см.
Предел выносливости материала на кручение по табл. II
= 1500 кгс!см2.
Допускаемые напряжения при кручении по формуле (39)
г т т—1 1500 .ЛА , „
~ [и]*7' “ 1,5-2,5 — 400 кгс/см .
Наименьший допустимый диаметр вала по формуле (4) табл. 22
d~ V 0,2 [т] — V 0,2-400 ~ 1,9 СМ-
Принято d = 25 мм, остальные размеры приведены на рис. 35.
Поверочный расчет вала. Согласно стр. 15 проверку правиль-
ности выбора размеров вала производим для двух расчетных слу-
чаев: при действии рабочих нагрузок (по среднему и наибольшему
пусковым моментам) и предельных нагрузок (по предельному мо-
менту). Проверку производим в местах предполагаемого макси-
мума напряжений (с учетом концентрации). Такими местами яв-
ляются сечения /—/, II—II, III—III (рис. 35).
Изгибающий момент в сечении III—III при действии среднего
пускового момента
Миз = Яв(/2 —-§-) = 55(12 —4) =550 кгс-см,
где b — 40 мм — ширина зуба шестерни.
Принятый диаметр вала d = 30 мм.
142
Напряжения от изгиба по формуле (1) табл. 22
= 6TF = 204 кгс1см*-
Напряжения сдвига при действии наибольшего момента Мкр =
= 480 кгс-см
т _ Мкр ____ 480 _ оg кгс/см2
Т — 0,2d3 — 0,2-З3 — °У кгс/сл< •
Согласно стр. 49 в обоих случаях напряжения изменяются по
симметричному циклу (о|пах = — gJ. Среднее напряжение и ам-
Рис. 35. Первый вал редуктора механизма передвижения тележки
плитуда цикла по формулам (31) и (32): при изгибе аср — 0,
<за — 204 кгс/см2, при кручении хср = 0, та = 89 кгс/см2.
Расчетное число нагружений, подсчитанное выше: при изгибе
Zpac4i = 7,8- 10е, при кручении Zpam = 1,73- 10е; коэффициенты
срока службы, соответствующие этому числу циклов, по табл. 9
<рс = 1,03 и <рс = 1,24.
Масштабные коэффициенты по табл. 8: при изгибе ем — 0,86,
при кручении ем = 0,75; коэффициент чистоты поверхности со-
гласно стр. 18 еп = 0,85.
Расчетные пределы выносливости по формуле (38):
при изгибе
а , = о .е его = 2500-0,86-0,85.1,03 = 2060 кгс/см2-,
при кручении
т_х = 1500-0,75-0,85-1,24 = 1190 кгс/см2.
Коэффициенты концентрации напряжений при принятых раз-
мерах сопряжения в рассчитываемом сечении — = -gy- = 1,1
и = -^- = 0,06) по табл. VIII: при изгибе kU3 = 1,71, при кру-
чении kKp = 1,4.
143
Запасы прочности по усталостному разрушению по формуле (33):
при изгибе
п ______________!_______________ * _55.
Ы3~ + ~ 204 1 71
oe + о_, k“3 2060 1,71
при кручении
Пкр ~ 89 —
— 1 4
1190 ’
Приведенный запас прочности по формуле (36)
/„2 + „2 "К 5,5а + 8,8а
“из “кр
Достаточность выбранных размеров рассматриваемого сече-
ния дополнительно проверяем на статическую прочность при дей-
ствии наибольшего пускового момента. Напряжения от изгиба
при этом моменте
ЛЕ 4ЯП
«7 = 204 W = 297
напряжения от кручения, подсчитанные выше, т = 89 кгс/см2.
Запас прочности относительно предела текучести материала
вала аг — 4300 кгс/см2 (табл. II) по формуле (30)
оу 4300
"Г = = Г2ЭТ- + М9- = 8Д
Допустимый запас прочности по табл. 12 [м] = \пт] — 1,5.
Расчет по предельным нагрузкам (второй расчетный случай)
согласно стр. 11 производим на статическую прочность по моменту
М'Пред\ = 875 кгс-см.
Напряжения от изгиба при этом моменте
»’..= '>„:^, = 294-» = 54»^“«;
напряжения сдвига
х' = 89 -Цтг = 162 кгс/см2.
Запас прочности относительно предела текучести по формуле (30)
аг 4300 а о
ПТ = ----------- ...... — 6,9.
/(<з)2 + 4 (*')2 540 + 4’1622
Допускаемый запас прочности для этого случая по табл. 12
пт — 1,2.
144
Аналогично подсчитывается и запас прочности в сечении II—II.
В сечении /—I вал работает только на кручение. При расчете
по первому случаю нагрузки согласно стр. 49 за расчетный при-
нимаем момент Mi при наибольшем пусковом моменте двигателя.
Принятый диаметр вала d = 25 мм, напряжения в рассчитываемом
сечении при этом диаметре
480 . со , ,
Х~ 0,2d3 — 0,2-2,53 — 53 кгс/см .
Согласно стр. 49 принимаем, что эти напряжения изменяются
по симметричному циклу. Среднее напряжение и амплитуда
цикла в этом случае- тср = 0, та — 153 кгс/см2.
Принятый коэффициент концентрации напряжений в сечении
(шпоночный паз) по табл. IX kKp — 1,5.
Запас прочности по усталостному разрушению по формуле (34)
_ 1
Кр ^ср I ТД ,
кр
153 1 5 “ 4Д
1190 1,5
Запас прочности относительно предела текучести тг = 2300 кгс1см2
при кручении (см. табл. II)
тт 2300
^=-Г = П5Г =
15.
Наименьшие допустимые запасы прочности для этого случая
In ] •= [пг] = 1,5.
Запас прочности относительно предела текучести при действии
предельного момента M'npedi = 875 кгс-см (второй расчетный слу-
чай)
м\ 480 q „
/гг -пт , - 15 875 - 8,2.
iYlnpedt
Наименьший допустимый запас прочности для этого случая по
табл. 12 [nr] = 1,2.
6. РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ РЕДУКТОРА
Расчет этих подшипников рассмотрим на примере первого вала
редуктора в двух вариантах, указанных на стр. 52: по наибольшей
и эквивалентной нагрузкам.
Расчет по наибольшей нагрузке. Согласно стр. 53 при этом рас-
чете исходим из условного числа часов работы подшипника h =
= 4000, указанного в табл. 14 для среднего режима работы ме-
ханизма. Расчет производим по нагрузкам на опоры вала при
среднем пусковом моменте Мх = 330 кгс-см. Величины этих
нагрузок (стр. 141) на опору А (см. рис. 34) RA = 130 кгс, на
опору В RB = 55 кгс, осевой Ро = 42 кгс.
145
В качестве опор приняты радиальные однорядные шариковые
подшипники, один из которых у опоры В закреплен в корпусе от
осевых перемещений и воспринимает осевые нагрузки, а второй
может свободно перемещаться в осевом направлении. Расчет-
ные нагрузки на подшипники по формуле (111) будут равны:
на опору A (R = А = 0)
Ррасч — (RkK + mA)kd = 130-1 • 1,3 = 169 кгс;
на опору В (Р = RB, А = Ро)
Ррасч = (55А + 1,5-42). 1 -1,3 = 118 кгс.
Коэффициенты kd и kK приняты по табл. 23 и согласно стр. 53.
Так как оба подшипника одинаковы, дальнейший расчет ведем
по наибольшей нагрузке Ррасч ~ 169 кгс.
Необходимый коэффициент работоспособности подшипника при
числе оборотов вала п = щ = 885 об/мин по формуле (113)
с = Ррасч (nh)0,3 = 169 (885-4OOO)0,3 = 15700.
Исходя из принятого ранее диаметра цапфы d = 25 мм, по
табл. XVII в данном случае может быть выбран подшипник № 205
легкой серии с коэффициентом работоспособности С = 16 000.
Расчет по эквивалентной нагрузке. При этом расчете по табл. 14
выбираем срок службы рассчитываемого подшипника А = 10 лет.
Принятые выше (стр. 74) коэффициенты использования крана
kn = 0,4, ku = 0,5; продолжительность включения механизма
25% ПВ (б = 0,25). По табл. 13 принятому сроку службы А со-
ответствует число часов работы крана Т = 14 460. Расчетное число
часов работы механизма
Трасч = Тъ = 14460-0,25 - 3620.
В дальнейшем за расчетную принимаем нагрузку на опору А
при среднем пусковом моменте = 330 кгс*см Р = Ra =
= 130 кгс, подсчитанную выше.
Рабочий момент на рассчитываемом валу при подъеме номи-
нального груза (стр. 131) Мрб = 2,09 кгс-м. Соотношение нагру-
зок на подшипник при этом моменте (PJ и при среднем пусковом
моменте (Р)
_____ Мрб __ 209 _ л
Р Mi ~ 330 “ ,ии-
Усилие, необходимое для передвижения ненагруженной тележки,
без учета потерь на трение в ребордах согласно стр. 128
n' 2Gtn / р . d \ 2-4000 /л лл । л no \
Р« = ~DT V + И т) = “25- (°’04 + 0,02~2~) =- 35 кгс-
146
Потери на трение в ребордах
Р - Р ^—1 0,7 = 310 2,5~' 0,7 = 130 кгс,
р У а 2,5
где Ру — усилие, необходимое для передвижения груженой
тележки.
Коэффициент 0,7 учитывает снижение потерь Ру при ненагру-
женной тележке.
Полное усилие, необходимое для передвижения тележки,
PQ = p'Q + Рр = 35 + 130 = 165 кгс.
Момент на рассчитываемом валу при передвижении порожней
тележки
Мрб = Мрб -^ = 2,09^ = 1,24 кгс-м.
Соотношение между нагрузками на подшипник при ненагружен-
ной тележке (Ро) и при действии среднего пускового момента (Р)
Ро _ м'Рб _ 1,24 _ п „
Р ~ Ml ” 3,3 — и’62.
Коэффициент приведения к эквивалентной нагрузке по формуле
(П8) _________________________________
„ ~\f ( Pl \3 А I ( Р» \3/1 А \ । Zo/ok
% — У ( Р ) ( Р ) (1 £«) + 7200/п ~
3 / 1 90.92
= у (0,66)3 0,5 + (0,32)3 (1 - 0,5) + = 0,57.
Величины ZeK, teK и tn выбраны ранее (см. стр. 134).
Эквивалентная нагрузка по формуле (114)
Р3 — Рфэ = 130-0,57 - 74 кгс.
Расчетная нагрузка по формуле (111) при А = 0 и р — рэ
Рра« = РэМа = 74-1-1,3 = 96 кгс.
Коэффициенты kd и kK приняты те же, что и в предыдущем расчете.
Необходимый коэффициент работоспособности по формуле (113)
с = Ррасч (nti)0,3 = 96 (885-362O)0’3 = 8120.
Поскольку диаметр цапфы вала d = 25 мм задан по конструк-
тивным соображениям и уменьшен быть не может, в рассчитыва-
емом редукторе принят подшипник № 205, указанный выше.
147
7. УЗЕЛ ПРИВОДНЫХ КОЛЕС
Конструкция узла. Этот узел (рис. 36) состоит из приводного
колеса /, которое насажено на шпонке на вал 3, связанный с при-
водным валом редуктора зубчатой муфтой (см. схему на рис. 31, в).
Вал колеса вращается в конических роликовых подшипниках,
установленных в специальных корпусах (буксах) 2; последние
укреплены на раме тележки болтами.
Расчетные нагрузки. На узел действуют нагрузки от веса те-
лежки (принимаем его равномерно распределенным на ходовые
колеса) и от веса поднимаемого груза. Схема действия этих нагру-
Рис. 36. Узел приводных колес тележки рассчитываемого крана
зок приведена на рис. 33. Согласно этой схеме, нагрузка на при-
водные колеса от веса поднимаемого груза
Я =Q-k = 10000 ™ = 6150 кгс.
Zq 1ZOU
Нагрузка на наиболее нагруженную опору С
= ^-4--^ = 6150^-+^-= 4230 кгс.
Расчетная нагрузка на эту опору
Ррасч = Pckd = 4230.1,2 = 5080 кгс,
где kg = 1,24-1,5 — динамический коэффициент, учитывающий
ударный характер приложения нагрузки.
Нагрузка на опору А
Ря = /?-^ + -^-615°-^- + ^-= 3920 кгс.
148
Расчет вала ходовых колес. Предварительно размеры этого вала
определяем в сечениях /—/ и II—II (рис. 36).
В сечении II—II вал работает на изгиб и кручение. Изгиба-
ющий момент (рис. 37)
Миз = = 508"'-- = 25400 кгс-см.
Кроме силы Ррасч в горизонтальной плоскости вал будет изгибаться
усилием, которое необходимо для передвижения колеса, нагружен-
ного силой Рс. Вследствие малой величины этого усилия в даль-
нейший расчет оно не вводится.
Крутящий момент при действии
наибольшего пускового момента дви-
гателя (стр. 134) 10000 кгс-см.
Между приводными колесами этот
момент распределится обратно про-
порционально нагрузкам на них.
В соответствии с этим момент на рас-
считываемом валу (см. рис. 33)
Мкр = Мз Рс + Ра =
= 10000 = 5450 KSC^M-
Рис. 37. Схема к расчету вала
ходового колеса
Приведенный момент по формуле (5)
табл. 22
Мпр = VMis + (амкр)2 = V25400' + (1-5450)2 = 26000 кгс-см.
Согласно стр. 49 а = 1 (для симметричного цикла).
В качестве материала вала выбираем сталь 45 с пределом вы-
носливости <f_i = 2500 кгс/см2 (см. табл. II). Допускаемые напря-
жения по формуле (39)
[°из1 — — i s.2,5 ~ кгс/см2.
Запас прочности [п] = 1,5 и поправочный коэффициент k' =
= 2,5 приняты по табл. 12 и 10.
Необходимый диаметр вала по формуле (7) табл. 22
d
' о,1 (аиэ]
У 26000
V 0,1-665
= 6,3 см.
Принято d = 75 мм.
149
В сечении /—/ вал работает только на кручение. Допускаемые
напряжения при пределе выносливости = 1500 кгс/см2
(табл. II) по формуле (39)
= [n] k" = 1,5-2,5 = 400 кгс/см2.
Необходимый диаметр вала в этом сечении по формуле (4) табл. 22
V 0.2 [т] ~У 0,2-400 4,1 СМ-
Принято d = 60 мм.
Как в предыдущих случаях, поверочный расчет вала на уста-
лостную прочность при действии рабочих нагрузок производим
в местах предполагаемого максимума напряжений (с учетом кон-
центрации). В данном случае он может иметь место в сечениях
1—1, II—11 и III—I11 (см. рис. 36).
При определении расчетного числа циклов по табл. 14 прини-
маем срок службы вала Л = 15 лет, соответствующее ему число
часов работы по табл. 13 Т = 21 680.
Общее число нагружений вала при изгибе и принятой продол-
жительности включения е = 0,25 (25% ПВ) по формуле (44)
Zo = бОТпе = 60-21 680-40,1-0,25 = 1,3-10’,
где п — пк — число оборотов вала в минуту, равное числу обо-
ротов ходовых колес (стр. 130).
Нагрузки на вал:
при подъеме номинального груза Q (стр. 148)
Р = Рс = 4230 кгс,
при подъеме груза 7500 кгс (0,75 Q)
Д0 75 = 3420 кгс = 0,81);
при ненагруженной тележке
Ро = 1000 кгс = 0,2).
Коэффициент приведения к расчетному числу циклов по фор-
муле (57)
Фпр — Н- ( р J О *„) + О ^«) у р J —
= (0,4 + (0,81 )8 (I — 0,4)] 0,5 + (I — 0,5) (0,2)8 = 0,22.
Коэффициенты kn и ku приняты те же, что и для механизма подъ-
ема (стр. 74).
150
Расчетное число нагружений при изгибе по формуле (43)
Z^ = Zo<P„p - 1.3 • 10’ -0,22 -- 2,9 • 10е.
Расчетное число нагружений при работе на кручение и числе вклю-
чений ZeK = 120 в час по формуле (56)
1расч = TZeK = 21 680-120 = 2,6- 10е.
Последующий расчет вала аналогичен приведенному выше для
первого вала редуктора.
При расчете по предельным нагрузкам (второй расчетный
случай) расчетный момент на первом валу редуктора Мпред1 =
= 8,75 кгс-м (стр. 134).
Момент на третьем (выходном) валу редуктора
д4' _ ^пред 1«о _ 8,75-21,9 _203 кгс-м
мпредз~ Т)2 ~ о,972 — 2и3 кгс л.
Крутящий момент, передаваемый рассчитываемым валом,
м’кр = м'пред3 Р4Ср- = 20300 "St = 1° 550 кгс-см.
r rQ -j- Г Д O1OU
Напряжения в сечении /—/ этого вала по формуле (3) табл. 22
т — Мкр
1 о,2б/3
= 244 кгс!см2.
0,2-б3
Запас прочности относительно предела текучести материала при
кручении тг = 2300 кгс/см2
Напряжения от изгиба в сечении II—II при принятом диаметре
вала d = 75 мм
Миз 25 400 /2г\г\ / 2
виз = -тггтг = n 1 7 кз = 600 кгс/см,
из 0,Id3 0,1«7,53 ’
напряжения сдвига
М' 10 550 1ос , „
Т — 0,2d3 — 0,2-7,53 — 2° ^С/СМ .
Предел текучести материала при изгибе по табл. II =
= 4300 кгс!см2.
Запас прочности относительно предела текучести по формуле (30)
п = °т = — 4300 - = 6,6.
Т /600Ч-4-1262
151
Наименьший допустимый запас прочности при действии пре-
дельных нагрузок по табл. 12 [/г] — [лг] = 1,2.
Расчет опорных подшипников. В рассчитываемом узле приняты
конические роликовые подшипники по ГОСТу 333—59 с углом
наклона роликов 0 = 12° (рис. 38). На каждый подшипник будут
действовать следующие нагрузки:
а) вертикальная от веса груза и тележки (между подшипни-
ками распределяется поровну)
D Рс 4230 П11С
Ri = — —g— = 2115 кгс;
$=585
Рис. 38. Схема действия нагрузок на опорные под-
шипники вала ходового колеса тележки
б) осевая, появляющаяся при перекосе тележки, которую
условно определяем по формуле
Pt = о, 1 Рс = 0,1 -4230 = 423 кгс;
в) осевая составляющая опорного давления роликов на наруж-
ное кольцо подшипника (рис. 38)
S = l,3-^tg0 = 1,3tg 12° = 585 кгс.
При расположении подшипников, показанном на рис. 36,
силы S будут взаимно уравновешиваться и поэтому в расчете не
учтены. Как и при расчете вала, дополнительными нагрузками от
усилия, необходимого для передвижения тележки, пренебрегаем.
Далее расчет приведен в двух вариантах: по наибольшим и эк-
вивалентным нагрузкам.
При расчете по наибольшим нагрузкам по табл. 14 принимаем
условный срок службы подшипника при заданном среднем ре-
жиме h = 4000 ч.
152
Расчетная нагрузка по формуле (111) при R — R1 и А — Р]
Рраеч = (,RkK + mA) kd - (2115-1 + 1,5-423) 1,4 = 3850 кгс.
Коэффициенты kd, kK и т приняты по табл. 23, 42 и стр. 53.
Число оборотов колеса (стр. 130) пк = 40,1 об!мин.
Необходимый коэффициент работоспособности подшипника
по формуле (113)
С = Р^сч (nh)°‘3 = 3850 (40,1-4ООО)0,3 = 140 000.
При расчете по эквивалентным нагрузкам за расчетную при-
нимаем нагрузку Р = Рс = 4230 кгс. Исходя из принятых ранее
соотношений нагрузок и коэффициентов использования крана
(стр. 150 и 74) по формуле (116) имеем при гвк*вк п
7200/rt U
- Ж4Р- + (-^У <> - М + (->У о - « =
= 10,4 + (0,81)3 (1 —0,4)] 0,5 + (0,2)3 (1 —0,5) = 0,71.
Эквивалентные нагрузки на подшипники (радиальная и осевая)
R = R1(Pj = 2115-0,71 = 1500 кгс\
Д = Рг<[1э = 423-0,71 = 300 кгс.
По табл. 14 принимаем срок службы подшипника А = 10 лет,
расчетное число часов его работы при этом сроке службы Т =
= 3620 (стр. 146).
Расчетная нагрузка на подшипник по формуле (111)
Ррасч = (RkK + mA) kd = (1500-1 + 1,5-300) 1,4 = 2730 кгс.
Коэффициенты kd, kK и т приняты те же, что и при расчете по
наибольшим нагрузкам.
Необходимый коэффициент работоспособности подшипника
по формуле (113)
С = Ррасч (nh)°‘3 = 2730(40,1 -362О)0,3 = 101 000.
Исходя из принятого диаметра шейки вала d = 70 мм (см. рис.
36) выбираем подшипник № 7514 легкой широкой серии (см.
табл. XIX) с коэффициентом работоспособности С = 182 000.
Расчет ходовых колес. Этот расчет производим, исходя из наи-
большей нагрузки на колесо при подъеме номинального груза,
подсчитанной выше, Рс = 4230 кгс.
153
Расчетная нагрузка по формуле (129) при Рс = Рк
Ррасч — Рс^о = 4230-1,08 = 4560 кгс.
Коэффициент k0 принят по табл. 27 при = ~4qqo° ~ 2>5 (отно-
шение веса груза к весу тележки) для среднего режима работы.
Принятый тип подтележечного рельса — крановый КР-70
с головкой, закругленной по радиусу R = 400 мм (см. табл. XVI),
радиус колеса тележки гк = 125 мм.
Величина контактных напряжений в точке касания колеса
с рельсом по формуле (128)
= 16500атУ-^- =
У rmax
= 16 500-0,61/= 13 500 кгс/см2.
у 4U^
В этой формуле rmax — наибольший из радиусов соприкасаю-
щихся поверхностей; в данном случае это R = 400 мм.
Коэффициент а = 0,6 принят по табл. 26 для отношения
— — 125 = 0 31
R ““ 400 0,61 ‘
Исходя из найденных контактных напряжений, по табл. 50
в качестве материала колеса выбираем стальное литье 55Л с по-
следующей закалкой до твердости НВ 300—350. Допускаемые
напряжения для этого материала, согласно табл. 50, [ал] =
= 17 000 кгс!см2.
Таблица 50. Допускаемые контактные напряжения [ак]
для ходовых колес
Материал колеса Твердость поверхности обода НВ [0^.] в кгс/см2
для рельса с плоской головкой для рельса с закруглен- ной ГОЛОВКОЙ
Сталь 45 217 300—400 4500 7500 11 000 18 000
Сталь 50Г2 241 300—400 5500 8500 13 000 22 000
Сталь 65Г 269 300—400 6000 8500 14 000 22 000
Стальное литье 55Л 217 300—400 4500 7500 И 000 17 000
Стальное литье 35ХГСЛ 202 300-400 5000 8000 12 000 20 000
154
8. СОЕДИНИТЕЛЬНЫЕ МУФТЫ
В рассчитываемом механизме для соединения валов двигателя
и редуктора установлена втулочно-пальцевая муфта. Две зубча-
тые муфты служат для соединения выходного вала редуктора
с валами ходовых колес. Расчет втулочно-пальцевой муфты дол-
жен быть произведен по наибольшему пусковому моменту с уче-
том сил инерции половин муфты аналогично тому, как это сде-
лано для муфты механизма подъема (стр. 102). Проверка этой муфты
по предельному моменту (второй расчетный случай) при установке
тормоза на валу редуктора обычно не требуется.
Согласно стр. 57, зубчатую муфту выбираем по
ГОСТу 5006—55 по наибольшему из моментов, определяемых из
следующего расчета:
а) момент, передаваемый муфтой при действии наибольшего
пускового момента двигателя (первый расчетный случай); согласно
стр. 149, Мкр = 5450 кгс-см.
Расчетный момент по формуле (124) при М = Мкр
Мрасч = MKpklk2 = 5450-1,2-1,2 = 7860 кгс-см.
Коэффициенты kx и k2 приняты по табл. 25.
Предельный момент, передаваемый муфтой (второй расчетный
случай, стр. 151), М'кр = 10 550 кгс-см.< Расчетный момент, соот-
ветствующий этому случаю,
Мрасч = MKpk\k2 = 10 550-1,2-1 = 12 680 кгс-см.
Коэффициент k2 в этом случае принимаем равным единице (стр. 58).
Муфту выбираем по наибольшему из найденных расчетных
моментов Мрасч = 12 680 кгс-см. В рассчитываемом механизме,
исходя из принятого диаметра вала d = 60 мм, установлена
муфта № 3 типа МЗП с наибольшим крутящим моментом Мкр =
= 31 500 кгс-см.
9. РАСЧЕТ ТОРМОЗА
В рассчитываемом механизме установлен колодочный корот-
коходовой тормоз, аналогичный приведенному на рис. 27 для ме-
ханизма подъема. Тормоз помещен на первом валу редуктора
(см. рис. 10).
Согласно стр. 64, необходимый тормозной момент тормоза
определяем по заданной величине замедления при остановке
груженой тележки: принятая величина этого замедления arD =
= 0,45 м!сек2.
Необходимое время торможения тележки при заданной ско-
рости v = 31,5 м!мин и равнозамедленном движении
. v 31,5 . п
— 60аср ~ 60-0,45 — 1,2 СеК’
155
Момент сил инерции, приведенный к тормозному валу (первый
вал редуктора), по формуле (10) при tH = tT, GD2 = GD% и n — пд
.. GD2Qnd 2,3-885 . co
375tT “ 375-1,2 ~4,62 кгс-M,
где GDq — маховой момент механизма при груженой тележке
(стр. 131).
Усилие, необходимое для передвижения тележки с грузом
(стр. 128) Ру = 310 кгс. Момент этого усилия, приведенный к тор-
мозному валу,
Д - 310 = ’66
где DK и iQ — диаметр ходового колеса тележки и передаточное
число механизма;
т]0 — коэффициент полезного действия механизма.
Момент Мрв будет складываться с моментом тормоза и помо-
гать торможению. В соответствии с этим необходимый тормозной
момент
Мт = Ми — МРб = 4t62— 1,66 = 2,96 кгс-м.
При выбранном тормозном моменте должен быть достаточный
запас сцепления колес с рельсами.
Сила инерции тележки с грузом при принятом ускорении
аср 0,45 м1сек* по формуле (9) при G — Q + Gm
Р. = _ 1°№+«»0 ол6 _ 645 К(
Сила сцепления приводных (тормозных) колес с рельсами,
подсчитанная выше (стр. 132), Рсц = 1630 кгс.
Коэффициент запаса сцепления
Р = = 2,62.
г Ри 645
Наименьшая допустимая величина Р = 1,2-ь1,3.
ГЛАВА III
РАСЧЕТ МОСТА ЭЛЕКТРИЧЕСКОГО МОСТОВОГО КРАНА
ГРУЗОПОДЪЕМНОСТЬЮ 10 тс
В этой главе рассмотрен расчет моста крана, показанного на
рис. 9. Расчет тележки этого крана (механизмов подъема и пере-
движения) приведен выше в гл. I и II, общая характеристика и
описание крана даны на стр. 66.
1. КРАТКОЕ ОПИСАНИЕ КОНСТРУКЦИИ МОСТА
На рис. 39 приведены схемы двух основных типов мостов, при-
меняемых в кранах общего назначения малой и средней грузо-
подъемности. В первой схеме (рис. 39, а) мост имеет две главные
фермы (рис. 39, б), или балки 4, на которые передаются основные
нагрузки от веса тележки и поднимаемого груза. Жесткость моста
в горизонтальной плоскости обеспечивается горизонтальными
связями 5, воспринимающими силы инерции от веса тележки
и груза и самого моста и связывающими главную ферму со вспо-
могательной фермой 1. Эта ферма нагружена весами горизонталь-
ных связей, механизма передвижения и остальных вспомогатель-
ных устройств (троллеи, кабина) и вместе с главной фермой и го-
ризонтальными связями образует жесткую пространственную си-
стему.
Главные балки (фермы) опираются на концевые балки 2, в ко-
торых установлены ходовые колеса моста. Тип главной фермы
(балки) зависит от заданного пролета крана. При малых пролетах
применяют сварные балки двутаврового сечения (иногда прокат-
ные профили), при больших (свыше 16 м) — фермы (рис. 39, б и в).
Преимуществом балок является простота изготовления, недостат-
ком — больший (по сравнению с фермами) вес, особенно при боль-
ших пролетах крана. При автоматической сварке, которую удобно
применять для балок,также повышается и их надежность по срав-
нению с фермами, в связи с этим в ряде случаев они применяются
и в мостах больших (порядка 26—30 м) пролетов. Мосты,
157
выполненные по схеме рис. 39, а, отличаются большой жест-
костью и надежностью в эксплуатации.
Мосты крюковых кранов общего назначения, выпускаемых
отечественными заводами, в большинстве случаев выполняются
по второй схеме (рис. 39, г) с так называемыми коробчатыми бал-
ками. Этот тип моста и принят в рассчитываемом кране. Балки
этих мостов имеют прямоугольное сечение, что обеспечивает их
Рис. 39. Схемы металлических конструкций мостов мосто-
вых кранов
достаточную жесткость как в вертикальной, так и в горизонтальной
плоскости, а также в поперечном сечении при действии скручива-
ющих моментов от веса механизма передвижения, кабины и т. п.
В связи с этим вспомогательные фермы в мостах такого типа от-
сутствуют.
Выполненные по этой схеме мосты более просты в изготовлении
и позволяют широко применять автоматическую сварку; однако
для обеспечения их жесткости при больших пролетах кранов
приходится значительно увеличивать высоту балок этих мостов,
что приводит к их значительному утяжелению и соответственно
увеличению нагрузок на элементы здания.
15b
На рис. 40 приведены основные схемы механизмов передвиже-
ния мостов мостовых кранов. Выбор той или иной из приведенных
на рисунке схем в значительной степени зависит от принятой схемы
металлической конструкции моста.
Схема по рис. 40, а в основном применяется для мостов со
вспомогательными фермами (рис. 39, а). В этой схеме ходовые
колеса 4 связаны с зубчатыми венцами и свободно вращаются на
неподвижных осях, укрепленных в концевых балках. Венцы
сцепляются с шестернями 3, которые насажены на концы транс-
миссионного вала, идущего вдоль всего моста крана и приводи-
мого во вращение от электродвигателя 2 через редуктор 1.
Как показал опыт продолжительной эксплуатации таких ме-
ханизмов, они хорошо зарекомендовали себя при работе в весьма
тяжелых условиях (например, в металлургических цехах). Не-
достатком этой схемы является затрудненность осмотра втулок
ходовых колес, который особенно необходим при подшипниках
скольжения. До некоторой степени это может быть устранено
установкой колес на подшипниках качения. Имеется также опас-
ность повреждения и быстрого износа зубчатого венца и шестерни
открытой пары передачи на ходовые колеса.
Схемы по рис. 40, б и 40, в наиболее часто применяются в ме-
ханизмах передвижения мостов кран-балок (гл. IV), в некоторых
случаях — в механизмах передвижения мостов с коробчатыми
балками. В первой схеме применен тихоходный вал 3, непосред-
ственно связанный с осями ходовых колес зубчатыми муфтами.
Вал приводится во вращение электродвигателем 2 через редуктор /.
Во второй схеме между трансмиссионным валом и валом ходо-
вых колес помещены дополнительно редукторы /, что позволяет
несколько уменьшить диаметр трансмиссионного вала, но удоро-
жает механизм. Схему по рис. 40, б целесообразно применять
при малых пролетах и по рис. 40, в — при больших пролетах
мостов.
На рис. 40, г приведена схема механизма передвижения с быс-
троходным трансмиссионным валом, широко применяемая в дан-
ное время краностроительными заводами. В этой схеме трансмис-
сионный вал 2 при помощи муфт непосредственно связан с валом
двигателя /, от которого вращение передается через редуктор 3,
зубчатую муфту 4 на ходовые колеса 5. Колеса закреплены на ва-
лах, вращающихся в буксах, установленных на концевых балках
моста. В некоторых случаях при невозможности расположить
редуктор у этих балок применяют промежуточный вал (рис. 40, д).
Существенным недостатком этой схемы является ее высокая сто-
имость из-за наличия двух редукторов и быстроходного транс-
миссионного вала, требующего особо тщательного монтажа.
Пятая из рассматриваемых схем (рис. 40, е) выполнена с раз-
дельным приводом от двух независимых двигателей, устанавли-
ваемых по обоим концам моста. Как и в предыдущих схемах,
159
Рис. 40. Схемы механизмов передвижения мостов мостовых кранов
160
каждый из таких механизмов состоит из двигателя /, редуктора 2
и зубчатой муфты 3, соединяющей выходной вал этого редуктора
с валом ходовых колес 4. Эта схема одинаково применима
как для мостов с коробчатыми балками, так и со вспомогатель-
ными фермами; ее существенным преимуществом является отсут-
ствие длинного трансмиссионного вала. Практика эксплуатации
подтвердила достаточную надежность работы механизмов, выпол-
ненных по этой схеме.
2. РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА ПЕРЕДВИЖЕНИЯ МОСТА
Выбор двигателя и определение передаточного числа механизма.
Предварительно принимаем: вес моста с механизмом передвиже-
ния = 12 300 кгс, диаметры ходовых колес и диаметры цапф
их валов (см. табл. 47) DK = 700 мм, d = 90 мм. Ранее при-
нятый вес тележки крана Gm = 4000 кгс. Все валы механизма
передвижения работают на подшипниках качения, подкрановый
рельс — крановый со скругленной головкой.
Общий вес крана
Go = GM 4- Gm = 12 300 + 4000 = 16 300 кгс.
Усилие, необходимое для передвижения крана с грузом, по фор-
муле (136)
р>=ш>(/+и4)о=
= 2 (.0000+.6300) (ад8 + 0да 2,5 _ 320 кгс,
где f и р, — коэффициенты трения качения и трения в цапфах,
принятые по табл. 48;
а — коэффициент, учитывающий дополнительные потери
от трения реборд, токосъемников и т. п. (см. табл. 48).
Согласно стр. 30 двигатель выбираем исходя из заданного вре-
мени пуска tn = 6 сек. Скорость передвижения крана v =
= 70 м!мин. Дополнительное усилие от сил инерции при этом вре-
мени пуска по формуле (9) при tH = tn и G = Q + Go
р _ (Q + G0)o _(10 000+ 16 300)70 _,9,
"-----#607^ ~ 9,81-60.6 020 КгС-
Усилие, необходимое для передвижения моста при пуске, по фор-
муле (63)
Рг = Ру + (1,1 ч- 1,3) Ри = 320 + 1,2-525 = 950 кгс.
Коэффициент 1,2 учитывает влияние вращающихся масс (ротор
двигателя, тормозная муфта и т. п.), непосредствено не вводимых
в расчет.
6 Н. Г. Павлов 1061
161
Необходимая пусковая мощность двигателя по формуле (60)
при Р = Р,
.. _ _ 950-70 _ ,q
7V,t “ 612От]о — 6120-0,85 — 16 Квт'
где т)0 — коэффициент полезного действия механизма, предва-
рительно принятый по табл. 16.
Согласно стр. 31 принимаем средний коэффициент пусковой
перегрузки двигателя фср = 1,5. Необходимая мощность двига-
теля
N — = 8,7 квт.
фср 1.5
Мощность двигателя при установившемся движении
.. PyV 320-70 . о
~ 612Опо — 6120-0,85 ~ 4,3 Квт"
Как видно из сравнения мощностей Ny и N, двигатель должен
быть выбран из условий пуска по мощности N = 8,7 квт.
Согласно стр. 10 заданному среднему режиму работы механизма
соответствует продолжительность включения 25% ПВ. Исходя из
этой продолжительности, по табл. XXX принят двигатель
типа МТВ311-6 мощностью Nd = 11 квт с числом оборотов пд =
950 об!мин. Маховой момент ротора двигателя GD2P —
=0,90 кгс-м2, кратность предельного момента = 2,7.
Согласно стр. 31 производим окончательную проверку выбран-
ного двигателя по условиям пуска.
Маховой момент крана с грузом, приведенный к валу двига-
теля, по формуле (11) при G = Q + Go и п = пд
G£>2np = O,l(Q + Go)-^- =
пд
= 0,1 (10 000 + 16 300) = 14,2 кгс-м2.
При расчете махового момента механизма следует учесть ма-
ховые моменты семи зубчатых муфт, установленных на быстро-
ходном валу (рис. 41). Принятые предварительно диаметры этих
муфт DM = 185 мм, маховые моменты по табл. XXI GD2M =
= 0,47 кгс-м2, принятый диаметр тормозной муфты DT = 300 мм,
ее маховой момент GD2 — 1,85 кгс-м2.
Общий маховой момент механизма и крана с грузом, приведен-
ный к валу двигателя,
G£>o == (GD2P 4- GD2 4- 7GD2M) 1,2 + GD2P =
= (0,90 4- 1,85 4- 7-0,47) 1,2 4- 14,2 = 22,2 кгс-м2.
162
Согласно стр. 34, принимаем наибольший и наименьший коэф-
фициенты пусковой перегрузки двигателя фгаах = 2 и i|>min = 1,2.
Средний коэффициент пусковой перегрузки по формуле (74)
.1. _Я^тах + 4’min 2 -|- 1,2 _ . „
ЧЪр 2 2 *’и'
Номинальный момент двигателя
Мном = 975 -^- = 975=11,2 кгс-м.
ном Пд 950 ’
Средний пусковой момент двигателя
Мср = Мном^ср = 11,2-1,6 = 17,9 кгс-м.
Рабочий момент, приведенный к валу двигателя,
N„ , 4,3
Л4«я = 975---” 975- О1-д’ = 4,4 кгс-м.
ng 950 ’
Избыточный момент (момент сил инерции) при среднем пусковом
моменте двигателя
М„ = Мс„ — Mpg — 17,9 — 4,4 = 13,5 кгс-м.
Время пуска по формуле (75)
GD%nd 22,2-950 . о
— 375Л1„ “ 375-13,5 ~4,2 СеК"
В рассчитываемом механизме установлен двухступенчатый
редуктор с общим передаточным числом t0 = 31,5 и передаточными
числами отдельных ступеней =6,1 и 1, = 5,2. Расчет переда-
точного числа аналогичен приведенному выше для механизма
передвижения тележки.
Расчетные нагрузки и расчетное число циклов. Этот расчет рас-
смотрим на примере трансмиссионного вала. Согласно стр. 15
расчет этого вала на усталостную прочность производим по на-
грузкам, соответствующим положению тележки с грузом на рас-
стоянии /х = у I от опоры (рис. 42, а). Нагрузка на наиболее
нагруженную опору А при этом будет равна
fl л = (Q + + -т = 14 000 Н °и ОТО3500 +
, 12 300 1СОСп
Н---2— = 16650 кгс,
нагрузка на правую опору В
= Q + Gm + GM — Ra = 14 000 + 12 300 — 16 650 = 9650 кгс.
Здесь GM — вес моста, принятый выше (стр. 161).
163
£
Рис. 41. Схема механизма передвижения моста рассчитываемого крана
б)
RB
1г=1100
0+1}т=14000
7000 ।
0„=12300 *
1=10000
1'2=1250
Рис. 42. Схемы к расчету опорных нагрузок моста мостового крана
Рабочий момент в данном случае распределится между правым
и левым участками вала обратно пропорционально нагрузкам на
приводные колеса моста. Соответственно для участка I—I (рис. 41)
имеем
Ду»' ДЖ Ra А А 650 Л лл
Мрб — Мрб Ra+rb — 4>4 16 650 + 9650 = 2,60 кгс’м-
Наибольший пусковой момент двигателя
^шах ^яолФтах 11,2*2 22,4 КСС-М.
Избыточный момент
М’и = MmaX — Мрб = 22,4 — 4,4 = 18 кгс-м.
Маховой момент деталей, расположенных по левую сторону от
участка I—I (рис. 41),
GDj = 3GD2M = 3-0,47 =1,41 кгс-м2.
Маховой момент крана (мост и тележка с грузом) для рассчитывае-
мого участка I—I должен быть определен с учетом смещения
тележки относительно опор моста. Согласно схеме рис. 42, а
имеем, исходя из формулы (11),
GD2p = Г0,56л, + (Q + Gm) 10,1 -4- =
L J П'д
(пс ЮОЛЛ , 1 л ЛЛЛ 14 000 — 3500\ п . 70а п о
= ^0,5-12 300 + 14000 —[4000—j 0,1 "§502 ~ 9 кгс-м2.
Общий маховой момент для участка I—I
GD201 = l,2GDl + GD2np= 1,2-1,41+9= 10,7 кгс-м2.
Момент на рассматриваемом участке вала по формуле (18) при
наибольшем пусковом моменте двигателя
Мкр=Мрб + М'и^ =2,6+ 18^= 11,8 кгс-м.
Проверку на статическую прочность в данном случае производим
при положении тележки у левой опоры (рис. 42, б). Наибольшая
нагрузка на эту опору
Ra = (Q + Gm) —-----1—f- = 14000-----14000---F
. 12300 1СПЛА
Ч---s— = 18900 кгс.
165
Рабочий момент на участке 1—1 при этом положении тележки
лл" л л 18 900 о
Мр6 ~ Ra + Rb ~ 4,4' 26 300 ~ 3’ 6 /<гс'-и-
Расчетный маховой момент крана с грузом
GD2np — (о,5-12300 + 14000-^)0,1Х= Ю.2 кгс-м2.
\ 1т1 uv/u у t/OU
Общий маховой момент для участка /—/
GD2m = 1,2GD2 + GD„P = 1,2-1,41 + 10,2 = 11,9 кгс-м2;
момент сил инерции для этого участка
» GD™ 11 а
Mu = 18'W =10’6 кгс-м-,
суммарный момент
Мкр = УИрб + Ми = 3,16 + 10,6 = 13,76 кгс-м.
При проверке вала по предельным нагрузкам (второй расчет-
ный случай) принимаем, что давление на опору А будет распре-
деляться поровну между обоими колесами. Нагрузка на колесо
Рк = = 9450 кгс.
Сила сцепления между колесом и рельсом при коэффициенте сцеп-
ления Ji# = 0,2 (стр. 11)
Рсц = Л+о = 9450-0,2 = 1890 кгс.
Момент этой силы, приведенный к рассчитываемому валу (см.
рис. 41),
Мсц = Рс«-%гПо = 1890-2^0,94= 19,7 кгс-м,
где i0 и г) о — передаточное число и общий коэффициент полез-
ного действия редуктора.
Этот момент для данного случая и принят за расчетный.
Расчетное число включений механизма при принятом среднем
режиме, согласно табл. 15, ZeK = 120 в час.
При расчете числа нагружений рассматриваемого вала по
табл. 14 принимаем срок его службы А = 15 лет, общее число
часов работы по табл. 13 Т = 21 680. Расчетное число нагружений
вала при работе на кручение по формуле (56)
Zpac4 = Zo = TZeK = 21 680-120 = 2,6-10®.
166
Расчет трансмиссионного вала. Размеры этого вала при рас-
чете по первому случаю нагрузки определяем для наиболее нагру-
женного участка /—I (см. рис. 41), исходя из момента МКр —
— 1180 кгс-см, найденного выше.
В качестве материала выбрана сталь 45 с пределом выносли-
вости при кручении tLi — 1500 кгс/см2 (табл. II), запас прочности
[п] и поправочный коэффициент k" принимаем по табл. 12 и 10.
Допускаемые напряжения по формуле (39)
= [n] k" = 1,5-2,8 “ 360 кгс/см2.
Расчетный крутящий момент по формуле (20)
Мрасч = MKpkd = 1180-1,2 = 1420 кгс-см,
где kd — динамический коэффициент, принятый согласно стр. 13.
Необходимый диаметр вала из условия усталостной прочности
по формуле (4) табл. 22 при Мкр — Мрасч
d ~У 0,2 [т] — ' 0,2-360 2,7 СМ'
Принятый наименьший диаметр вала (в местах посадки ступиц
зубчатых муфт) d = 40 мм.
Необходимый диаметр средней части вала dcp определяем из
условия жесткости по формуле (108). Допустимый угол закручи-
вания принят, согласно стр. 52, равным у = 0,4 град/м
4/Н80
dcp = 0,52У ~~^ = 0,52 У — =4 см.
Принято dcp = 50 мм.
Наибольшее допустимое расстояние I между подшипниками
вала определяем из условия, чтобы его прогиб под действием соб-
ственного веса не превышал I- Соответственно по формуле (109)
при d — dcp
/_2°° 17^4-200^^.^= 254 ом,
где ge = 0,153 кгс/см — вес 1 см среднего участка вала.
Поскольку вал является быстроходным, согласно стр. 52, это
расстояние дополнительно проверяем по критическому числу обо-
ротов
= 1,2па = 1,2-950 = 1140 об/мин.
167
Наибольшее допустимое расстояние между опорами из этого усло-
вия по формуле (НО) при d = dcp
I = 34,8 у = 34,8 = 2,3 м.
За расчетное в данном случае должно быть принято наибольшее
из расстояний, указанных на рис. 41, I — 230 мм.
Предельный момент, передаваемый валом при положении
тележки у опоры, при расчете по второму расчетному случаю
Мкр = МСц — 1970 кгс-см (стр. 166). Расчетный момент
Мрасч = M"Kpkd = 1970-1,2 = 2370 кгс-см-,
напряжения от этого момента
Запас прочности относительно предела текучести тг =
= 2300 кгс!см2 (см. табл. II)
т_ 2300
«Г — — — -[87" — 2’^'
Поверочный расчет вала, как и в предыдущих случаях, произ-
водим в местах предполагаемого максимума напряжений (с учетом
концентрации). Такими местами являются сечения /—/ и II—II,
показанные на рис. 43. Этот расчет аналогичен рассмотренному
в гл. II для механизма передвижения тележки.
Нагрузками на опоры вала являются его вес и вес помещенных
на нем деталей, а также дополнительные усилия от прогиба моста
под нагрузкой. Поскольку учесть эти усилия затруднительно,
размеры подшипников вала выбраны конструктивно; в данном
случае приняты радиальные однорядные подшипники средней
серии по ГОСТу 8338—57. При выборе зубчатых муфт, согласно
стр. 57 за исходные должны быть приняты моменты М'кр =
= 1376 кгс-см для первого расчетного случая и М”кр = 1970 кгс-см
для второго расчетного случая. Расчет этих муфт аналогичен рас-
смотренному выше для механизма передвижения тележки.
Узлы ходовых колес. Расчет ходовых колес производим по
наибольшей нагрузке, имеющей место при положении тележки
у опоры моста. Величина этой нагрузки, подсчитанная выше
(стр. 166),
Рк = = 9450 кгс.
Расчетная нагрузка на колесо по формуле (129)
Ррасч — P&k0 = 9450-1,02 = 9700 кгс,
168
где kt — коэффициент, принятый по табл. 27, для соотношения
весов груза и крана
Q _ ю ооо _ n
Gm + От ~ 12 300 + 4000 —
В качестве материала колес принято стальное литье марки 55Л
с улучшением до твердости 300—320 НВ. Дальнейший их расчет
по заданной нагрузке аналогичен рассмотренному в гл. II для
механизма передвижения тележки.
На рис. 44 приведен схематический чертеж узла ведомых колес
моста. При расчете оси ходового колеса этого узла на усталостную
*1
Рис. 43. Вал механизма передвижения моста
прочность исходим из нагрузки на узел Р' = — 8325 кгс,
найденной при положении тележки на расстоянии V4 пролета
от опоры (стр. 163).
Расчетная нагрузка на ось
Ррасч = = 8325-1,3 = 10 800 кгс,
где kd = 1,3 — динамический коэффициент, учитывающий удар-
ный характер нагрузки, которая прикладывается к оси.
Изгибающий момент в среднем сечении оси I—1, согласно
рис. 45,
Ррад
'пиз — 4
10 800-32
----т----— 86 400 кгс-см.
Напряжения в оси будут изменяться по симметричному циклу.
Принятый материал оси — углеродистая конструкционная
сталь марки 45 с пределом выносливости (см. табл. II) all =
= 2500 кгс/см*.
Допускаемые напряжения по формуле (39)
г 1 °—1 2500 оо_ , ,
[а«3] = — 15,835 кгс/см .
Коэффициенты [п] и k' приняты по табл. 12 и 10.
169
Необходимый диаметр оси по формуле (2) табл. 22
Миз п3/86 400
0,1 [аиэ] ~ V 0,1-835
10,5 см.
Принято d = 120 мм.
Аналогично производится расчет и в сечении II—II.
При поверочном расчете оси для определения расчетного числа
циклов принимаем расчетный срок службы А — 15 лет (см.
табл. 14). Число часов работы механизма при этом сроке по
табл. 13 Т = 21 680.
Рис. 45. Расчетная схема оси
ведомого колеса моста
Число оборотов оси при скорости передвижения крана v =
= 70 м/мин и диаметре колеса DK — 700 мм
п — -%?- = -^=- — 30,2 об/мин.
L) к 3TU,7
Общее число нагружений оси при принятой продолжитель-
ности включения е = 0,25 по формуле (44)
Zo = бОТпе = 60-21 680-30,2-0,25 = 9,9-106.
Нагрузки на колесо, подсчитанные аналогично стр. 150:
при подъеме груза 7500 кгс
PQ 75 = 7375 кгс = — = о эУ
°’75 \ Р 8325
170
при ненагруженной тележке
Ро = 5575 кгс (4 = S = Q \ .
\ Jr OOZO /
Коэффициент приведения по формуле (57)
/ р \8
(1 *„ + (!
= [0,4 + (0,9)8 (1 — 0,4)] 0,5 + (1 — 0,5) (0,55)8 = 0,33.
Расчетное число циклов по формуле (43)
Zpacn = Z0<pnp = 9,9-10е-0,33 = 3,3-10е.
Дальнейший расчет аналогичен приведенному выше для меха-
низма передвижения тележки. Проверка на статическую прочность
оси должна быть произведена по наибольшей нагрузке, соответ-
ствующей положению тележки у опоры моста,
Г)* _ Ра t, __ 18 900 л ОЛЛ 4ЛЛА
л р — 2 — 2 1 ,3 — 1" ЗОи КЗС.
Валы ведущих (приводных) колес кроме изгиба должны быть
рассчитаны на кручение. Расчет числа нагружений и определение
расчетных нагрузок при этом расчете аналогичны приведенным для
трансмиссионного вала моста.
3. МЕТАЛЛИЧЕСКАЯ КОНСТРУКЦИЯ МОСТА
Расчетные нагрузки. Согласно стр. 35 расчет металлической
конструкции моста производим для двух случаев: при действии
основных нагрузок от веса поднимаемого груза, веса тележки и
собственного веса моста и основных и дополнительных от наиболь-
ших возможных сил инерции при торможении моста и тележки.
Нагрузки от веса тележки с грузом являются сосредоточенными
и приложены в точках касания колес с рельсами. Величины этих
нагрузок согласно стр. 36 равны:
на колесо С (см. рис. 33)
Рс = Pc-tyd + = 3230 • 1,2 + = 4880 кгс;
на колесо D
P'd = 2025 -1,2 + ^ = 3440 кгс,
где = 1,2 — динамический коэффициент при принятом сред-
нем режиме (стр. 36).
Предварительно задаемся весом главной балки Gx = 3200 кгс,
весом механизма передвижения (без опорных узлов) G2 = 2300 кгс
171
и рассчитываем наиболее нагруженную балку, расположенную
со стороны механизма передвижения.
Величина нагрузки от собственного веса, приходящейся
на 1 м,
ge = Л + k = 3200 + 2300 . i(i = 4зо кгс/jK.
Здесь / — расчетный пролет;
k = 1,1 — коэффициент толчков, принятый согласно стр. .37.
Балка также будет нагружена моментом от веса механизма
передвижения (см. рис. 48)
Мкр = G# — 2300*0,42 = 968 кгс-м,
е — расстояние от центра тяжести механизма до центра
тяжести поперечного сечения балки.
Наибольшие величины дополнительных нагрузок от сил инер-
ции при торможении тележки и моста равны:
а) при торможении тележки с грузом, движущейся вдоль моста
[формула (81)],
/>" = 1 р"с = L. 4230 = 605 кгс-,
б) от веса главной балки при торможении моста
= Ж2 = ТоТг = кгс?м<
в) от веса тележки с грузом при - торможении моста
р' _ Pc+PD . 4230 + 3025 _
Р“ ~ 10-2 — 10-2 ~ КгС’
Здесь P"D = Pd + = 2025 + —= 3025 кгс — нагрузка на ве-
домое колесо;
Р’с = Рс + = 3230 + = 4230 кгс — нагрузка на при-
водное колесо тележки.
Нагрузку Ри принимаем сосредоточенной в середине балки.
Коэффициент 2 учитывает то обстоятельство, что только поло-
вина колес моста являются приводными.
Сила Р"и будет приложена к головке подтележечного рельса
и направлена вдоль оси рассчитываемой балки, силы ри и
направлены поперек балки.
172
Определение размеров сечений главной балки. Необходимую
высоту балок мостовых кранов в среднем сечении выбирают
из условия
= = 14000= П65-Т-780 мм.
\ 12 1о/ \12 До/
Принято Н — 900 мм.
Высоту сечения балки у опоры определяем из условия
Hi = 0.5Я = 0,5-900 = 450 мм.
Рис. 46. Поперечные сечения главной балки моста
Ширина верхнего и нижнего поясов
Во = (0,5 = 0,33) Я = (0,5 = 0,33) 900 = 450 + 300 мм.
Принято В о = 340 мм.
Для обеспечения достаточной жесткости балки при кручении
рекомендуют расстояние В между ее вертикальными стенками
принимать не менее чем //50. Соответственно
В = = 280 мм.
ои
Принято В = 300 мм.
В качестве материала принята сталь марки Ст. 3; верхний
пояс балки изготовлен из стали толщиной 8 мм, нижний — из
стали 6 мм; принятая толщина вертикальных стенок б = 6 мм
(рис. 46). Исходя из этих размеров, определяем основные харак-
теристики среднего сечения (рис. 46, а).
Площадь сечения:
пояса 1 ................................
пояса 2 ................................
вертикальных стенок 3...................
Площадь всего сечения . . .
0,8-34= 27,2 см3
0,6-34=20,4 см3
2-0,6-88,6=106,4 см3
F= 154 см3
173
Статический момент элементов сечения относительно оси
у основания сечения:
пояса 1...........................27,2 ^90- = 2440 см3
пояса 2...........................20,4 # 6 см3
вертикальных стенок 3 .............. 106,4-44,9=4780 см3
Статический момент всего сечения . , S = 7226 см3
Положение центра тяжести сечения относительно оси х^—
S 7226 о
Zq р 154 46,8 см.
Моменты инерции относительно центральной оси х—х:
34.0 аз
пояса 1............—~--------Н 27,2 (90—46,8—0,4)2= 49 900 см*
О 63 • 34
пояса 2 ...... . ’°2 + 20,4 (46,8—0,3)2=44 100 см*
листов 5........................+Ю6,4 (46,8—44,9)2=69 935 см*
Общий момент инер-
ции сечения .... 7^= 163 935 см*
Моменты сопротивления сечения относительно оси х—х\
наибольший (для волокон верхнего пояса балки)
TV7Z ^Х 163 935 О'ТПА 3
^=^- = ^зу-=3790 см3-,
наименьший (для волокон нижнего пояса)
Wx = ^-= 168985- = 3500 см3.
х Zq 46,8
Моменты инерции элементов рассматриваемого сечения отно-
сительно оси у—у:
О 8 • Ч43
пояса 1................ ip- = 2620 см*
П А. Ч43
пояса 2................................ = 1960 см*
стенок 8...............2-88’%^3 + 106,4-15,32=24 900 см*
1
Общий момент инерции се-
чения ............... . Jy = 29 480 см*
174
Момент сопротивления относительно оси у—у
2J у
~ВГ =
2.29 480
34
= 1730 см3.
Из аналогичного расчета определены и характеристики конце-
вых сечений балки (рис. 46, 6): площадь сечения F = 99,6 см2\
положение центра тяжести z0 = 24 см\ момент инерции относи-
тельно горизонтальной оси Jx = 30 050 см4.
Напряжения в среднем сечении главной балки. Расчетная
схема для определения напряжений от веса тележки с гру-
зом в этом сечении приведена на рис. 47.
Рис. 47. Расчетные схемы к определению напряжений в среднем
сечении главной балки
Максимум этих напряжений имеет место при положении равно-
действующей давлений на колеса тележки на расстоянии
от середины пролета (а — расстояние от равнодействующей до
левого наиболее нагруженного колеса тележки).
Нагрузка на опору А от веса тележки с грузом (рис. 47, а)
в этом случае равна
Рл = р'с Цр- + рЬ—(22/,°~а) - 48 80- 142+14,48 +
। олил 14—(2-1,25 — 0,48) .ЛЛЛ
+ 3440------"2.14---~ = 4000 Кгс;
изгибающий момент
M'u3 = Ra^^ = 4000- 14 ~ °’48 = 2 700000 кгс-см.
Нагрузка на опору А от веса балки и механизмов (рис. 47, б)
= J30^14 = 3010 кгс,
* А
175
изгибающий момент
ge(l -<«)»_ ,nlп 1400 - 48 430-676» _
8-100 “ 2 8-100 ~
= 1 050000 кгс-см.
Суммарный изгибающий момент в сечении
М«з. с = М'иэ + М"из = 2 700 000 + 1 050 000 = 3 750 000 кгс-см.
Напряжения от действия основных нагрузок (веса тележки,
груза и собственного веса балки) по формуле (2) табл. 51
_ Миз.с _ 3750 000 _ {пуп кгс! см*
° из — уух ~ 3500 — 1и/и кгс/см .
Таблица 51. Основные расчетные формулы для крановых мостов
с двухстенчатыми балками
Расчетная величина Расчетная формула № фор- мулы
Прогиб от сосредото- ченной нагрузки Р/3 48EJ 71)
Напряжения от изгиба __ S Мцз Сиз “ Ц7 (2)
Касательные напряже- ния т Qn$o х~ Jl> (3)
Критические напряже- ния (при расчете стенок балки на устойчивость): в среднем сечении в концевых сечениях / Л \» скр = 4390 ( ) 10’ (4) (5)
Напряжения в рельсе от изгиба под колесом „ _ р“1' °из QW (6)
Напряжения смятия торцов диафрагм под ко- лесом тележки „ _ Рк (7)
Примечание. Е — модуль нормальной упругости; Миз — сум- марный изгибающий момент в кгс-см; VT — момент сопротивления в см3; Рк — нагрузка на колесо в кгс; Q„ — перерезывающая сила в кгс; $0 — статический момент части сечения в см3; п — высота стенки в см; б —толщина листов в см; Ьо — расчетная длина диафрагмы в см; Р — сосредоточенная нагрузка в кгс; /' — расстояние между диафрагмами в см; J — момент инерции в см4; ар — длина рассчитываемого участка в см.
176
Допускаемые напряжения по табл. 18 при заданном среднем ре-
жиме работы механизма подъема [<тиз] = 1600 кгс!см2.
Расчетные схемы балки на действие дополнительных нагрузок
приведены на рис. 47, в и 48.
Изгибающий момент от сил инерции тележки с грузом (рис. 47, е)
<- Ри1 360*1400 шсллл
Mi„3 = —4- -------= 126 000 кгс-см.
Эта сила будет приложена к головке подкранового рельса (рис. 48)
и создает дополнительный крутящий момент Мкр — Puh\. В даль-
нейшем этим моментом пренеб-
регаем.
Изгибающий момент от сил
инерции собственного веса балки
м" ГР22-1400»
/И2«з — 8.100 — 8.100 —
= 54000 кгс-см.
Суммарный изгибающий момент
Л4«3. С = M1U3 -|- A4ius —
Рис. 48. Схема к расчету дополнитель-
ных нагрузок от сил инерции на глав-
ную балку моста
= 126 000 + 54000 =
= 180000 кгс-см.
Дополнительные напряжения от изгиба этим моментом по формуле
(2) табл. 51
= = 2^000 =98 кгс/см2.
W у 11 Ом
Изгибающий момент от продольных сил инерции при торможении
тележки (рис. 48, б)
Л4«3 = P"uhi = 605-55,2 = 33400 кгс-см;
дополнительные напряжения от этого момента
=1S2=10 кгс,см*'
Суммарные напряжения в рассчитываемом сечении от действия
основных и дополнительных нагрузок (второй расчетный случай)
Оиз. с = о«з + ом + °м = Ю70 + 98 + 10 = 1178 кгс!см?.
177
Согласно табл. 18, для этого случая [о] = 1800 кгс/см2. Прогиб
балки от веса тележки с грузом
f _ (Р"с + P"d) I3 _ (4230 + 3025) 1400» _ .
48EJX ~ 48-2,МО*. 163 935 ’ ’
где Р"с и P'D — нагрузки на колеса тележки (стр. 172).
В целях упрощения эту нагрузку принимаем сосредоточенной
и приложенной в середине пролета.
Рис. 49. Размещение диафрагм в главной
балке моста
Наибольшую допустимую величину этого прогиба рекомен-
дуется принимать не более 1/7Оо от пролета. В рассматриваемом
случае
14 000 о , оС
[/] = "Too- — 2 см > 1,25 см.
Для обеспечения устойчивости вертикальных стенок балки
между ними установлены поперечные листы (диафрагмы) по схеме,
показанной на рис. 49. Принятое расстояние между диафрагмами
I = 2000 мм. Это расстояние проверяем из условия устойчивости
по критическим напряжениям [формула (4) табл. 511
<тк„ = 4390 (4- V104 = 4390 104 = 2010 кгс/см2.
Эпюра этих напряжений показана на рис. 50, а.
Запас устойчивости стенки для первого расчетного случая
(действия основных нагрузок)
, _ 2010 _
Й1 - ~ 1070 -
1,88;
178
для второго расчетного случая
, _ 2010 __ . _
~ 1178 ~ *’'•
Наименьшие допускаемые запасы устойчивости = 1,3 и k2 =
= 1,1-
Расчет опорного сечения главной балки. Это сечение рассчиты-
ваем по наибольшей перерезывающей силе при положении тележки
у опоры (рис. 51, а) и крутящему моменту от веса механизма
передвижения моста.
Наибольшая перерезывающая сила
<?,. - р--.-' + ро—+ ^-=
= 4880 • + 3440 • + °'6А +
11 14
. 430-14
---g— — 10650 кгс.
Статический момент половины сечения относительно оси хх
(см. рис. 46, б)
So = 34.0,8-20,6 + 2.20,2.0,6-10,1 = 805 см3.
Касательные напряжения по формуле (3) табл. 51 при J = Jх
т' =
Q„S0 10 650-805
2JX6 ~ 2-3050.0,6
= 238 кгс!см3.
Крутящий момент от внецентренного приложения веса механизма
передвижения (см. рис. 48, а)
.. G2e 2300-0,42 ,_ОЛП
Мкр - -----д-2— = 47 300 кгс-см.
179
Напряжения от этого момента определяем по формуле для полых
стержней прямоугольного сечения
„ Мкр 47 300 ПЛ„
х ~ 2F6 ~ 2-1360-0,6 — 29,5 кгс/см ,
где F — 30,6-44,3 = 1360 см2 — площадь прямоугольника, огра-
ниченного осями, которые проходят через середины
поясов и вертикальных листов.
а)
Рис. 51. Схемы к расчету опорного сече,
ния и сварного стыка главной балки
Суммарные напряжения
в сечении
т = т' + т’ = 238 + 29,5 =
= 267,5 кгс/см2.
Допускаемые напряжения
для первого расчетного слу-
чая, согласно табл. 18,
[т 1 = 0,6 [ст] = 0,6-1600 =
= 960 кгс/см2.
Аналогично определяются
напряжения от сил инерции
при расчете по второму слу-
чаю. Вследствие малой их
величины этот случай в дан-
ном расчете не рассматри-
вается.
Устойчивость стенок балки у ее концевого участка проверяем
по касательным напряжениям. За расчетную принимаем высоту
листа, наибольшую для данного участка h = 600 мм (см. рис. 49
и 50, б); принятое расстояние между диафрагмами ар — 1100 мм.
Величина критических касательных напряжений по фор-
муле (5) табл. 51
хкр = [1020 + 760 =
= Г1020 + 760^Г1т210< = 1250 кгс/см2.
L \ Н 0 / J \ OU /
Запас устойчивости
&1 =
Ткр ___ 1250 ___ . 7
~ ~ 267,5 ~ 4>Л
Допускаемый запас устойчивости при действии основных нагрузок
ki — 1,3.
180
Необходимость в проверке устойчивости стенок при действии
дополнительных нагрузок вследствие малой величины этих нагру-
зок в данном случае отпадает.
Расчет подтележечного рельса. В рассчитываемом кране тележка
передвигается по подкрановому рельсу типа КР-70 по ГОСТу
4121—62. К верхнему поясу балки рельс крепится при помощи
прижимных планок, что обеспечивает более удобную его замену
и выверку при монтаже.
Для уменьшения напряжений в рельсе и верхнем поясе балки
последний усилен дополнительными ребрами (см. рис. 49), высота
которых обычно определяется из условия
и Н 900 олл
~~ == ~к— = 300 мм,
о О
где Н — принятая высота балки.
Наибольшее расстояние между ребрами (см. рис. 49) /' = 1100 мм.
Изгибающий момент при положении колеса тележки между
ребрами с учетом жесткостей заделки рельса и верхнего пояса
балки
., Р'с1’ 4880-110 оп-тсл
Л4„э = —д— =-----7--= 89 750 кгс‘См.
и о о
Момент сопротивления рельса относительно осих—х по табл. XVI
Wx = 178,12 сл«3. Напряжения в рельсе
= w=w =505 ‘сгсЫ‘-
Дополнительно диафрагму проверяем на смятие торца по наи-
большей нагрузке на колесо Рс = 4880 кгс. Принятая толщина
диафрагмы 6=6 мм. Ширину площадки этой диафрагмы, вос-
принимающей нагрузку Рс, условно определяем по формуле
Ьо = />! + 26 = 12 + 2-0,6 = 13,2 см,
где — ширина подошвы рельса, принятая по табл. XVI.
Напряжения смятия по формуле (7) табл. 51 при Рк = Рс
°см = "М = 13,2-0,6 = 616 кгс/см2.
Допускаемые напряжения для основных нагрузок
[оСЛ] = 1>5 [о] = 1,5-1600 = 2400 кгс/см2.
Расчет сварных швов. Этот расчет рассмотрим на примерах
швов верхнего пояса и вертикальных листов рассчитываемой
балки.
181
Наиболее нагруженный участок шва верхнего пояса располо-
жен у опоры балки. Усилие, приходящееся на 1 см длины этого
шва, определяется по общей формуле
_ QnS _ 10 650-560 _
Р~ Jx ~ 30050 ~
198 кгс/см,
где — наибольшая перерезывающая сила, подсчитанная выше;
S — статический момент верхнего пояса относительно гори-
зонтальной оси х—х,
S = 34-0,8 (21 — 0,4) = 560 см3.
Согласно стр. 35, предел прочности материала шва должен
быть не менее нижнего предела прочности основного материала
(в данном случае сталь Ст. 3 с ов = 3800 кгс/см2). По табл. 52
этому условию соответствует электрод марки Э42.
Таблица 52. Стальные электроды, применяемые для дуговой
электросварки
(извлечение из ГОСТа 9467—60)
Тип электрода Механические свойства металла Основное назначение электродов
Предел прочно- сти кгс/мм2 Относи- тельное удлине- ние * Ударная вязкость кгс-м/см3
Э34 34 — — Для сварки конструкцион-
Э42 42 18 8 ных малоуглеродистых и низ-
Э42А 42 22 14 колегированных сталей
Э46 46 18 8
Э50 50 16 6 Для сварки конструкцион-
Э50А 50 20 13 ных среднеуглеродистых и низ-
Э55 55 20 12 колегированных сталей
Э60 60 16 6
Э60А 60 18 8
Э70 70 12 6
* Для электродов диаметром более 2,5 мм.
Допускаемые напряжения в шве при действии основных на-
грузок, согласно табл. 19,
[т] = 0,65 [о] = 0,65-1600 = 1040 кгс/см2.
Принятая толщина шва по катету h = б = 6 мм.
Необходимая длина швов на 1 м длины балки у опоры
1 = 2-0.7Л [т] 100 = 2 0,7-0,6-1040 100 = 22,5 СМ'
182
Приварка выполнена прерывистыми швами длиной 60 мм, рас-
стояние между швами /j = 65 мм.
Вследствие малых напряжений расчет по второй комбинации
нагрузок (с учетом сил инерции) в данном случае не производим.
Стыки вертикальных листов (стенок) балки расположены на
расстоянии /г = 4000 мм от опор; пояса балки стыкуются вне
этого стыка. Расчет швов этих стыков производим на изгиб при
наиболее невыгодном положении колеса тележки — над стыком
(см. рис. 51, б).
Нагрузка на левую опору моста от веса тележки с грузом
в этом случае равна
Ra = Рс^ + =
=*4880-^7=^ + 3440 14~(\+1--- = 5630 кгс.
14 1 14
Изгибающий момент от этой нагрузки в рассчитываемом сечении
Миз = Ra12 — 5630-400 да 2 260 000 кгс-см.
Изгибающий момент от равномерно распределенной нагрузки
ge = 430 кгс/м (стр. 172)
gel 1 ёв12 430-14 .лл 430-4002 QC1 ллл _
— 2 2-100 — 2 400 2-100 — 861 000 кгс-см.
Суммарный изгибающий момент
миз = м'из + м"из = 2 260 000 + 861 000 = 3 121 000 кгс-см.
Расчетный момент сопротивления (см. рис. 46, а)
IV7 X 163 935 ОЕЕЛ ч
^ = 7^6 = 46^6 = 3550 см3,
где Jх — момент инерции сечения балки, подсчитанный выше.
Напряжения в рассчитываемом шве от действия основных
нагрузок — веса тележки с грузом и веса балки (первый расчет-
ный случай)
„ Миз 3 121 000 ооЛ , »
а“3 ~~ wx ~ 3550 — 880 кгс/см .
Наибольшие допускаемые напряжения для этого случая по табл. 19
[ор1 = 0,9 [о] = 0,9-1600 = 1440 кгс/см3.
183
Нагрузка на опору А от горизонтальной силы инерции
тележки с грузом (второй расчетный случай)
= Р'и —= 360 • .И~(4 + 0,48) = 245 кгс,
где а — расстояние от оси колеса С до центра тяжести тележки
(см. рис. 47, а).
Нагрузка от сил инерции балки
D" ри1 22-14 1с.
Ка = = —2~ = 154 кгс.
Изгибающий момент от силы Ри
М'и3 — Ра 1г = 245-400 = 98 000 кгс-см\
от силы инерции балки
м"из = Р”А12= 154.400= 43900 кгс-см.
Суммарный изгибающий момент от сил инерции
Миз = м'из + м"из = 98000 + 43900 = 141 900 кгс-см.
Момент инерции сечения относительно вертикальной оси у—у,
подсчитанный выше, Jy = 29 480 см4. Момент сопротивления для
крайнего волокна шва
2-Ju 2-29 480
~ в + 2-d ~ зо+2-о,б ~ 1885 см3>
где В — расстояние между стенками балки (см. рис. 46, а).
Напряжения в шве
Изгибающий момент от сил инерции тележки с грузом, действую-
щих вдоль балок (см. рис. 48, б),
М"из — Puht = 605.55,2 = 33 400 кгс-см.
Напряжения от этого момента
' Миз 33 400 ,л , -
0из ~ ~ 3500 ’ 0 кгс!см .
Напряжения в рассчитываемом шве при действии основных и
дополнительных нагрузок
oCJZJM = о из + а«з + Оиз — 880 + 76 + 10 = 966 кгс!см4.
184
Наибольшие допускаемые напряжения для этого случая по
табл. 19
[ор] = 0,9 [о] = 1800-0,9 = 1620 кгс!см2.
Расчет концевых балок. Балки выполнены из стали Ст. 3 и имеют
коробчатое сечение (рис. 52, а).
Расчет при действии основных нагрузок (первый расчетный
случай) производим по наибольшим опорным давлениям главных
балок от веса груженой тележки и их собственного веса:
со стороны механизма передвижения (см. стр. 179)
Р± = Qn = 10 650 кгс\
Рис. 52. Концевая балка моста
со стороны троллей (из аналогичного расчета)
Р2 — 8670 кгс.
Нагрузка на левую опору рассчитываемой балки (рис. 52)
яс-л4 + р.Ц^ = 10650.22£г +
+ 8670-^P+J00- = 9120 кгс,
на правую опору
RD = Pi + Р2 - Rc == (10 650 + 8670) - 9120 = 10 200 кгс.
Наибольший изгибающий момент имеет место в сечении /—I
Миз — Roll = Ю 200-70 = 814 000 кгс-см.
Момент сопротивления этого сечения, подсчитанный аналогично
приведенному на стр. 174, Wx = 1540 см3.
Напряжения при действии основных нагрузок
„ М„з 814 000 соп , 2
аиз — — 1540 —' 500 кгс!см .
185
Допускаемые напряжения по табл. 18 [oW3] = 1600 кгс/см2,.
Для обеспечения достаточной жесткости балки эти напряжения
целесообразно принимать не более 800—1000 кгс/см2.
При расчете балки по второму расчетному случаю дополни-
тельно учитываем напряжения от наибольших возможных сил
инерции.
Тормозное усилие на правом приводном колесе моста при по-
ложении тележки у левой опоры
rt-TT-TT- 300
где RB — нагрузка на это колесо,
р р ^1 I р 4 + I 8^ I _________ 01 ЕЛ 620 |
АВ — Гп 21 + Ад. 2l i 2.2 “г 2-2 — о*011, 2.14000 "а
, сосп 1870 , 430-14 , 290-14 0П1П
+ 585°-2Л40б0- + -Т2" + -Т2- = 3010 KSC-
Здесь ge — вес 1 м балки, расположенной со стороны троллей;
Рп и Рх — нагрузки на приводные и холостые колеса тележки
(см. рис. 33),
Рх = Рв + Pd + = 1825 + 2025 + ^ = 5850 кгс;
Рп = Ра + Рс + % = 2920 + 3230 - 8150 кгс.
Обозначения длин соответствуют рис. 51, а.
Рис. 53. Схемы к расчету нагрузок от сил
инерции на концевую балку моста
Дополнительная нагрузка на балку от силы Ри (рис 53)
Rd = P'"u-L = 300= 1400 кгс,
где А — расстояние между осями колес моста (база колес).
Изгибающий момент от этой нагрузки
Миз — Rob = 1400-70 = 98000 кгс-см.
186
Момент сопротивления сечения относительно вертикальной
оси (подсчет аналогичен приведенному выше) Wu = 945 см3.
Напряжения от изгиба
' Мия 98 000 1пс <2
Сиз = = -§45- = 105 кгс/см .
Горизонтальные нагрузки на балку при торможении тележки,
передвигающейся вдоль моста (см. рис. 52, б и 33),
, Рл+-^- 2920 + ^2
Р\ —----------—----------= 560 кгС;
3230
Р2 =-----=,---= 605 кгс.
Реакция на опоре D от этих нагрузок
d" n’li + li , п' 4 слс 700+ 1600 , гсп 700 спс
Rd = + Рг= 605--------3±oq— + 560= 595 кгс.
Изгибающий момент в сечении I—I
Миз = Rok = 595-70 = 41 500 кгс-см.
Напряжения от изгиба
" Миз 41 500 .. ,2
Сиз = = -945-= 44 кгс/см .
Дополнительные напряжения от сил инерции
Сди = с'из + Сиз — 105 + 44 = 149 кгс/см1.
Суммарные напряжения, соответствующие второму расчетному
случаю,
с сум — °из + с ди = 530 + 149 = 679 кгс/см3.
Допускаемые напряжения для этого случая по табл. 18 [о] =
= 1800 кгс/см3.
Сечение //—II проверяем на срез. При расчете по основным
нагрузкам перерезывающая сила равна 10 200 кгс. При расчете
по основным и дополнительным нагрузкам добавятся напряжения
от сил Rd и Rd- Этот расчет аналогичен приведенному выше для
концевого сечения главной балки моста.
ГЛАВА IV
РАСЧЕТ ЭЛЕКТРИЧЕСКОЙ КРАН-БАЛКИ С ТЕЛЬФЕРОМ
ГРУЗОПОДЪЕМНОСТЬЮ 3 тс
1. КРАТКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА
Кран-балка, предназначенная для обслуживания закрытого
склада готовых изделий машиностроительного завода, состоит
из тельфера 1 (рис. 54) и моста 2, по которому передвигается тель-
фер. В данном случае использован серийный тельфер, изготовлен-
ный Харьковским заводом имени Ленина и рассчитанный на сред-
ний режим работы при продолжительности включения 25% ПВ;
скорость подъема груза ve = 8 м/мин, передвижения тельфера
vm = 20 м!мин. Тельфер передвигается по нижнему поясу дву-
тавровой балки, укрепленной на мосту, пролет моста I = 7 м.
Механизм передвижения выполнен с тихоходным валом по
типу, приведенному на рис. 40, б. Он состоит из электродвига-
теля 6, при помощи муфты 5 связанного с двухступенчатым ре-
дуктором 4; концы выходного вала последнего связаны с транс-
миссионным валом 3, передающим вращение на ходовые колеса.
Оси этих колес опираются на роликовые подшипники, которые
помещены в сварных буксах, укрепленных на концевых балках
моста. Торможение моста осуществляется дисковым тормозом,
установленным на первом валу редуктора.
На рис. 55 приведены три принципиальные схемы металличе-
ских конструкций мостов кран-балок, применяемые в зависимости
от заданного пролета. Во всех этих схемах главная балка / опи-
рается на концевые балки 4, в которых находятся ходовые колеса.
Горизонтальные нагрузки от сил инерции передаются на гори-
зонтальную решетку 2, на которой одновременно размещается
и механизм передвижения моста; горизонтальная решетка опи-
рается на швеллёр 3 (рис. 55, а). При пролетах свыше 6—7 м
по условиям жесткости и отчасти прочности взамен этого швеллера
применяют ферму (рис. 55, б). Такая схема моста и принята в рас-
считываемой кран-балке. При пролетах порядка 12—15 м обычно
188
1
2
2
Рис. 55. Основные схемы металлических конструкций мостов кран-балок
190
приходится усиливать и главную балку; одна из применяемых
в этом случае схем усиления (при помощи шпренгельной системы 1)
приведена на рис. 55, в.
Управление запроектированной кран-балкой осуществляется
с пола помещения при помощи кнопочного аппарата; в соответст-
вии с этим скорость передвижения кран-балки принята 50 м/мин—
наибольшая допускаемая правилами Госгортехнадзора при управ-
лении с пола*.
Далее рассмотрен расчет металлической конструкции моста
этой кран-балки и некоторые специальные вопросы расчета меха-
низма ее передвижения, который выполнен с короткозамкнутым
двигателем. Принятый режим работы этого механизма — средний.
2. РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА ПЕРЕДВИЖЕНИЯ
Выбор двигателя и определение передаточного числа. Для под-
счета необходимой мощности двигателя предварительно прини-
маем вес моста GM = 2840 кгс, вес тельфера равен.Gm — 880 кгс.
В качестве подкранового рельса принята полосовая сталь шириной
50 мм, оси ходовых колес работают на подшипниках качения.
Общий вес кран-балки с тельфером
G = GM + Gm = 2840 + 880 = 3720 кгс.
Усилие, необходимое для передвижения кран-балки при устано-
вившемся движении, по формуле (136) при Wy = We = 0
Р, _ (/ + а = 2 <30004+ 3720) (0,05 + 0.02 2.5 =
— 92 кгс,
где DK = 400 мм и d = 60 мм — диаметры колес и цапф,
предварительно принятые;
f и |1 — коэффициенты, принятые по табл. 48.
Согласно стр. 30, двигатель выбираем из условий пуска меха-
низма в заданное время tn: принято tn — 3 сек.
Сила инерции по формуле (9) при tH = tn
Р = (Q + °) v - (3000 +3720)50 _ JR7
“ g60/„ “ 9,81-60-3 ~ '
Усилие, необходимое при пуске, по формуле (63)
= Ру + (1,14-1,3) Ри = 92 + 1,2-187 = 315 кгс.
* В книге приводится расчет уже выполненной кран-балки. Габаритные раз-
меры и характеристика вновь проектируемых балок принимаются по
ГОСТу 7532—64, тельферов по ГОСТу 3472—63.
191
Пусковая мощность
кг 315-50 о ло
Nn ~ 6120q0 — 6120-0,85 ~ 3,02 Квт’
где т]0 — коэффициент полезного действия механизма, предвари-
тельно принятый по табл. 16.
Необходимая мощность двигателя при коэффициенте пусковой
перегрузки для короткозамкнутых двигателей = 2
Nn 3,02 , _
АГ = — = -4- = 1,5 квт.
Я’ср 2
В рассчитываемом механизме установлен двигатель с коротко-
замкнутым ротором (см. табл. XXVIII) типа МТК012-6 мощностью
Nd = 2,2 квт при 25% ПВ и числом оборотов пд = 830 об1ми.н.
Маховой момент ротора GD2P =0,11 кгс-м2, кратность предель-
ного момента при 25% ПВ = 2,6. Вследствие больших
пусковых токов двигатели этого типа следует дополнительно
проверять по заданному числу включений ZeK, это число вклю-
чений принято ZeK = 60 в час, продолжительность одного вклю-
чения teK = 1,5 сек. Принятая кратность пускового тока двига-
теля kT х 3,3.
Необходимая продолжительность включения с учетом пуско-
вых токов определяется по формуле
ПВН = + ПВ = —'g'1--? + 25 = 52% ПВ.
Мощность двигателя при установившемся движении
кт 92-50 п оо
NV~ 6120 г]0 ~ 6120-0.85 — 0,88 квт’
Необходимая мощность двигателя по каталогу при найденной
продолжительности включения аналогично формуле (68)
N' — N 1/-^ = 0,88 ]/-§= 1,2 кв/п<Л^ = 2,2 кет.
Г 11D г лХ)
Таким образом, выбранный двигатель удовлетворяет условиям
нагрева при пусках.
Необходимое число оборотов ходового колеса при заданной
скорости передвижения кран-балки v = 50 м/мин
= Tifc = ТОГ " 39)8 об/мин‘
Передаточное число механизма
io = -^ = -g|-=20,9.
192
В рассчитываемом механизме установлен двухступенчатый
вертикальный редуктор с передаточным числом i0 — 23,34. Пере-
даточное число первой ступени — 4,5, второй i2 = 5,18.
При окончательной проверке времени пуска кран-балки при
выбранном двигателе определяем его номинальный и наибольший
пусковой моменты Мнои и Мтах
Ммм = 975 = 975- А2 = 2,58 кгс-м;
O<jU
Мтах = мном^пред = 2,58-2,6 = 6,72 кгс-м.
Возможность пуска механизма при наибольшем моменте дви-
гателя должна быть проверена из условия сцепления колес с рель-
сами.
Маховой момент кран-балки с грузом, приведенный к валу
двигателя по формуле (11) при п = пд
GD'2np = 0,1GO -^-= 0,1 -6720-^- = 2,45 кгс-м*;
пд
где Go = 3000 + 3720 = 6720 кгс — в данном случае вес балки
с тельфером и грузом.
Общий маховой момент механизма по формуле (13)
GD* = (GD2 + GZJ2) 1,2 + GD*p = (0,11 + 0,2) 1,2 +
+ 2,45 « 2,8 кгс-м*.
Избыточный момент (момент сил инерции) по формуле (16)
М’и — Л4тах — Мр6 = 6,72 — 1,04 = 5,68 кгс • м,
где Мрб — рабочий момент при установившемся движении, при-
веденный к валу двигателя,
Мрб = 975^ = 975.^-= 1,04 кгс-м.
бои
Мгновенное ускорение по формуле (76)
с о M’uv й о 5,68-50 п -7К / а
amax — 6>3 QD2nd 6,3- 2>8.830 — 0,75 м/сек .
Сила инерции кран-балки с грузом при этом ускорении
р„ = = =5Й™.0,75 = 512 «ге.
Наибольшее усилие, необходимое для передвижения кран-балки,
Ртах = Ру + = 92 + 512 = 604 кгс.
7 Н. Г. Павлов 1051 193
Сила сцепления приводных колес с рельсами
Рсц = == 3360 -0,2 = 672 кгс,
где R — нагрузка на приводные колеса и р0 — коэффициент
сцепления (стр. 11);
^„5+^,3000 + 3720 =зза)юе
Запас сцепления
Наименьшая допустимая величина коэффициента 0 = 1,14-1,2.
При 0 < 1,1 необходима установка специальных устройств, огра-
ничивающих величину наибольшего пускового момента двига-
теля. В данном случае установка таких устройств не требуется.
Последующий расчет времени пуска производим по наиболь-
шему коэффициенту пусковой перегрузки двигателя фтах = tynped —
— 2,6. Наименьшая величина этого коэффициента в данном слу-
чае фт1п = 1. Расчет аналогичен рассмотренному выше для мосто-
вого крана. Время пуска, определенное из этого расчета,
tn = 2 сек.
Исходя из этого времени, определяем среднее ускорение при
пуске
аср ~ ~ 60-2 = 0’42 м/сек2.
Допускаемое ускорение, согласно стр. 35, аср = 0,34-0,6 м/сек2.
Последующий расчет механизма аналогичен рассмотренному
для механизма передвижения мостового крана.
3. РАСЧЕТ МЕТАЛЛИЧЕСКОЙ КОНСТРУКЦИИ
Ниже приведен расчет главной балки моста, по которой пере-
двигается тельфер. Балка выполнена из двутаврового прокатного
профиля и по концам опирается на концевые сварные балки
коробчатого сечения. Расчет этих балок аналогичен рассмотрен-
ному выше для моста мостового крана. Конструкция выполнена
сварной из стали Ст. 3.
Расчетные нагрузки. Согласно стр. 36, основными нагрузками
(первый расчетный случай) в данном случае будут вес тельфера
с грузом и собственный вес рассчитываемой балки.
Расчетная нагрузка от веса тельфера с грузом
Урасч = + Gm = 3000 -1,2 + 880 = 4480 кгс,
где фа — динамический коэффициент, принятый согласно стр. 36.
194
Для определения нагрузки от собственного веса предварительно
принимаем вес балки g, = 60 кгс!м, вес механизма передвижения
(редуктор и вал с муфтами) и горизонтальной решетки G2 =
— 2100 кгс. Этот вес считаем равномерно распределенным по длине
балки в равных частях между главной балкой и вспомогательной
фермой. Соответственно расчетная нагрузка на 1 м длины балки
ge = ( gi + = (бО + 1 = 210 кгс/м,
где k = 1 — коэффициент толчков,
принятый согласно стр. 37.
Рис. 56. Схема действия нагрузок от сил инерции на глав-
ную балку моста кран-балки с тельфером
Дополнительными нагрузками (второй расчетный случай) яв-
ляются предельные величины сил инерции при торможении
кран-балки и тельфера в наиболее невыгодном их сочетании.
Силы инерции при торможении балки будут равны:
от веса тельфера с грузом по формуле (82)
р" _ # _ Q + ^tn __ 3000 +880 _ 1Q4
Ии ~ 10 ~ 10-2 ~ 10-2 1У4
от веса балки
ри ~ 10*2 = 10-2 ~ 3 кгс!м.
Силы инерций от веса механизма передвижения и горизонталь-
ных решеток в данном случае воспринимаются этими решетками.
Обе силы Ри и ри вызывают кручение балки моментами Puh
и Ри^г (рис. 56). Дополнительные силы Ри и ри1 в данной кон-
струкции воспринимаются горизонтальными решетками.
Нагрузка от сил инерции при торможении тельфера, передви-
гающегося вдоль балки, по формуле (81)
р' __ R __ Q + Gm _ 3000 -|- 880 _«-о
* и у — 7*2 7• £ о К&С.
Эта нагрузка приложена к нижней полке главной балки и вызы-
вает ее изгиб моментом Р' и сжатие в продольном направлении.
*
195
Коэффициент 2 во всех приведенных формулах учитывает, что
только половина колес тельфера и моста являются приводными.
Вследствие малых величин инерционных нагрузок в дальней-
шем ограничиваемся расчетом балки только на действие основных
нагрузок (первый расчетный случай).
Определение размеров главной балки. Ввиду незначительного
расстояния между колесами тельфера, для упрощения расчета на-
грузки от веса груза и веса этого тельфера принимаем сосредото-
ченными в одной точке в середине пролета. Расчетная схема балки,
соответствующая этому допущению, приведена на рис. 57.
Изгибающие моменты:
от веса тележки с грузом
лл' О.расч1 4480*700 *7ол лал
---------------------= 784000 кгс-см,
от собственного веса балки и механизма передвижения
Миз = 8ЛВ = TlOlT = 128 500 кгс‘см-
Суммарный изгибающий момент
Л4цз = М'из + Л4'вэ =
= 784000 + 128 500 = 912 500 кгс-см.
Допускаемые напряжения для принятого материала балки
(сталь Ст. 3) и принятого среднего режима по табл. 18 [о] =
— — 1600 кгс!см2.
Необходимый момент сопротивления балки при этих напря-
жениях
моста
В рассчитываемом кране установлена двутавровая балка №40
по ГОСТу 8239—56 с моментами инерции Jx = 18 930 см4 и
Jy = 666 см4, момент сопротивления относительно оси х—х
196
Wx — 947 см8. Прогиб этой балки от подвижной нагрузки (вес
тельфера и поднимаемого груза) по формуле (1) табл. 51
f _ (<2 + Gm}p _ (3000 + 880) 7003 _ п -
/— 48EJX ~ 48-2,1 • 10е-18930 — Ч'1СМ>
где Е — модуль нормальной упругости в кгс/см8.
Допустимый прогиб согласно стр. 39
_ 700 _ ,
“ 700 — 700 — см'
Дополнительно при расчете двутавровых балок производится
проверка их устойчивости. Поскольку в рассчитываемой конструк-
Рис. 58. Схема к расчету полок двутавра
на местный изгиб
ции балка предохранена от поперечных деформаций горизонталь-
ными связями, в данном случае такая проверка не производится.
Полку двутавра проверяем на местный изгиб под действием
нагрузок от колеса тележки (рис. 58).
Нагрузка на колесо тельфера, соответствующая первому
расчетному случаю (действие основных нагрузок),
= 1120 кгс.
Напряжения от местного изгиба полки двутавра определяем
по формуле
З.ОбРк 3,06-1120 ООЛ , 2
а — = ——5»----= 380 кгс/см8,
О* З2 ’
197
где S = 3 см — толщина полки двутавра в месте ее прилегания
к стенке.
Дополнительные нагрузки от сил инерции груженого тель-
фера будут приложены к его центру тяжести по схеме, пока-
занной на рис. 58. Дополнительная нагрузка на колесо от этих сил
Рд = Ри±- = 194= 203 кгс.
Нагрузка на колесо при действии основных и дополнительных сил
(второй расчетный случай)
Р' = рк 4- рд = Ц20 + 203 = 1323 кгс
Напряжения в полке двутавра при этой нагрузке
, 3,06-1323 .СЛ , »
ст = о»— = 450 кгс’см2.
из
Допускаемые напряжения по табл. 18 для этого случая [о] =
= 1800 кгс!см2.
На вспомогательную ферму (рис. 54) будут действовать нагрузки
от веса механизма передвижения и горизонтальных связей.
Вследствие малых величин этих нагрузок размеры фермы в основ-
ном назначены конструктивно.
ГЛАВА V
РАСЧЕТ КОНСОЛЬНОГО КРАНА
ГРУЗОПОДЪЕМНОСТЬЮ 3 тс
1. КРАТКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА КРАНА
Кран предназначен для обслуживания формовочных работ
в чугунолитейном цехе и имеет следующую характеристику:
грузоподъемность Q — 3 тс, скорость подъема груза ve =
= 13 м/мин, передвижения тележки vm = 25 м/мин, передвиже-
ния моста v = 85 м!мин, наибольший вылет L = 6 м. Заданный
режим работы механизма подъема — средний, механизма пере-
движения тележки — легкий и механизма передвижения моста —
тяжелый.
Общий вид крана приведен на рис. 59. Механизм подъема, рас-
положенный на тележке, выполнен по схеме на рис. 11, б и состоит
из электродвигателя 7, одноступенчатого цилиндрического редук-
тора 8, открытой передачи 9 и барабана 1. Механизм передвиже-
ния тележки выполнен по схеме рис. 31, б; в этом механизме
вращение от двигателя 4 передается на ходовые колеса 6 через
редуктор 5 и открытую передачу; валы колес вращаются в подшип-
никах, укрепленных в раме тележки. Вертикальные нагрузки
от веса тележки с грузом и самого моста воспринимаются
ходовыми колесами 2, горизонтальные, создаваемые моментами
от веса крана, тележки и поднимаемого груза, — горизонталь-
ными колесами 5, передвигающимися по дополнительным опор-
ным балкам.
Схема механизма передвижения рассчитываемого крана пока-
зана на рис. 60. В этом механизме вращение на ходовые колеса 4
от двигателя 1 передается через закрытую передачу (редуктор) 2
и открытые зубчатые передачи 3. Зубчатые колеса этих передач
непосредственно связаны с ходовыми колесами 4, которые сво-
бодно вращаются на неподвижных осях, укрепленных в опорной
балке крана. В ступицах колес установлены бронзовые вкладыши.
199
500
to
325
Рис. 59. Электрический консольный кран грузоподъемностью 3 тс
Для обеспечения достаточного сцепного усилия приводных колес
с рельсами оба ходовые колеса связаны дополнительной переда-
чей 5 коническими зубчатыми колесами с передаточным числом
i-l.
На рис. 61 приведены две принципиальные схемы металличе-
ских конструкций мостов консольных кранов, отличающиеся
расположением путей, по которым передвигается тележка. В пер-
вой схеме (рис. 61, а) пути рас-
положены на верхнем поясе
главной фермы моста, что поз-
воляет увеличить высоту подъе-
ма крюка над полом помеще-
ния, обслуживаемого краном;
однако при этом значительно
возрастает вес моста. Более
удачна поэтому вторая схема
Рис. 60. Схема механизма передвиже-
ния моста рассчитываемого консоль-'
ного крана
Рис. 61. Схемы металлических кон-
струкций мостов консольных кранов
(рис%61,6); в ней нагрузки на главную балку 2, по которой
передвигается тележка, воспринимаются концевыми балками 3 и 5.
Оттяжки /, укрепленные раскосами, передают нагрузки на опорную
раму 6, Связи 4 воспринимают горизонтальные нагрузки от сил
инерции при торможении моста. Схема по рис. 61, б принята
в рассчитываемом кране.
Расчет тележки этого крана повторяет рассмотренный выше
для мостового крана, принципы расчета металлической конструк-
ции аналогичны изложенным в гл. VI для настенного поворотного
крана; поэтому далее ограничимся только рассмотрением особен-
ностей расчета механизма передвижения моста.
202
2. ВЫБОР ДВИГАТЕЛЯ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПЕРЕДАТОЧНОГО ЧИСЛА
МЕХАНИЗМА ПЕРЕДВИЖЕНИЯ МОСТА
Расчет сопротивлений передвижению. Для дальнейшего рас-
чета предварительно принимаем вес тележки Gm = 2000 кгс и вес
моста GM = 5300 кгс.
Нагрузка на горизонтальные опорные колеса моста при поло-
жении тележки на наибольшем вылете (рис. 62) равна
р (Q 4 Gm)L + GMl = (3000 4- 2000)6 + 5300>1,6 = 12 850 кгс,
где h — расстояние между гори-
зонтальными колесами
(принимается по задан-
ным размерам подкра-
нового пути);
I = 1,6 м — предварительно
выбранное расстояние
от центра тяжести мо-
ста до середины вер-
ти калиного опорного
рельса.
Нагрузка на эти колеса при
положении тележки на 0,8 вы-
лета (принято при расчете меха-
низма по первому случаю)
Рис. 62. Схема к расчету опорных
давлений консольного крана
D' (3000 + 2000) 0,8-6 + 5300-1,6
Иг~ 3
= 10 850 кгс.
Нагрузка на вертикальные (ходовые) колеса
Рв = Q + Gm + GM = 3000 + 2000 + 5300 = 10 300 кгс.
Для подсчета сопротивлений передвижению предварительно
принимаем диаметры ходовых колес DK = 500 мм, диаметры опор-
ных колес DKt0 = 350 мм и диаметры цапф обоих колес du =
= 70 мм. Принятый тип рельса — с плоской головкой.
Усилие, необходимое для передвижения крана с полным гру-
зом при положении тележки на наибольшем вылете, аналогично
формуле (136)
D 2pe/f , du\ , 2>2Рг/е . du\ 2-10300 /nnr ,
+ 0,14) 14+
2.2.12 850 / 0 05 + q j 7 \ [ = 8[5 (137)
оо \ JL /
где f и р — коэффициенты трения качения и скольжения, при-
нятые по табл. 46 (для подшипников скольжения);
203
а и О] — коэффициенты, учитывающие дополнительные по-
тери от трения в ребордах, ступицах колес и т. п.;
учитывая наличие опорных катков, в расчете при-
няты пониженные величины этих коэффициентов
a = 1,4 и a, = 1.
Усилие, необходимое для передвижения крана при положении
тележки на 0,8 вылета, определяется аналогично и равно Р' —
= 725 кгс.
Согласно стр. 29, по этим усилиям при установке колес на
подшипниках скольжения и может быть рассчитан двигатель.
Этот расчет далее рассмотрен в двух вариантах: по наибольшей
и по эквивалентной нагрузкам.
Расчет по наибольшим нагрузкам. Этот расчет производим по
наибольшему усилию Ру = 815 кгс.
Необходимая мощность двигателя при этом усилии по формуле
(60) при Р = Ру
кт Pyv 815*85 <л к
N ~ бТ20тц, ~ 6120-0,8 “ 4,3 Квт ’
где г|0 — коэффициент полезного действия механизма, предвари-
тельно принятый по табл. 16.
Продолжительность включения двигателя при заданном тяже-
лом режиме работы механизма передвижения, согласно стр. 10,
равна 40% ПВ.
Расчет по эквивалентной нагрузке. При этом расчете исходим
из коэффициентов использования крана при работе с грузами ku
и kn, величины которых определяются условиями работы меха-
низма подъема груза. По табл. 15 заданному среднему режиму
работы этого механизма соответствуют коэффициенты использо-
вания крана при работе с грузами ku = 0,5 и при работе с грузами
от Q до 0,75Q kn = 0,4. Расчет производим для положения тележки
на 0,8 вылета крана. По формуле (137) определяем усилия, необ-
ходимые для передвижения крана:
с полным грузом
Р'у = 725 кгс (это усилие принимаем за расчетное);
при грузе 0.75Q — 2250 кгс
Ро 75 = 630 кгс = — = 0,87^;
0,75 I Ру 725 у
при ненагруженной тележке
Ро = 330 кгс (%- = — = 0,59^1.
0 \Ру 725 I
204
Отношение времени работы механизма при пусках ко времени
цикла по формуле (70)
h ___ ZeKtSK _ 240-2 _л 1QQ
вк Зббо-— 3600 — и>В * 1о°»
где ZSK = 240 — число включений в час, принятое по табл. 15;
= 2 сек — продолжительность включения (стр. 25).
Коэффициент приведения к эквивалентной нагрузке по фор-
муле (69).
<р,= У [^ + (i-^)(-^-)2] ku+^\i-ku)+^cpkeK^
= /(0,4 + (1 —0,4) (0,87)2]0,5 + (0,59)2 (1 — 0,5) + 1,52-0,133 =
= 0,96,
где фСр =1,5 — средний коэффициент пусковой перегрузки дви-
гателя, предварительно принятый согласно стр. 32.
Эквивалентная нагрузка по формуле (66) при Ррасч — Р'у
Р, — Р'у^э — 725-0,96 = 695 кгс.
Необходимая мощность двигателя по формуле (60) при
Р — Рэ
N — PaV — 695-85 _ -о 1
Пэ ~ 6120По “ 6120-0,8 “ квт-
В рассчитываемом кране установлен двигатель типа
МТВ412-8 (см. табл. XXX) мощностью 7V^=17,0\квт при 40% ПВ
с числом оборотов пд — 725 об! мин. Маховой момент ротора
двигателя GD2 = 3,0 кгс -Jw2, кратность предельного момента при
25% ПВ tynped = 2,8.
Передаточное число механизма. Число оборотов приводных
колес при заданной скорости передвижения крана v = 85 м!мин
пк — = 54 об!мин.
3lDK ЭТ«0,5
Общее передаточное число механизма
/ =-^ = ™> = 13,4.
0 пк 54 ’
В рассчитываемом механизме установлен одноступенчатый
редуктор и открытая передача на ходовые колеса с передаточными
числами t'i = 3,12 и i2 = 4,26; оба колеса связаны конической
передачей с передаточным числом i3=l (см. рис. 60). Общее пере-
даточное число механизма
i0 = 3,12-4,26 = 13,3.
205
Расчет времени пуска. Согласно стр. 34, принимаем наимень-
ший коэффициент пусковой перегрузки двигателя фт1п = 1,2.
Вследствие значительных потерь в опорах колес и самом механизме
(опоры на подшипниках скольжения) наибольшую величину
этого коэффициента определяем из условия сцепления приводных
колес с
усилие
где р0 и
рельсами. Число приводных колес zn == 2. Сцепное
РСц = я -у = 10 300. = 1720 кгс,
Р — коэффициент сцепления и коэффициент запаса сцеп-
ления, принятые согласно стр. 34;
R = Рв — нагрузка на приводные колеса (стр. 203).
Момент этого усилия, приведенный к валу двигателя,
мсц = Pcu2i^0 = 1720* 2.13*3-0,8 = 40,5 кгс'М>
где DK — диаметр приводных колес.
Номинальный момент двигателя по формуле (7)
М,<0Л( = 975 —д = 975-=^ = 22,8 кгс-м.
ном Пд ‘2$
Наибольший допустимый коэффициент пусковой перегрузки дви-
гателя из условий сцепления
— 1215 = 1 78
'Утах - 22,8
По этому коэффициенту в данном случае и определяем средний
коэффициент пусковой перегрузки двигателя по формуле (74)
__Фтах + Фтш __ 1,78 + 1>2_ 1 jn
Тер 2 2 1
Средний пусковой момент двигателя
Мср = ^ном^ср = 22,8-1,49 = 34,2 кгс>м.
Рабочий момент на валу двигателя
^ = 975—= 975-^ = 19,2 кгс-м.
н Пд !/о
Избыточный момент (момент сил инерции)
Ми = Мс„ — М„б = 34,2 — 19,2 = 15 кгс-м.
Маховой момент крана с грузом, приведенный к валу двигателя,
по формуле (11)
= 0,1 (Q + Gm + Gj 4 =
пд
= 0,1 (3000 + 2000 + 5300) = 14,1 кгс-м2.
206
Принятый диаметр тормозной муфты DT = 200 мм, ее маховой
момент по табл. XXIV GZ+ = 0,3 кгс-м2. Общий маховой момент
механизма, приведенный к валу двигателя, по формуле (13)
GD20 = (GD2 + GD2M) 1,2 + GD2p =
= (3,0 + 0,3) 1,2 + 14,1 = 18,05 кгс-м2.
Время пуска по формуле (75)
. GD^d _ 18,05.725 _ 2 о
tn ~ 375MW “ 375.15 “ 2,0 С '
Наибольшее допустимое время пуска, согласно стр. 35, tn = 54-
4-8 сек.
Среднее ускорение при пуске
= ж = 60-2,3 = 0’62 м/сек2.
Допустимая величина этого ускорения (стр. 35) аср=0,3 4-0,6 м!сек\
Таким образом, выбранный двигатель удовлетворяет условиям
пуска.
3. РАСЧЕТНЫЕ НАГРУЗКИ И РАСЧЕТНОЕ ЧИСЛО НАГРУЖЕНИЙ
ПЕРЕДАЧ МЕХАНИЗМА ПЕРЕДВИЖЕНИЯ КРАНА
Согласно стр. 15, при расчете по первому случаю нагрузки
(на усталостную прочность) исходим из положения тележки на 0,8
наибольшего вылета.
Рабочий момент, приведенный к валу двигателя, для этого
случая
Mt>6 = Ру = 725 2-13,3-0,8 = 17’1 кгс-м.
Наибольший пусковой момент двигателя
^шах ^«ол/Фтах 22,8*1,78 = 40,5 КСС • М.
Избыточный момент
Ми = Мтах — Мрб = 40,5 — 17,1 = 23,4 кгс-м.
Момент на первом валу редуктора по формуле (18)
М^Мрб + Ми^- = 17,1 +23,4^ = 33,6 кгс-м.
Расчетный момент по формуле (20)
All = Mkd = 33,6-1,3 — 43,6 кгс-м,
где kd — динамический коэффициент, принятый согласно стр. 13.
207
Момент на втором валу редуктора
М2 = AlitiTji = 43,6-3,12• 0,95 = 130 кгс-м.
Здесь ит]! — передаточное число и коэффициент полезного
действия редуктора.
Подсчет нагрузок аналогичен приведенному на стр. 133 при
среднем пусковом моменте двигателя (табл. 53).
Дополнительную проверку механизма на статическую проч-
ность при первом расчетном случае производим по наибольшим
нагрузкам, соответствующим положению тележки на наибольшем
вылете. Величины этих нагрузок, найденные из аналогичного
расчета, даны в табл. 53.
Таблица 53. Расчетные моменты на валах передач
механизма передвижения моста консольного крана
Рассчитываемые детали Расчетные моменты в кгс-см
1-й расчетный случай 2-й расчетный случай
На усталост- ную проч- ность На статиче- скую проч- ность
Зубчатые колеса и валы при рас- чете на изгиб: 1-й вал 2-й вал 3 810* Н 300 4 630 13 700 5 260 15 500
Валы при расчете на кручение: 1-й вал 2-й вал 4 360** 13 000 4 630 13 700 5 260 15 500
* При среднем пусковом моменте двигателя. * * При наибольшем пусковом моменте двигателя.
Величина предельного момента при расчете по второму случаю
определится из условия сцепления колес с рельсами и, согласно
приведенному выше расчету, равна Мси = 40,5 кгс-м.
Величина расчетного момента
Mi = МСц — 40,5 кгс-м.
Момент на втором валу редуктора
Л4г = Л4111Г]1 = 40,5-3,12-0,95 = 120 кгс-м.
Для подсчета числа нагружений валов и зубчатых передач
при расчете на изгиб по табл. 14 и 15 принимаем расчетный срок
службы А = 10 лет и число включений в час ZeK = 240.
208
Расчетное число нагружений первого вала при расчете на из-
гиб по формуле (55)
2
1= 1,1TZeK = 1,1. 28 920.240 = 1,8.10’,
где Т — число часов работы, принятое по табл. 13 при А =
= 10 лет;
tn и teK — время пуска и продолжительность одного включе-
ния (стр. 206 и 25).
Число нагружений второго вала
7 _ ^РаСЧ1 _ 1,8- 107 _ г Q 100
£расч* — — 3,12 — 1U •
Число нагружений валов при работе на кручение по формуле (56)
Zpac4 = TZeK = 28 920-240 = 6,94-10е.
4. РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ МЕХАНИЗМА
ПЕРЕДВИЖЕНИЯ МОСТА
Расчет зубчатых передач редуктора аналогичен рассмотрен-
ному выше для механизма передвижения тележки мостового
крана (гл. II), поэтому далее приводим только расчеты кониче-
ской передачи (см. рис. 63) и второй передачи на ходовые колеса.
Расчет второй передачи. Колеса этой передачи выполнены
с прямыми зубьями, ведомые колеса непосредственно насажены
на ступицы ходовых колес (см. рис. 64). По условиям компоновки
диаметры ходовых и зубчатых колес приняты одинаковыми. Ис-
ходя из этого условия, число зубьев колеса
где tn — предварительно принятый модуль зацепления; поскольку
передача является открытой, этот модуль не следует выбирать
менее 6—8.
Число зубьев шестерни при принятом передаточном числе
передачи i2 = 4,26
Диаметры начальных окружностей колес в соответствии с при-
нятыми числами зубьев равны:
шестерни
dm = = 15-8 = 120 мм\
колеса
DK= 62-8 = 496 мм.
209
Необходимая ширина шестерни
b = фхт = 12-8 = 90 мм,
где <рх — отношение ширины зуба к модулю, принимаемое в пре-
делах 8—10.
Поверочный расчет передачи производим на контактную проч-
ность и изгиб при действии рабочих и предельных нагрузок.
При расчете на контактную прочность по рабочим нагрузкам
(первый расчетный случай) имеем расчетный момент на валу
шестерни
Мш = Мрасч = 1,1 ф- = 1,1 = 6200 кгс-см,
где М2 — момент на втором валу редуктора (см. табл. 53) при
среднем пусковом моменте двигателя.
Коэффициент 1,1 учитывает возможность неравномерного рас-
пределения момента М2 между обоими приводными колесами.
Величина контактных напряжений на поверхности зубьев
рассчитываемой пары по формуле (87)
о* = 2400 J/ = 2400 Ув.. = 5910 кгс/см*.
UULU
В качестве материала шестерни принята сталь 45 с пределом
текучести от = 4300 кгс/см* (см. табл. II), материал колеса — сталь-
ное литье марки 55Л с пределом текучести ог = 4200 кгс/см*.
Число оборотов шестерни
пш = 4^- = = 232 об/мин.
и, 1 Z
Допускаемые напряжения, согласно табл. 34, [о* ] = 6400 кгс/см2.
Число оборотов колеса
пк = = 54 об/мин.
* 12 4,26
Допускаемые контактные напряжения по табл. 34 для колеса
[ок] = 6800 кгс/см2.
Величина предельного момента на зубчатом колесе опреде-
ляется возможностью сцепления связанного с ним ходового ко-
леса с рельсом
ал лл R 10 300 л п 50 п-
^пред = Мсц — ~2~ Ио ~2 2 2 — ^5 800 кгс*см,
где R = Рв и DK — нагрузка на ходовые колеса и диаметры
ходовых колес, подсчитанные выше;
р0 — коэффициент сцепления (стр. 11).
210
Момент на шестерне
мсц 25 800 С1ол
Мш ~ М12 ~ 4,26-0,95 — 6 1 80 К^С-СМ.
В этой формуле т]2 — коэффициент полезного действия передачи,
принятый по табл. 16.
Расчетный момент
Мрасч = М"ш 6180 кгс-см,
где kd — динамический коэффициент, принятый согласно стр. 13.
Контактные напряжения по формуле (87)
ок = 2400 1/. -2462^-- = 5060 кгс!см2.
Допускаемые контактные напряжения для этого случая по формуле
(Ю1):
для шестерни
[сгк ] = 3,1ог = 3,1 -4300 = 13 200 кгс!см2\
для колеса
[ок] = 13 000 кгс!см2.
Расчет зубьев на изгиб аналогичен приведенному выше для
механизма передвижения тележки мостового крана.
Расчет конических колес. Принятое передаточное число кони-
ческой передачи i3 = 1, колеса выполнены с прямыми зубьями.
Угол наклона образующей начального конуса по формуле
(19) табл. 21
6 = arctg i = 45°.
Число оборотов шестерни и расчетный момент на ее валу
те же, что и на валу шестерни второй передачи: пш = 232 об!мин
и Мш ~ МраСч ~ 6200 кгс-см.
В качестве материала обоих колес выбираем сталь 45 с преде-
лом выносливости </_г = 2500 кгс!см2 (см. табл. II). Допускаемые
напряжения при расчете на контактную прочность по табл. 34
[ок] = 6400 кгс!см2.
Необходимая длина образующей делительного конуса шестерки
(рис. 63) по формуле (3) табл. 21
г __ 11 о -| f___(i2 4-1)_______ __
V [стк]2фг sin 6-Z (1 -0,5фг) “
., 3 / 62ОО(1®-4-1) . о п
— 118 У 6400“.0,4 sin 45°. 1 (1—0,5-0,4) ~ 3,9 СМ’
где <р2 — отношение ширины шестерни к длине образующей L,
принятое согласно табл. 21.
211
Наименьшая допустимая ширина шестерни
b = £<р2 = 13,9-0,4 = 5,6 см.
Принято b = 5,5 см.
Диаметр начальной окружности шестерни (рис. 63)
d = 2L sin 6 = 2-13,9 sin 45° = 19,6 см.
Необходимый модуль и число зубьев колеса определяем из рас-
чета на изгиб. Допускаемые напряжения по формуле (39) при
Рис. 63. Схема к расчету кони-
ческой передачи механизма пере-
движения консольного крана
1<И = Ю
= '[й]Т7 = цГЁб = 1040 кгс,см2'
где [п ] и k' — запас прочности и по-
правочный коэффициент, принятые
по табл. 12 и 10.
Необходимая величина tnjjx
по формуле (15) табл. 21 при Л4расч =>
= Мш
21,ЗМш1Яг _
'«si/i - db [Оиз] _ 0,502 ~
__ 21,3.6200.13,92.1,3 __9Я
“ 19,6-5,5.1040(13,9 — 0,5.5,S)2 ~
По диаграмме рис. 7 этой величине
msr/i соответствует наименьший модуль ms 6. Учитывая, что
передача работает в особо тяжелых условиях (открытая, в усло-
виях чугунолитейного цеха), по табл. 35 принимаем стандарт-
ный торцовый модуль (из 1-го ряда) ms = 10. Число зубьев
шестерни при этом модуле
2Ш = = 20.
ш ms 10
Согласно стр. 46, поверочный расчет зубьев на усталостную
прочность (первый расчетный случай) также производим по сред-
нему пусковому моменту Мш = 6200 кгс-см.
Приведенное число зубьев по формуле (17) табл. 21 при г = гш
z _ гш________20— = 28
"Р cos 6 “cos 45° •
Исходя из этого числа зубьев, по табл. 41 выбираем коэффициент
У1 = (Г.434.
Линейная скорость по окружности среднего диаметра шестерни
(рис. 63)
V == 2я ~ °’56) Пш sin 6 = 2л (0,139 — 0,5.0,055)232 sin 45° = j g м/сек
60 60 ’
212
По табл. 40 этой скорости соответствует коэффициент = 1,3
(для колес по третьему классу точности).
Принятое отношение ширины зуба к среднему диаметру ше-
стерни
Ъ___________b__________________55________— 0 45
dcp~ 2 (Л — 0,56) sin 6 ~ 2(139 —0,5-55) sin 45° ’ ’
По табл. 39 этому отношению соответствует коэффициент неравно-
мерности распределения нагрузки по ширине зуба k2 = 1,2 (при
консольном расположении шестерни).
Общий поправочный коэффициент
k = ktk2 = 1,3-1,2 = 1,6.
Напряжения в зубьях шестерни по формуле (9) табл. 21 при
М = Мш
_ 2,[ЗМшЬ21г _ 2,13-6200-13,92-1,6
°"3 ~ гт2Ьух (Д-0,56)2 “ 20-1»-5,5-0,434 (13,9-0,5-5,5)2 =
= 1090 кгс/см2.
Принимаем, что эти напряжения изменяются по симметричному
циклу (стр. 48). Среднее напряжение и амплитуда цикла по
формулам (31) и (32) при атах = —от1п
а,„ = 0; о, — оиа = 1090 кгс/см2.
Дальнейший расчет передачи аналогичен приведенному для
тележки мостового крана.
В качестве опор валов механизма передвижения в рассчитывае-
мом кране приняты подшипники скольжения. Расчет этих под-
шипников аналогичен рассмотренному для опорных втулок ходо-
вых колес (стр. 216).
Как и для механизма передвижения тележки мостового крана,
расчет валов на кручение из условия усталостной прочности
производится по наибольшему пусковому и на изгиб — по среднему
пусковому моментам двигателя. По наибольшему пусковому
моменту дополнительно проверяется статическая прочность валов
при расчете на изгиб.
Согласно стр. 11, при втором расчетном случае (на действие
предельных нагрузок) за расчетный должен быть принят момент,
определенный из условий сцепления ходовых колес с рельсом.
5. УЗЕЛ ХОДОВЫХ КОЛЕС МОСТА-
Чертеж узла ходовых колес моста приведен на рис. 64. Узел
состоит из ходового колеса /, на ступице которого жестко наса-
жено зубчатое колесо 2. Оба колеса вращаются на неподвижной
оси 5, закрепленной в опорных балках при помощи ригелей 4.
Смазка втулок колеса густая через сверление 5 в оси.
213
Расчет ходовых колес аналогичен рассмотренному на стр. 153
для механизма передвижения тележки мостового крана, поэтому
далее ограничимся расчетом оси и ее держателей.
Нагрузка на ось при подъеме номинального груза Q
р ^Q + Gm + GM _ 3000 + 2000 + 5300 __
Нагрузки на втулки колеса (рис. 65, а) равны:
на втулку I
Pi = Р = 5150 = 4600 кгс-,
на втулку II
Р2 = Р — Рг = 5150 — 4600 = 550 кгс.
Учитывая ударный характер этих нагрузок, расчет оси произ-
водим по усилиям Р' и Р'2, определенным из условия
Р'х = Pka = 4600-1,2 = 5520 кгс-,
/>2 = 550-1,2 = 660 кгс,
где ka— динамический коэффициент (стр. 13).
Реакция на наиболее нагруженной опоре А (рис. 65, б)
Ра = + Р'Л = 5520 21° +45 + 660-^ = 4210 кгс.
4 4 ZOv ZOU
Наибольший изгибающий момент будет иметь место в сечении /—I
MU3=RAl3 — ^--~- = 421 °• 6,5 - = 22 550 кгс-см.
В качестве материала оси принята сталь 45 с пределом вынос-
ливости = 2500 кгс!см* (см. табл. II).
Принимаем, что напряжения в оси будут изменяться по пуль-
сирующему циклу.
Допускаемые напряжения по формуле (41)
1,4а 1 1 4.2500
1^1 = -W- = птаг = 880 кгМ
Коэффициенты In] и k' приняты по табл. 12 и 10.
Необходимый диаметр оси по формуле (2) табл. 22
J 2/ Миз 7/ 22 550 с .
d~ У 0,1 [анз] ~У 0,1-880 — 6,4 см-
Принятый диаметр d = 70 мм.
214
to
сл
250
Pf^SOO
/5а
P-5150
ls=125
iiUliii
h-85
l3-65
P2=550
lilt
15=50
В
JL
l г MO №5
--- —H—
1=250
моста консольного крана
В качестве материала втулок, установленных в ступицах
колес, принята бронза Бр. ОЦС5-5-3 (см. табл. 24). Размеры этих
втулок проверяем на удельное давление:
для втулки I
Р ~ dlt ~ 7.8,5 ~ кгс/см ,
для втулки //
р = = 15,5 кгс/см2-,
dl§ I • о
где /4 и /5 — принятые длины втулок.
Допустимое удельное давление по табл. 54 р = 80 -г-120 кгс/см*.
Скорость скольжения на поверхности втулки
ndnK л-0,07.54 ЛП ,
v = — == 0,2 м/сек.
Таблица 54. Допускаемые удельные давления р
и удельная работа Ауд для подшипников крановых передач
Условия работы подшипника Материал трущихся поверхностей р в кгс/см* Ауд в кгс• м/сек-см*
Длительная работа Кратковре- менная рабо- та
Незащищенные редко сма- зываемые подшипники, уста- новленные в местах, трудно- доступных для обслуживания (втулки блоков и шарниров грейферов и т. п.) Сталь по чугуну Сталь по бронзе Сталь по пласт- массе (волокнит, текстолит) 20—30 15—20 10—15 20—30 20—40 25-35 —
Незащищенные часто сма- зываемые подшипники при от- сутствии абразивной среды (втулки блоков, барабанов, ходовых колес, вкладыши букс и промежуточных валов) Сталь по чугуну Сталь по бронзе Сталь по пласт- массе 20 50 80 50 80-120 150—200 8—15 15—30 10
Закрытые подшипники, ра- ботающие в условиях непре- рывной жидкой смазки (зуб- чатые редукторы, подшипники со смазкой под давлением) Сталь по чугуну Сталь по бронзе 30 60—75 40—75 100—150 15—25 50—100
216
Удельная работа
Аид ~ Pv = 78-0,2 = 15,6 кгс-м/сек-см2.
Наибольшая допустимая величина Ауд, согласно табл. 54, Ауд =
= 15-е-ЗО кгс-м/сек-см2.
Поверочный расчет оси. В данном случае расчетным является
сечение /—/ (См. рис. 64), в котором действует наибольший момент
и имеет место концентрация напряжений у отверстия, служащего
для подвода смазки.
Напряжения в этом сечении при наибольшей нагрузке на колесо
Р = 5150 кгс по формуле (1) табл. 22
22 550 с с с / з
°тах = ®«з ~ о, Id3 = 0,1 -73 = Кгс/сМ .
Нагрузка на ось при отсутствии груза
₽. = °- + °- = ™ + „ 3650 кгс.
Напряжения в оси при этой нагрузке
amin = °из =Оиэ-Т= 655 -ЙЙ = 465 Кгс/сМ*-
Среднее напряжение и амплитуда цикла по формулам (31) и (32)
<зср = = 655 + 465 = 560 кгс/см2-,
Оа = = 655-465 = 05
Расчетное число нагружений оси в данном случае опреде-
ляется режимом работы механизма подъема. Согласно табл. 13—
15, для заданного среднего режима работы этого механизма имеем:
срок службы А — 20 лет, число часов работы Т = 28 920, коэф-
фициенты использования крана kn = 0,4 и ku = 0,5. Расчетное
число циклов ац = 25, число нагружений за один цикл ан — 1.
Общее число нагружений оси по формуле (46)
Zo = Таца„ = 28 920-25-1 == 7,25-10®.
Нагрузка на ось при подъеме груза 2250 кгс (0,75Q)
р 0.75Q 4- Gm + QM 2250 + 2000 + 5300
г 0,75 =------2------ ~ --------2-------= 4/8<J кгс.
Коэффициент приведения к расчетному числу циклов по формуле
217
/е*7\ r-тгч ^0,75 4780 л л. Pq 3650 л
(57) при -jj- = = 0,94 и у = ^- = 0,71
Фп₽ = [*„ + (1 - kn) (^-5)8] ku + (1 - ku) )’ =
= [0,4 + (1 — 0,4) (0,94)8] 0,5 + (1 — 0,5) (0,71 )8 = 0,4.
Расчетное число нагружений по формуле (43)
~L=50~
Рис. 66. Крепление оси ходо-
вого колеса консольного крана
ZpaC4 = 2оФлр = 7,25-105-0,4 =
= 2,9-105.
По табл. 9 этому числу циклов соот-
ветствует коэффициент срока службы
<рс = 1,55.
Расчетный предел выносливости
по формуле (38)
0—1 = <Т—18Л(еч(ре =
=2500-0,74-0,85 • 1,55 = 2430 кгс!см2.
Коэффициенты ел и 8„ приняты по
табл. 8 и согласно стр. 18.
Коэффициент концентрации на-
пряжений сечения, ослабленного
отверстием, по табл. X при -j- =
= X- 0,09 kU3 = 2 (а — диаметр
сверления в оси).
Предел прочности материала оси по табл. II ов = 6100 кгс/см2.
Запас прочности по усталостному разрушению по формуле (33)
аср аа ь 560 . 95
4^—й«з 6100^ 2430
Запас прочности относительно предела текучести
= 4300 кгс/см2
Наименьшие допустимые запасы прочности по табл. 12 [п] =
= 1пг1 = 1,6.
Расчет крепления оси. Ось крепится при помощи двух стопор-
ных планок по схеме, показанной на рис. 66. Болты планок рас-
считываются на срез, опорные поверхности планок — на смятие.
В дальнейшем примем, что напряжения смятия будут изменяться
по линейному закону от максимума <усм в точке Л до 0 в точке В.
Равнодействующие этих напряжений на торцовой поверхности
218
каждой планки в данном случае будут приложены в центре тя-
жести эпюры давлений. Расстояние между равнодействующими
(рис. 66)
а — I — 4-/ = 50 — 2--?- = 17 мм.
О О
Расчетный момент сил трения на оси
Л1тр = Рр у = 5150-0,15-у = 2700 кгс-см,
где р — коэффициент трения, принятый для наиболее неблаго-
приятных условий работы оси (слабая смазка).
Усилие, сдвигающее планку,
„ мтр 2700 ._пл
S =----= ту = 1590 кгс.
а 1,7
Исходя из равенства между этим усилием и площадью эпюры
напряжений смятия, определяем величину напряжений
2S 2-1590 со_ , „
осм = -тг = —г- = 635 кгс/см2,
см 01 1 • 5
где I — опорная длина и 6 — толщина планки.
Допускаемые напряжения смятия [асм] = 800-е-1000 кгс/см2.
Наибольшее усилие, перерезывающее болт, согласно схеме
рис. 66, при расстоянии / = 8 см
/> = fc?=2™_340 <[K.
Напряжения среза при принятом диаметре болта d — 16 мм
4Р 4-340 ,-А , ,
Т==^ = 170 кгс/см -
Допускаемые напряжения для болтов из стали Ст. 3 [т] = 300-е-
4-400 кгс/см2.
6. РАСЧЕТ ТОРМОЗА МЕХАНИЗМА ПЕРЕДВИЖЕНИЯ МОСТА
В рассчитываемом механизме установлен двухколодочный длин-
ноходовой тормоз (рис. 67). В этом тормозе колодки 3 шарнирно
укреплены на рычагах 2, которые имеют вращательное движение
около осей 5, укрепленных в литой чугунной подставке. Системой
промежуточных звеньев 1, 9 и 10 рычаги 2 связаны с рычагом 6,
поворачивающимся около точки А. При включенном двигателе
тормоз заторможен грузом 7. Растормаживание его производится
тормозным электромагнитом 8 (табл. XXVII), якорь которого
связан с рычагом 6. При включении тока якорь поднимается,
поворачивает рычаг 6 и растормаживает тормоз. Отход колодок
при растормаживании регулируется двумя болтами 4, из которых
верхним устанавливается необходимый отход колодки, а нижний
предохраняет ее от опрокидывания, которое может иметь место
при отходе ее от диска под влиянием собственного веса.
219
Рис. 67. Колодочный длинноходовой тормоз механизма передвижения моста консольного крана
Расчет тормозного момента Мт аналогичен рассмотренному
для механизма передвижения тележки мостового крана, поэтому
далее ограничимся только разбором особенностей расчета рас-
сматриваемого тормоза при заданном тормозном моменте. В данном
случае Мт = 22 кгс-м.
В качестве материала трущихся поверхностей колодок выби-
раем тормозную ленту типа А (см. табл. 43), материал тормозного
диска — стальное литье марки 45Л. Коэффициент трения и до-
пускаемое удельное давление между колодкой и шкивом прини-
маем по табл. 43 р = 4 кгс/смг и р. = 0,35. Наименьший до-
пустимый диаметр тормозного шкива по формуле (135)
O, = l,5)/S»1.5 /^=17,1
Принято DT = 200 мм.
Необходимые сила трения на шкиве и нажатие колодки на
шкив
„ мт 2200 . 1А F 110 о1е
Р ~ DT ~~ 20 — 10 Кгс'' N ~ р ~ 0,35 — 315 Кгс’
Величина отхода колодки От шкива е при расторможенном тормозе
в этом случае принимается в пределах 1—2 мм в зависимости от
диаметра шкива. В рассчитываемом тормозе принято е = 1,5 мм.
Необходимая работа растормаживания при этом отходе
л _ 2etf _ 2-0,15.315 _ ю5
ri —.... —--- л л' . — IvO 1\сС*СМ,
т] 0,9
где т] — коэффициент полезного действия рычажной системы
тормоза.
Работа растормаживания элекромагнита KMT-ЗА, наимень-
шего из указанных в табл. XXVII,
А3 — 0,9P3h3 = 0,9.35.5 = 157 кгс-см,
где h3 — ход электромагнита и Р3 — его тяговое усилие.
Коэффициент 0,9 представляет запас хода якоря, необходимый
для компенсации последующего износа колодок.
Этот электромагнит и принят в рассчитываемом тормозе.
Необходимое передаточное число тормозной системы при этом
электромагните
. _ N _ 315 _ ]П
~ РэП ~ 35-0,9 ~ 1и-
Исходя из этого передаточного числа, конструктивно назначают
размеры рычагов тормозной системы (рис. 68). Фактическое пере-
даточное число тормоза при этих размерах
,• _ /0 /а _ 250 150 325 _ п ле
° ~ I, ' 16 ‘ /3 “ 125 • 70 ‘ 140 ~ у,уо-
221
Исходя из найденного тягового усилия электромагнита опре-
деляем необходимый вес тормозного груза
п _ (Рэ - Оя) /2 (35 - 12,5) 325 1 я
о - 405-----= 1« кгс,
где G„ — 12,5 кгс — вес якоря электромагнита (входит в его
тяговое усиление).
Необходимая высота колодки согласно стр. 119
Н 0,5Dr = 0,5-200 = 100 лл.
Рис. 68. Схема тормоза механизма передвижения
моста консольного крана
Ширина колодки при принятом выше удельном давлении р =
= 4 кгс!см2
п N 315 - п
В — нр^ 10.4 — 7,9 см.
Принято В = 70 мм.
Ввиду незначительных нагрузок, как правило, размеры эле-
ментов тормозной системы назначаются конструктивно. Размеры
опорных шарниров следует проверять на удельное давление (см.
стр. 124). Для уменьшения этого давления рычаги целесообразно
выполнять литыми с утолщениями в опорных узлах или преду-
сматривать дополнительные наварные шайбы (при изготовлении
рычагов из полосовой стали).
ГЛАВА VI
РАСЧЕТ НАСТЕННОГО ПОВОРОТНОГО КРАНА
С ПОСТОЯННЫМ ВЫЛЕТОМ ГРУЗОПОДЪЕМНОСТЬЮ
1,25 тс
1. КРАТКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА КРАНА
Кран (рис. 69) предназначен для обслуживания сборочного
конвейера (перегрузка сборочных узлов весом 1 тс с одного кон-
вейера на другой). График его работы в данном случае задан
и приводится в табл. 55. Захват груза производится специальным
Таблица 55. График работы рассчитываемого крана
Наименование операций Полезная нагрузка в тс Путь в м Время, затра- чиваемое на операцию, в сек
Захват груза 1,25 — /, = 15
Подъем груза 1,25 1,9 /2 = 12
Поворот крана 1,25 160° /з = 13 '
Опускание груза 1,25 1,4 /«=9
Освобождение груза — — /5 =20
Подъем крюка 0,25 1,4 /в=9
Поворот крана 0,25 160° /, = 13
Опускание крюка 0,25 1,9 /8 = 12
Время неустановившегося движе- ния (пуски и остановки): механизма подъема .... /9 =6
механизма поворота .... — — /ю ~ 6
Перерыв между операциями . . . — — =23
Общая продолжительность цикла Т 138сек
223
Рис. 69. Общий вид настенного поворотного крана грузоподъемностью 1,25 тс
приспособлением весом 0,25 тс, в соответствии с чем рас-
четная грузоподъемность крана принята равной 1,25 тс. При-
нятая скорость подъема груза о = 9,5 м/мин, поворота п =
= 2 обIмин.
Основными узлами крана являются механизм подъема 3,
выполненный по схеме рис. 11, б с одной закрытой и одной от-
крытой передачами, механизм поворота 1 и металлическая кон-
струкция 2 в виде сварной фермы. Вертикальные нагрузки от
собственного веса и веса груза в данном случае воспринимаются
нижней опорой 4, горизонтальные от моментов веса груза и соб-
ственного веса — верхней опорой 5 и радиальным подшипником
нижней опоры 4.
На рис. 70 приведены три принципиальные схемы механизмов
поворота, наиболее часто применяемые в кранах рассматриваемого
типа. В схеме по рис. 70, а между валом двигателя 1 и приводным
валом механизма 2 введены цилиндрические и коническая пере-
дачи. Последняя в данном случае необходима, поскольку вал 2
располагается вертикально. Более удачна схема по рис. 70, б,
в ней применен фланцевый двигатель, вал которого расположен
вертикально, что исключает необходимость в конической передаче.
По третьей схеме рис. 70, в (с червячным редуктором) выполнен
механизм поворота рассчитываемого крана; чертеж этого меха-
низма приведен на рис. 71. В этом механизме вращение от
двигателя 1 через соединительную муфту 2 передается на вал
червячного редуктора и далее через цилиндрические зубчатые
колеса 3 на ведомое колесо 4, связанное с металлической конструк-
цией крана. Во избежание поломки червячного колеса при резком
торможении в механизме установлен фрикцион, расположенный
на валу червячного колеса (см. рис. 75).
8 Н. Г. Павлов 1051
225
226
Червячные редукторы позволяют уменьшить размеры меха-
низмов поворота, что весьма важно при имеющихся в них пере-
даточных числах порядка 200—1000. Недостатком этих передач
является несколько меньшая надежность в работе по сравнению
с зубчатыми передачами и значительный расход бронзы, из кото-
рой, как правило, необходимо изготовлять обод червячного колеса.
На рис. 72 приведены три принципиальные схемы металли-
ческих конструкций настенных поворотных кранов. По схеме
рис. 72, а конструкция выполнена из листовой стали, по схемам
рис. 72, б и в — решетчатой. Схема по рис. 72, в применяется
при больших вылетах кранов, в ней для обеспечения устойчи-
вости основных рабочих стержней введена дополнительная ре-
шетка. Достоинством листовой конструкции (рис. 72, а) является
большая простота ее изготовления и возможность широкого при-
менения автоматической электросварки, недостатком — несколько
больший вес по сравнению с решетчатыми конструкциями.
2. РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА ПОДЪЕМА ГРУЗА
Расчет механизма подъема груза аналогичен рассмотренному
выше для тележки мостового крана, поэтому далее излагаются
только его особенности, связанные с тем, что график работы крана
в данном случае является заданным.
Режим работы механизма. В соответствии с условиями работы
цеха* кран используется в течение всего года (300 рабочих дней)
при двухсменной работе.
Коэффициент использования крана в течение года по формуле (2)
у ____________________ _ 300 _л л г
~ 365 ~ 365 — 0’85’
227
коэффициент использования в течение суток
ь —?£. —— — о 59
кс — 24 — 24 —
Коэффициент использования по грузоподъемности kep = 1 (кран
работает с постоянной нагрузкой Q = 1,25 тс). По табл. 1 этим
коэффициентам соответствует весьма тяжелый режим работы.
Согласно стр. 9, такой режим работы должен быть принят и для
крана в целом.
Режим работы электрооборудования. Продолжительность вклю-
чения механизма по формуле (5)
пв = 2! юо = -2 +/«+<«+?»юо = -12+9 + В 9 + ?2 юо = зо%,
1 1 loo
где /2, tit te и ta — время работы механизма в течение цикла;
Т — общая продолжительность цикла (см. табл. 55).
Число рабочих включений за один цикл, исходя из табл. 55,
ZeK — 4. Учитывая необходимость в дополнительных (регулиро-
вочных) включениях, принимаем ZeK — 6.
Число рабочих циклов в час
_ 3600 _ 3600 _
ач~ т — 138 ~20 ’
число включений в час
= ацгвк = 26-6 =156.
Температура окружающего воздуха t — 20° С.
По табл. 4 при коэффициентах использования крана kPP = 1,
ke = 0,85 и kc — 0,59 и найденных ПВ, ZeK и t может быть при-
нят тяжелый режим работы электрооборудования. Исходя из
этого режима, выбирается электроаппаратура. Расчет мощности
двигателя, поскольку график работы крана известен, производим
по среднеквадратичной нагрузке.
Расчет двигателя. Величина эквивалентной нагрузки, исходя
из формулы (65) и обозначений, принятых в табл. 55,
р _ l/" Р1*2 + Р1^4 + Р2^6 + ^8 + Рп*п __
1/ 12502.12+ 1250«.9 -1- 2502-9 4-2502.12+ 1875а-6
~V 12+9 + 9+12 + 6 -1080
В этой формуле:
Рг и Р2 — веса поднимаемых грузов;
/2, h и h — время работы механизма с грузами;
tn — принятое время пуска;
228
Рп — условная (расчетная) нагрузка механизма
при пуске:
Р„ = Оф,.,, — 1250-1,5 = 1875 кгс,
где 'Фел — средний коэффициент пусковой перегрузки двигателя
(стр. 31).
Необходимая мощность двигателя по формуле (60)
», Рэи 1080 -9,5 о .
N~ 6120tio ~ 6120-0,8 ~ 2’ Квт'
Здесь г]0 — коэффициент полезного действия механизма, пред-
варительно принятый по табл. 16.
Необходимая мощность двигателя при продолжительности
включения 25% ПВ, ближайшей к подсчитанной выше, по формуле
(68) _ _
"« = "16t£ = 2.'/>“2.3
В соответствии с этой мощностью по табл. XXX выбираем двига-
тель типа МТ012-6 мощностью Nd = 2,2 квт при 25% ПВ с чис-
лом оборотов пд = 885 об/мин и кратностью предельного момента
Флред — 2,3. Выбранный двигатель проверяем по условиям
пуска.
Необходимая мощность при подъеме номинального груза
Q = Р = 1250 кгс
кт ?v 1250*9,5 п ло
N ~ 612О11о “ 6120-0,8 ~ 2,43 Квт-
Рабочий момент от веса этого груза, приведенный к валу двига-
теля,
41-5 = 975—=975 %^ = 2,7 кгс-м.
Пд ООО
Наименьший пусковой момент двигателя
Mmln = =: 2,7-1,! = 2,97 кгс-м,
где фт1п — наименьший коэффициент пусковой перегрузки
(стр. 34).
Наибольший пусковой момент двигателя определяем исходя
из заданного времени пуска, величину которого принимаем равной
(см. табл. 55)
. 6 <г
= 7= 1,5 сек.
Маховой момент механизма и груза, приведенный к валу двигателя,
в данном случае равен GDq = 0,7 кгс-мг (расчет аналогичен
приведенному в гл. I).
229
Момент сил инерции при заданном времени пуска по формуле
(10) при tH = tn
GDond 0,7-885 , ,
M“ ~ 375tn ~ 375-1,5 “ 1,1 кгс'м-
Средний пусковой момент двигателя, исходя из формулы (17),
Мср = Мрв+ Ми = 2,7 + 1,1 = 3,8 кгс-м.
Необходимый наибольший пусковой момент двигателя при за-
данном времени пуска
Мтах 2М.„ — Л4т1п = 2-3,8 — 2,97 — 4,63 кгс-м.
Номинальный момент двигателя при 25% ПВ
Мном = 975 = 975 = 2,42 кгс-м.
ном Пд 885
Наибольший и наименьший коэффициенты пусковой перегрузки
двигателя при найденных величинах пусковых моментов:
_ 41 щах 4,63 ~ „
Vmax ~ Мном 2,42 ,Э’
. 44mln 2,97 । пп
^1П=Л4^ = 2Л2=1’22-
Соотношение между предельным и наибольшим коэффициентами
пусковой перегрузки
tynped 2,3 _ ] по
'Фтах 1>9 ’
что можно считать допустимым.
Расчетные нагрузки и расчетное число нагружений. Согласно
стр. 15, расчет механизма производим по нагрузке от веса номи-
нального груза Q = 1250 кгс. Расчетное число нагружений в дан-
ном случае определяем по заданному графику работы крана
(см. табл. 55).
Для первого вала редуктора имеем число оборотов nt = пд =
= 885 об/мин. По табл. 14 принимаем расчетный срок службы
этого вала А = 10 лет (вал выполнен за одно целое с шестерней).
Общее число часов работы рассчитываемого вала при приня-
тых выше коэффициентах использования крана по формуле (45)
Т = 8760Л£Д = 8760-10-0,85-0,59 = 44 000 ч.
Число нагружений вала при расчете на изгиб по формуле (44)
Zo = бОТ/ге = 60-44 000-885-0,3 = 7-10’.
230
Число нагружений вала при работе с грузами Q = 1250 кгс
Zy = 3,5-10’ (#=0,5);
при работе с грузами Q = 250 кгс
Z2 = 3,5-10’ (# = 0,5).
Коэффициент приведения к расчетному числу циклов в данном
случае должен быть подсчитан по формуле (50)
m Zj / Рг\8 . Z2 ( ЛЛ8 _/1250\8 п_/ 250 \8
<Р»р= 7Дк/ + z;( Р?) = 0,5 \ 1250/ +0’5(125б) =0’51-
Расчетное число циклов по формуле (43)
ZpaC4 = 2оФ„р = 7-10’. 0,51 = 3,55-10’.
Согласно данным стр. 228, принимаем число циклов в час ац = 26,
число нагружений за один цикл ан — 1.
Расчетное число нагружений вала при кручении по формуле
(46)
ZpaC4 = ZQ = Тачан = 44 000-26-1 = 1,15-10е.
Расчетное число нагружений последующих валов подсчиты-
вается аналогично тому, как это сделано в гл. 1 для механизма
подъема мостового крана.
3. ВЫБОР ДВИГАТЕЛЯ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПЕРЕДАТОЧНОГО ЧИСЛА
МЕХАНИЗМА ПОВОРОТА
Режим работы электрооборудования. Продолжительность вклю-
чения рассчитываемого механизма по формуле (5)
ПВ = 5^ 100 = 100 = 100 = 19%,
1 1 loo
где — продолжительность работы механизма в течение
цикла;
Т — общая продолжительность цикла (см. табл. 55).
Исходя из условий работы крана (см. табл. 55), имеем число
включений механизма за один цикл Z'aK =2; с учетом дополнитель-
ных (регулировочных) включений принято Z'x = 3.
Расчетное число включений в час при числе циклов ац = 26
ZQK = cii^ZeK = 26 • 3 = 78.
Согласно примечанию к табл. 4, при принятых выше коэффициен-
тах использования крана ke = 0,85, kc = 0,59 и ksP = 1
231
и найденной продолжительности включения должен быть принят
тяжелый режим работы электрооборудования. Исходя из этого
режима, в данном случае производится выбор электроаппаратуры
крана.
Выбор двигателя и определение передаточного числа механизма.
Согласно стр. 30, необходимую мощность двигателя определяем,
исходя из заданного времени пуска.
Наибольшее допустимое время пуска при общем времени
неустановившегося движения /10 = 6 сек и двух включениях за
1-1500 цикл (см. табл. 55)
Рис. 73. Схема к расчету- нагрузок
на опоры настенного поворотного
крана
— 2 2 — 1,5 сек.
Для последующего расчета
предварительно задаемся весом по-
воротной части крана G — 3000 кгс.
Диаметры верхней и нижней цапф
кранов грузоподъемностью 1 —
7,5 тс при опорах качения обычно
принимают 50—100 мм, при опо-
рах скольжения 60—140 мм.
В рассчитываемом кране эти
диаметры равны d = dt = 70 мм‘,
расстояние от центра тяжести
поворотной части крана до оси его вращения, предварительно
определенное по компоновочному чертежу, I = 1,5 м.
Горизонтальные нагрузки на опоры крана по схеме, приведен-
ной на рис. 73,
+ = 1250Д + 3000= 3430 кгс,
G и fl OtO <J,0
где h — расстояние между серединами верхней и нижней опор
крана.
Вертикальная нагрузка на нижнюю опору
Рв = Q + G = 1250 + 3000 « 4300 кгс.
Рабочий момент, необходимый для поворота крана, при устано-
вившемся движении
Му = 2Ргц А + Pe(i-| = 2-3430-0,1 + 4300-0,1 =
= 33,9 кгс-м,
где р — 0,1 — коэффициент трения в опорах для принятых под-
шипников (скольжения).
232
Мощность, необходимая для поворота крана, при установив-
шемся движении по формуле (61) и М'рб = М
М п 33,9.2 Л ,
N« ~ 975TJ7 ~ 975-0,7 ~ 0,1 Квт'
где п — число оборотов крана;
т)0 — коэффициент полезного действия механизма, принятый
по табл. 16.
Ориентировочно величину махового момента крана определяем
из условия
GD2P = 4 (QL2 + G/2) = 4 (1250-62 + 3000-1,52) = 214000 кгс-м2.
Момент сил инерции при заданном времени пуска tn = 1,5 сек
по формуле (10) при GD2 = GD2p и па = п
ЛЛ GDlpn 214 000-2 -сп
375tn — з75.(,5 —760 кге-М.
Необходимый пусковой момент двигателя по формуле (63)
М„ = Му + (1,1 ч- 1,3) Ми = 33,9 + 1,1 -760 = 864 кгс-м.
Коэффициент 1,1 учитывает дополнительные нагрузки от сил
инерции деталей механизма (ротор двигателя, тормозная муфта,
передачи).
Пусковая мощность двигателя по формуле (61) при М = Мп
КТ Мпп 864-2 о сл
~ 975т)0 — 975-0,7 ~ 2’®4 Квт'
Согласно стр. 31, принимаем средний коэффициент пусковой пере-
грузки двигателя фср = 1,5. Необходимая мощность двигателя
при этом коэффициенте
Nn 2,54 . _
Л/ = -г-2- = -г=- = 1,7 квт.
Vcp 1,5
Мощность двигателя при продолжительности включения 25% ПВ,
указанной в каталоге и ближайшей к требуемой (19% ПВ),
"«-"/Ж”1'7/!"1'5
По табл. XXX выбираем двигатель типа МТ012-6 мощностью
Nd = 2,2 квт при 25% ПВ с числом оборотов пд — 885 об1мин.
Маховой момент ротора двигателя GD2 = 0,12 кгс-м2, кратность
предельного момента = 2,3. Выбранный двигатель про-
веряем по условиям пуска.
233
Принятый диаметр тормозной муфты DT — 200 мм, ее маховой
момент по табл. XXIV GD^ = 0,3 кгс-м2.
Маховой момент крана с грузом, приведенный к валу двигателя
по формуле (12), при п0 = п и п = пд
GD2np = GD2Kp = 214 000 = 1,09 кгс - м2.
Общий маховой момент механизма, приведенный к валу двига-
теля, по формуле (13)
GD20 --= (GD2P + GD2) 1,2 + GD2np = (0,12 + 0,3) 1,2 + 1,09 =
— 1,65 кгс-м2.
Согласно стр. 34, принимаем наибольший и наименьший коэффи-
циенты пусковой перегрузки двигателя фтах = 2 и фт1п = 1,2.
Средний коэффициент пусковой перегрузки
। _’I’tnax + 'Pmln _ 2 + 1,2 _ . „
Yep 2 2 — 1 ,D'
Номинальный момент выбранного двигателя при 25% ПВ
Мном = 975 = 975 Jg = 2,42 кгс-м.
Средний пусковой момент по формуле (15)
Мср = Мног$ср — 2,42• 1,6 = 3,87 кгс-м.
1г fJ rIXJJVb | (✓ fJ г > г
Рабочий момент, приведенный к валу двигателя,
МГ16 = 975 = 975 = 0,11 кгс-м.
ng 885 ’
Избыточный момент (момент сил инерции)
Ми = Мср — Мрб — 3,87 — 0,11 = 3,76 кгс-м.
Фактическое время пуска при выбранном двигателе по форму-
ле (75)
Наибольшее допустимое время пуска, подсчитанное выше, tn —
= 1,5 сек.
Передаточное число. Необходимое передаточное число меха-
низма при заданной скорости вращения крана п = 2 об/мин
i — Пд — — — дач
«о - п - 2 - 44<5'
234
В рассчитываемом механизме это передаточное число разбито на
три ступени: первая — червячная передача с передаточным чис-
лом = 26 и две последующие — цилиндрические зубчатые ко-
леса с передаточными числами i2 = 2,3 и is = 6,8.
4. ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАСЧЕТНЫХ НАГРУЗОК
И РАСЧЕТНОГО ЧИСЛА НАГРУЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ
МЕХАНИЗМА ПОВОРОТА
Исходя из найденных выше (стр. 228) коэффициентов исполь-
зования крана ke — 0,85, kc — 0,59 и kep = 1, по табл. 1 за рас-
четный принимаем тяжелый режим работы механизма. Рас-
чет производим по двум случаям нагрузки: рабочей (первый рас-
четный случай) и предельной (второй расчетный случай, стр. 15).
При расчете деталей на усталостную прочность при изгибе
(валы, зубчатые колеса) по первому случаю исходим из среднего
пускового момента двигателя. Величина этого момента на первом
валу редуктора по формуле (18) при М = Мх
GDLn 1 по
Mi=Mp6 + Mu—=0,11+3,764^- = 2,6 кгс-м,
GDq > 3
где Мрв — рабочий момент;
Ми — момент сил инерции, приведенный к валу
редуктора;
GD„p и GDq — маховые моменты крана с грузом и всего
механизма, подсчитанные выше.
Момент на втором валу редуктора
М2 = = 2,6-26>0,80 = 57,5 кгс-м.
Здесь и т]х — передаточное число и коэффициент полезного дей-
ствия редуктора (см. табл. 16).
Аналогично подсчитываются и моменты на третьем и четвертом
валах (табл. 56).
Расчет деталей на усталостную прочность при кручении (валы)
и проверку на статическую прочность на изгиб и кручение при
расчете по первому случаю производим по наибольшему пусковому
моменту двигателя
Мтах = = 2,42-2 = 4,84 кгс-м,
где Мном и фгаах — номинальный момент двигателя и наибольший
коэффициент пусковой перегрузки (стр. 234).
Избыточный момент
Ми = Л4тах — Мрб =4,84 — 0,11 =4,73 кгс-м.
235
Таблица 56. Расчетные моменты и расчетное число нагружений
механизма поворота настенного крана
Определяемые величины Расчетные моменты в кгс-м и расчетное число нагружений на валах
первом втором третьем четвертом
Крутящие моменты на валах при моментах дви- гателя: среднем пусковом . . 2,6 57,5 138 885
наибольшем пусковом 4,25 94 222 1430
предельном 5,58 123 298 1970
Расчетное число нагру- жений: при расчете на изгиб и сроке службы 10 лет 1,3-10’ 5,2-10» 2,1-10» 3,4-Ю4
15 лет 1-10’ 3,9-106 1,6-10» 2,6-104
при расчете на круче- ние и сроке службы 10 лет 3,33-10е 3,33-10° 3,33-10° 3,33- 10е
15 лет 5- 10е 5-10° 5-10° 5-10е
Суммарный момент на первом валу редуктора
• - GD2„„
М^Мро + Ми—=
(jUq
= 0,11+4,73 -Ьй- = 3,25 кгс-м.
1,оэ
Расчетный момент
Mi = M\kj = 3,25-1,3 = 4,25 кгс-м,
где kd = 1,3 — динамический коэффициент.
Определение Моментов на последующих валах аналогично при-
веденному выше для среднего пускового момента двигателя
(табл. 56).
Ввиду возможности заедания фрикциона, имеющего место при
эксплуатации, расчет механизма по второму расчетному случаю
(по предельным нагрузкам) производим по предельному моменту
двигателя
^пред 1 ~ МНом§пред ~ 2,42 • 2,3 = 5,58 кгс м.
Этот момент и принят за расчетный для первого вала редуктора.
Моменты на последующих валах для этого случая приведены
в табл. 56.
236
При подсчете числа нагружений по табл. 14 принимаем рас-
четные сроки службы шестерен и валов-шестерен А = 10 лет,
остальных деталей А — 15 лет.
Расчетное число нагружений первого вала редуктора при из-
гибе и сроке службы 10 лет по формуле (55) при п == пд
2
Zpac* I = 1.1 TZeK = 1,1 44 000 • 78 = 1,3 • 107,
где — средняя продолжительность включения, принятая со-
гласно стр. 231 и табл. 55;
Т — число часов работы (стр. 230).
Расчетное число нагружений второго вала
---------%расч 1_6,7• 10е па 1 п5
расч 2___________— = 26- — Z’°' 1U '
Здесь — передаточное число червячной передачи.
Аналогично подсчитано и число нагружений остальных валов,
приведенное в табл. 56.
Расчетное число нагружений валов на кручение при сроке служ-
бы А — 10 лет по формуле (56)
ZpaC4 = TZeK = 44 000-78 = 3,33-10®.
Это число нагружений остается одинаковым для всех валов. Число
нагружений при сроке службы 15 лет указано в табл. 56.
5. РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ МЕХАНИЗМА ПОВОРОТА
Далее в виде примера приведены расчеты первой (червячной)
и третьей (цилиндрической) передач. Расчеты второй и третьей
передач аналогичны.
Расчет червячной передачи. Согласно стр. 46, расчет этой пере-
дачи на усталостную прочность производим по среднему пусковому
моменту на червячном колесе М2 = Мк = 5750 кгс-см (табл. 56).
Предварительно принимаем число заходов червяка гч — 2
(стр. 48). Необходимое число зубьев колеса при заданном переда-
точном числе передачи = 26
гк — = 2-26 — 52.
В качестве материала червяка принимаем конструкционную угле-
родистую сталь 45 с улучшением до твердости НВ 300—350. Обод
червячного колеса одновременно является кольцом фрикционного
устройства (см. рис. 74) и выполнен из бронзы марки БрАЖ9-4Л
с пределом прочности на разрыв ав — 4000 кгс!см2 (см. табл. 24).
237
Допускаемые напряжения для материала обода по формуле (106)
ви9 — 0,16об ~\f — = 0,16- 4000 == 640 кгс/см2.
V £расч
Согласно стр. 49, в данном случае (Zpac4 < 1 -10е) принятоZpac4 =
= ЫО6.
Наименьший допустимый модуль зацепления из условия уста-
лостной прочности по формуле (104)
m = 10 л/~ __ 1Q -.у 2,13-5750 _ г
’ 1 V z^ykr [оиэ] lu V 52-8.0,48.0,8-640 °’
где у — коэффициент формы зуба, принятый па табл. 41;
ф0 — отношение ширины зуба к модулю (стр. 48).
Величина скоростного коэффициента kx предварительно при-
нята равной 0,8.
Из конструктивных соображений (возможности размещения
конусов фрикциона) в рассчитываемой передаче принят модуль
tns = 7 (табл. 57). Величина соотношения между диаметром дели-
тельной окружности червяка и модулем принята по табл. 57 q = 9.
Таблица 57. Ряд межцентровых расстояний А и вели
(извлечение из
А в мм 80 100 120 150 180 (210) 240 (270) 300
Ms (2) (2,5) 3 (3,5) 4 (4,5) 5 6 (7)
q 13 12 12 12 11 11 10 (12) 9(H) 9(11)
Примечания:
1. Стандарт распространяется на редукторы с цилиндрическим червяком, выполняв
2. Величины, поставленные в скобки, по возможности не применять.
Необходимое межцентровое расстояние при принятых q и zK
Л = Zk^ ms — 52) ? «213
Принимаем А — 210 мм. Исходя из этого расстояния, оконча-
тельно выбираем число зубьев колеса zK = 51.
Диаметр делительной окружности колеса при этом числе зубьев
DK - tn3zK = 7-51 = 357 мм.
Диаметр делительной окружности червяка
d - msq = 7 -9 = 63 мм.
238
Наименьшая допустимая ширина зуба колеса
b = <р0 ms = 8 • 7 = 56 мм.
Принято b = 55 мм.
Угол обхвата червяка, соответствующий этой ширине (рис. 74),
Y = -^360 =-^-360 = 100°.
ла эт 63
Величина угла у обычно принимается в пределах 60—120°.
Линейная скорость на окружности колеса
Действительное значение коэффициента ky по формуле (105) при
этой скорости
4, _ 2 + к______2 -f- 0,63 _ 0 81
1 2(v + 1) ~ 2(0,63 + 1) ~ ’ ’
что близко к ранее принятому.
чины q и tns, принимаемые для стандартных червячных редукторов
ГОСТа 2144—43)
(360) 420 480 540 600
8 (9) 10 12 (14) 16 (18) 20 (24)
8(H) 8(H) 8(H) 8(H) 9 9 8 8 8
мые в виде отдельных агрегатов
Выбранные размеры колеса проверяем на статическую проч-
ность при наибольшем пусковом моменте М% = 9400 кгс-см
(см. табл. 56).
Напряжения от изгиба в зубьях колеса
_ 2,13^ _ 2,13-9400 _
°“э ~ zm*bykx ~ 51 - 0,72.5,5 - 0,48 - 0,81 — 616 кгс/см
Предел текучести материала колеса ориентировочно определяем
по формуле
ог = 0,5ов = 0,5-4000 = 2000 кгс/см*.
239
Запас прочности относительно предела текучести
пг=^ = ^ = 5,4.
виз 373
Напряжения в зубьях колеса при действии предельного
момента двигателя (второй расчетный случай) Л4„р^2 =
= 12 300 кгс-см (см. табл. 56)
12300 .ПЛ
= 373 9400 = 490
кгс/см2.
, __ Мпред 2
= ° из М'2
Рис. 74. Схематический чертеж зуб-
чатого обода червячного колеса
Запас прочности относительно пре-
дела текучести
tif
2000
490
= 4,1.
Допустимые запасы прочности по
табл. 12: для первого расчетного
случая [пт] = 1,9, для второго
[пг] = 1,4.
Выбранные размеры передачи
дополнительно проверяем на кон-
тактную прочность по среднему
пусковому моменту Мк = М2.
Наименьшее межцентровое рас-
стояние, допустимое из условия
контактной прочности [12],
- 32,6 (4 + 1) 17 , м 75° „ = 14.2 с* < 21 сх-
0LSOO)!
Допускаемые контактные напряжения по формуле (107)
[ок] = 0,2о„ 1/ = 0,2-4000 • 1 = 800 кгс!см*,
т ьрасч
Согласно стр. 49, в данном случае принято Z„a<:4 = 1 'Ют.^
Определение размеров третьей передачи. Размеры этой пере-
дачи из расчета на контактную прочность определяем по среднему
пусковому моменту М3 = Мш = 13 800 кгс-см (см. табл. 56).
Принятое передаточное число передачи i8 = 6,8. Число оборо-
тов шестерни
Пш = = 26^3 “ 13,6 об!мин-
240
Число оборотов колеса пк = 2 об!мин. Передача — прямо-
зубая.
В качестве материала шестерни принимаем конструкционную
углеродистую сталь 45, материал колеса — стальное литье
марки 55Л.
Допускаемые напряжения при расчете на контактную проч-
ность по табл. 34: для шестерни [ок ] = 9200 кгс/см2, для коле-
са [ок ] « 8000 кгс/см2. Дальнейший расчет ведем по наименьшим
из этих напряжений, т. е. по [ок ] = 8000 кгс/см2.
Необходимый диаметр шестерни из условия контактной проч-
ности по формуле (4) табл. 21
аш-180|/ ф1 (a/tja ’ i — 180 |/ 0.8-80002 6,8 “ 11,1 СМ>
где qjj — отношение ширины шестерни к ее диаметру, принятое
согласно табл. 21.
Ширина шестерни
Ь ~ Ф14 — 0,8 -111 90 мм.
Принято b = 100 мм.
Число зубьев шестерни и модуль определяем из расчета на
изгиб. Предел выносливости материала шестерни по табл. II
= 2500 кгс/см2.
Расчетное число нагружений шестерни за принятый срок
службы А = 10 лет (см. табл. 56) Zpac4 = 2,1 -10®. Вследствие ма-
лого числа этих нагружений, допускаемые напряжения по фор-
муле (39) целесообразно определять исходя непосредственно из
ограниченного предела выносливости,
о_1 = о1_1еж8пфс = 2500-1-1-1,68 = 4300 кгс/см2,
где Фе = 1,78 — коэффициент срока службы, принятый по табл. 9.
Допускаемые напряжения при этом пределе выносливости
~ [n] V = 1,6-1,5 = 1680 кгс/см2.
Запас прочности [п ] и поправочный коэффициент k' приняты по
табл. 12 и 10.
Необходимая величина ту по формуле (13) табл. 21 при Мш —
= М3 = 13 800 кгс-м и d = dM
_ 21,3AM _ 21,3-13800-1,5 _ 9 ос
У ~ db [а«з] ~ 11,1.10.1680 “ ’ •
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки k — 1,5
предварительно принят согласно стр. 41.
По диаграмме рис. 7, а найденной величине ту соответствует
наименьший модуль т 7. Исходя из стандартного 1-го ряда
241
модулей, принято tn = 8 (см. табл. 35). Число зубьев шестерни
при этом модуле
Из конструктивных соображений (возможность посадки шестерни
на вал) принимаем гш — 16.
Число зубьев колеса
гк — ^ш13 = 16-6,8 = ПО.
Диаметр делительной окружности шестерни
dlu — гшт = 16-8 = 128 мм-,
колеса
DK = 110-8 = 880 мм.
Поверочный расчет третьей передачи. Согласно стр. 46, прини-
маем по табл. 56 расчетный момент на валу шестерни при расчете
на усталостную прочность Мш = М3 — 13 800 кгс-см.
Окружная скорость шестерни
V = = л:0,128-13,6 = 0>09 м1сек
Поправочный коэффициент, соответствующий этой скорости, по
табл. 40 kr = 1,1.
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ши-
рине зуба при принятом отношении = 0,8 по табл. 39
*2=1,2.
Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения
нагрузки по ширине зуба и динамические воздействия, по фор-
муле (96)
k = krk3 = 1,1 -1,2 = 1,32.
Коэффициент формы зуба при числе зубьев шестерни гш — 16
по табл. 41 у = 0,36.
Напряжения в зубьях шестерни по формуле (7) табл. 21 при
М = МШ
= 2,13Mwfe
@из znfiby
2,13-13800-1,32
16-0,82.10-0,36
= 1160 кгс/см*.
Принимаем (стр. 48), что эти напряжения будут изменяться по
симметричному циклу.
Среднее напряжение и амплитуда цикла по формулам (31) и
(32) при отах = —от1п = оыз
аср = 0; ст0 — 1160 кгс/см*,
242
Запас прочности по усталостному разрушению по формуле (33)
при коэффициенте концентрации напряжений kU3 = k' = 1,5
(см. табл. 10)
п _________J___________!______9 5
“ “6015 "
~o7 + 'o^ku3 430°
Напряжения в зубьях шестерни при действии наибольшего пуско-
вого момента двигателя Мз = 22 200 кгс-см
' Мз 11СП 22200 1Оес , 2
°нз = М? = в° 13800 ~ ^65 кгс/см*.
Запас прочности относительно предела текучести ог = 4300 кгс/см*
при действии этого момента
п __^_ 4300 _23
«г — - - jges —
^из
Допускаемый запас прочности для первого расчетного случая по
табл. 12 [пт ] = 1,6.
При расчете по предельным нагрузкам (второй расчетный слу-
чай) имеем напряжения в зубьях шестерни при действии пре-
дельного момента Мпредз = 29 800 кгс-см (см. табл. 56)
= °из—мГ = 1160 13800 = 2 1 90 Кгс/см -
Запас прочности относительно предела текучести
^т- 4300 . пс
^ = -^ = 2190=1’96.
W3
Допустимый запас прочности для этого случая нагрузки по табл. 12
1пт ] = 1,2.
Поскольку расчетное число циклов для колеса Zpac4Z =
= 2,6-104 < 1-106, согласно стр. 21, расчет прочности его зубьев
по первому расчетному случаю производим из условия статической
прочности по наибольшему пусковому моменту Мц = Мк —
= 143 000 кгс-см.
Коэффициент формы зуба по табл. 41 у = 0,51.
Напряжения в зубьях колеса по формуле (7) табл. 21
2,13MK.fe 2,13.143000-1,32 1о.с , 2
°- = zm*by~ = ПО 6,8^-16-0,51 = 1245 KZC/CM -
Предел текучести материала колеса по табл. IV от = 4200 кгс/см*.
Запас прочности
__^__ 4200
т ~ виз ~ 1245 “ 3>4-
243
Напряжения в зубьях колеса при действии предельного момента
Mnpedi = 197 000 кгс-см
, Мпред4 юле 197 000 ,топ , «
° из = аиз—^~ = 1245 143000 = 1720 Кгс1см '
Запас прочности относительно предела текучести
ог 4200 о .
”г “ оиз ~ 1720 ~ 2,4‘
Допустимые запасы прочности по табл. 12 [пг] = 1,9 и [пт ] — 1,4.
Согласно стр. 44, производим дополнительную проверку зубьев
на контактную прочность при действии предельного момента.
Величина контактных напряжений по формуле (87) при Мш =
— Мпредз и консольном расположении шестерни
ак = 2600 =
= 2600 у ^^2---86t °’ = 12 500 кгс/см*.
Допускаемые напряжения по формуле (101)
[ож] = 3,1 ог — 3,1 -4200 = 13 000 кгс/см*,
где ог — предел текучести наиболее слабого материала контакт-
ной пары (в данном случае колеса).
в. РАСЧЕТ ФРИКЦИОНА
Рассчитываемый фрикцион (рис. 75) состоит из двух конусов 4,
расположенных на втором валу редуктора 3, между которыми
зажат бронзовый венец 5 колеса червячной передачи. Усилие сжа-
тия конусов создается пружиной 2 и регулируется гайкой 1 в за-
висимости от величины момента, который должен передаваться
фрикционом. Конусы изготовлены из стального литья. Для предо-
хранения от вытекания смазки нижняя половина корпуса редук-
тора имеет прилив 6, верхняя кромка которого расположена выше
рабочего уровня масла в редукторе.
При расчете фрикциона, исходя из возможности размещения
его конусов в ободе червячного колеса, назначаем средний диаметр
конуса Dcp — 300 мм и длину образующей (ширину рабочей по-
верхности) Ь = 50 мм.
Во избежание заедания трущихся поверхностей угол при вер-
шине конуса 0 должен отвечать условиям 0 > 2q (q — угол трения).
Величина этого угла обычно принимается в пределах 16—25°.
В рассматриваемом случае принято 0 = 16°.
244
Величину расчетного момента определяем исходя из наиболь-
шего пускового момента двигателя. Момент на первом валу ре-
дуктора при этом моменте (стр. 236) М[ = 3,25 кгс-м.
Момент на втором валу (вал фрикциона)
М2 = M\iiT]i = 3,25.26.0,80 = 68 кгс-м,
где и t|i — передаточное число редуктора и его коэффициент
полезного действия.
Рис. 75. Червячный редуктор механизма поворота
Величина расчетного момента фрикциона
Мф = kiМ2 = 1,3-6800 = 8650 кгс-см.
Здесь kx = 1,24-1,3 — коэффициент запаса.
Необходимое усилие сжатия пружины (рис. 76)
Мф sin-y 8650 sin
Р = DcPn = 30-0,06 = 675 КгС’
где р = 0,06 — коэффициент трения, принятый для бронзового
обода, работающего по стальному конусу при наличии смазки.
Предельное усилие сжатия пружины (до соприкосновения
витков)
Рпреэ = (1,34-1,5) Р = 1,3-675 = 880 кгс.
245
Коэффициент 1,3—1,5 учитывает возможность дополнительного
поджатия пружины, что может быть необходимо при регулировке
фрикциона.
Наибольший и наименьший диаметры конуса, согласно рис. 76,
D = -DCp + 6sin-|- =
= 300 + 50 sin = 307 мм;
D1 = Dcp — 6sin-|- =
= 300 — 50 sin-tf = 293 мм.
Удельное давление на рабочей поверхности конуса
др 4.А7^
Р = л (D2 — D2) = л (30.72 _ 29,32) = 1()’7 кгс/см2.
Допускаемая величинаэтогодав-
ления при работе стали по бронзе
или чугуну может быть принята
в пределах Гр] = 84-12 кгс/см2;
для тормозных материалов
(прессованных или в виде ленты)
[р ] =34-4 кгс/см2.
Пружина должна быть рас-
считана на статическую проч-
ность по наибольшему усилию
Рпред аналогично тому, как это
сделано на стр. 119.
В качестве материала на-
правляющей шпонки принята
сталь 45 с пределом текучести
стг = 3600 кгс/см2. Размеры
шпонки выбираем по ГОСТу
8788—58, исходя из принятого
диаметра вала d = 65 мм
Рис. 77. Установка шпонки в вале
фрикциона
(рис. 77): ширина шпонки b = 18 мм, высота h = 11 мм.
Выбранные размеры проверяем на срез и смятие по наиболь-
шему пусковому (первый расчетный случай) и предельному (второй
расчетный случай) моментам двигателя.
Для первого расчетного случая по табл. 56 имеем расчетный
момент M'i = 9400 кгс-см.
246
Момент, передаваемый каждым конусом,
.. М2 9400 ,_лл
Мкон = -2“ = — = 4700 кгс-см.
Расчетная длина шпонки:
в верхней ступице
1'расч = /'—А = 95 —-^- = 86 мм-,
в нижней ступице
и„=/-4-=5°-4=41 мм<
где I и Г — полная длина каждой ступицы.
Напряжения смятия:
на нижней ступице (рис. 77)
---------2МКОН _ ________2 • 4700______ ggg кгс/сял
°см ~ (d+t)tlPaC4 ~ (6,5 4-0,55)0,55.4,1 ~ оои к<х-,см >
на верхней ступице
а'см = осм Р.асч = 580= 276 кгс!см2.
1'расч
Допускаемые напряжения по табл. 58:
для нижней ступицы
[оСЛ£ ] = 0,Зат = 0,3-3600 = 10 800 кгс/см2;
Таблица 58. Допускаемые напряжения
для призматических шпонок
Посадка ступицы на вал Вид деформации Допускаемые напряжения при нагрузках
спокойной ударной
Неподвижная Срез [т] Смятие [аСЛ£1 0,Заг °’5<JT min О,20г 0,Зат Т mln
Ступица пере- мещается под на- грузкой (направ- ляющие шпонки) Срез [т] Смятие [ocJ 0,Заг 0,25а т 1 mln 0,2аг °’15ат min
Примечания:
1. — предел текучести материала шпонки; оу mln — наименьший предел
текучести соединяемых элементов (вала или ступицы).
2. При действии предельных нагрузок oCJf = 0,8 ог; [т] =0,8 t .
247
для верхней ступицы, имея в виду возможность ее перемещения
под нагрузкой,
[оСЛ1 ] = 0,15<гг = 0,15-3600 — 540 кгс/см2.
В обеих формулах ог — предел текучести наиболее слабого мате-
риала (в данном случае шпонки).
Напряжения сдвига для наиболее нагруженной нижней части
шпонки
2Мкт _ 2-4700
ЛЫрасч 6,5-1,8-4,1
220 кгс/см2.
Допускаемые напряжения по табл. 58
[т] = 0,2ог = 0,2-3600 = 720 кгс/см2.
Для второго расчетного случая (действие предельных нагрузок)
имеем расчетный момент Мпред2 = 12 300 кгс-см (см. табл. 56).
Напряжения смятия на наиболее нагруженной нижней ступице
, Мпредг 12 300 _сл , „
в см = °см—м^- = 580 9400 = 760 кгс1см •
Допускаемые напряжения для этого случая по табл. 58
[оСЛ(] = 0,8ог = 0,8-3600 = 2860 кгс/см2.
Напряжения сдвига
т' = ’^Г= 220-Я5Г= 364 к<;/“!'
Допускаемые напряжения по табл. 58 при пределе текучести мате-
риала шпонки тг = 2300 кгс/см2
[т] = 0,8 тг = 0,8-2300 = 1840 кгс/см2.
Таким образом, выбранная шпонка отвечает условиям прочности.
7. РАСЧЕТ ВАЛОВ МЕХАНИЗМА ПОВОРОТА
Общие принципы расчета валов этого механизма одинаковы;
поэтому далее ограничимся рассмотрением расчета первого вала
червячного редуктора. Предварительный расчет этого вала на
изгиб производим исходя из среднего пускового момента Afj =
= 260 кгс-см', момент на колесе для этого случая Мй — 5750 кгс-м
(см. табл. 56).
Осевая нагрузка на вал при найденном выше диаметре червяч-
ного колеса DK = 357 мм определится из условия
Р = = 325 кгс.
248
Угол наклона нарезки червяка при диаметре его делительной ок-
ружности d — 63 мм определяем по формуле
₽ = arctg^ = arctg^= 14°,
где гч = 2 — число заходов червяка.
Окружное и радиальное усилия на червяке (рис. 78, а)
Рв = Р tg (Р + Q) =
= 325 tg (14°+6°) = 118 кгс,
р ___ р tg Cl _ one tg 20 _
Гр ~ r ~ coTR3“
= 120 кгс.
В этих формулах
q = 6° — угол трения (tg q =
= р), соответствую-
щий коэффициенту
трения р. — 0,1
а = 20° — стандартный угол в>
зацепления.
Нагрузки Р и Рр действуют
в горизонтальной плоскости.
Опорные давления от этих на-
грузок по схеме, приведенной
на рис. 78, б;
РвЧ18
Рис. 78. Расчетная схема вала червяка
^ = ^--p4 = 1t-325 2W = 26
п 120 . оое 63 п.
— 2 "Ь 32^ 2-300 — кгс-
Нагрузки на опоры в вертикальной плоскости от силы Рв
п' п' 118 КП
Rb == Ра = у = ~2- = 59 кгс.
Наибольшие изгибающие моменты в среднем сечении вала:
в горизонтальной плоскости
Миз = RB± = 94 у = 1410 кгс-см-,
249
в вертикальной плоскости
Рв1 118-30 оок
Л4ИЭ = -у- = —4— = 885 кгс-см.
Равнодействующий момент
Миз = У (Мм)2 + (лС)2 = /14102 + 8852 = 1670 кгс-см.
На рассчитываемом валу дополнительно будет действовать рас-
четный крутящий момент Мкр = М\ = 425 кгс-см (см. табл. 56).
Приведенный момент по формуле (5) табл. 22
МПр = ]/М2Э + (аЛ4кр)2 = 16702 + (1 -425)2 = 1700 кгс-см.
Согласно стр. 49, коэффициент а = 1 для симметричного цикла,
принятого в данном расчете.
В качестве материала вала принимаем сталь 45 с улучшением
до твердости НВ 300—350. Вал выполнен за одно целое с червяком.
Предел прочности материала вала червяка после термообра-
ботки по формуле (29)
а, = П,2ТНВ = 0,27-300 = 81 кгс/мм2.
Предел выносливости при изгибе, согласно табл. 7,
о^з _ _ о,43ов = 0,43-8100 = 3480 кгс/см2.
Допускаемые напряжения по формуле (39) при [о] = [оад]
= 'jnj’fe7 = 1,6-2,5 — 930 кгс/см ,
где п — запас прочности;
k' — поправочный коэффициент (приняты согласно табл. 12
и 10).
Необходимый диаметр вала в среднем сечении по формуле (7)
табл. 22
Концевую часть вала рассчитываем на кручение по наиболь-
шему пусковому моменту Л41 = 425 кгс-см (рис. 78, в).
Предел выносливости материала при кручении, согласно табл. 7,
tLi = 0,22<у£ = 0,22-81 = 17,8 кгс/мм2.
Допускаемые напряжения по формуле (39)
[т] = hTF = TJ^5 = 475 кгс1см2-
250
Необходимый диаметр вала по формуле (4) табл. 22 при Мкр — Mi
Принято d = 25 мм.
Поверочный расчет вала производится в сечениях I—/, II—II
и III—III (рис. 79), соответствующих возможному максимуму
Рис. 79. Первый вал червячного редуктора
напряжений (с учетом концентрации). Этот расчет аналогичен рас-
смотренному выше для механизма передвижения тележки мосто-
вого крана.
8. ОПОРЫ ВАЛОВ МЕХАНИЗМА ПОВОРОТА
В рассчитываемом механизме вал червяка установлен на ра-
диальных шариковых подшипниках, воспринимающих радиальные
нагрузки. Осевая нагрузка Р воспринимается дополнительным
упорным подшипником (рис. 79). Все остальные валы установлены
на подшипниках скольжения.
Подшипники первого вала редуктора. Поскольку график ра-
боты крана известен, эти подшипники выбираем по эквивалентной
нагрузке, подсчитанной по формуле (114). Принятый срок службы
подшипников А = 5 лет (см. табл. 14). Число часов работы крана
за этот срок службы по формуле (45)
Т = 876OAkgkc = 8760-5-0,85-0,59 = 21 800,
где kg и kc — коэффициенты использования крана, вычисленные
выше (стр. 228).
Число часов работы подшипника при установившемся движе-
нии и продолжительности включения механизма е = 0,19, най-
денной выше,
Ту = Те = 21800-0,19 = 4150.
Согласно табл. 55, половина этого числа часов приходится на ра-
боту с грузами и равна
/х = /2 = ^=^=2075.
251
Число часов работы механизма за время пусков при принятых
числе включений ZeK = 78 и продолжительности одного включе-
ния teK — 1,0 сек
7. = 7-^^ = 21800.78515 = 475.
Общее число часов работы подшипников
То = Ту + Тп = 4150+475 = 4625.
Среднее число оборотов вала при пуске
__________________ 71 tgK _ 885* 1 лас л /
”n = Т ’ 77 = 2-1,04 ~ 425 об''Л<ин>
где п = пд и tn — число оборотов вала и время пуска, подсчи-
танное выше.
Нагрузка на наиболее нагруженный радиальный подшипник В
(см. рис. 78) при среднем пусковом моменте — 260 кгс-см
Р = К^1 + /?в = К942 + 592 = НО кгс.
Эту нагрузку и принимаем за расчетную.
Моменты на рассчитываемом валу при установившемся дви-
жении: при подъеме номинального груза (см. расчет на стр. 234)
Мрб = 11 кгс-см; при отсутствии груза (из аналогичного расчета)
Мрб = 6 кгс-см.
Поскольку нагрузки на подшипник пропорциональны момен-
там, имеем следующие соотношения:
для полностью нагруженного крана
2k___Мрб — — л лл.
Р ~ Mt ~ 260 “ ’ ’
при ненагруженном кране
Рв. МР6 _6__Q pg
Р Мг 260 ~ ’ •
Исходя из этих соотношений, по формуле (115) определяем коэф-
фициент приведения к эквивалентной нагрузке при = п2 = пр;
Р2 — Ро и Рп = Р
„ - #(fi\321. + /ЛУЛ. + 2k. _
— У \ р ; т + \ р ) т + т Пр
__/п пд\з 20?$ I /л Q9\3 2075 _|_ _0 35
— У 'U,U4' 4625 + 'U,U2') 4625 + 4625 885 ~ U,<№’
Эквивалентная нагрузка по формуле (114)
Р9 — Pq>, — 110-0,35 = 38 кгс.
252
Расчетная нагрузка на подшипник
Ррасч = PakKkd = 38-1 -1,3 = 50 кгс.
Кинематический и динамический коэффициенты kK и ka приняты
по табл. 23 и стр. 53.
Необходимый коэффициент работоспособности подшипника по
формуле (ИЗ) при h = То
с = Ррасч (nh)0,3 = 50 (885-4625)0,3 = 5250.
По конструктивным соображениям, исходя из принятого диа-
метра вала, в рассчитываемом кране установлены подшипники
№ 205 легкой серии по ГОСТу 8338—57 с коэффициентом работо-
способности С = 16 000.
Дополнительно выбранный подшипник проверяем на статиче-
скую прочность при действии предельного момента двигателя
(второй расчетный случай) Мпред1 = 558 кгс-см (см. табл. 56).
Нагрузка на подшипник при этом моменте
₽'“ртг-“110й“235
Предельно допустимая нагрузка на подшипник из условий стати-
ческой прочности по формуле (119)
Рс — kzd2 = 0,85-9-7,942 — 485 кгс > 188 кгс.
Число шариков г и их диаметр d приняты по табл. XVII, коэффи-
циент k — согласно стр. 56.
Подшипники третьего вала. Принятый тип этих подшипников —
фланцевые с втулками из бронзы Бр. ОЦС5-5-3 (см. табл. 24). Диа-
метры опорных частей вала, работающих в этих втулках, don =
= 75 мм; длины втулок обоих подшипников приняты одинаковыми
и равными / = 75 мм.
Расчет производим исходя из нагрузок на опоры вала при
среднем и наибольшем пусковых моментах двигателя.
В первом случае имеем момент Л43 = 13 800 кгс-см (см.
табл. 56).
Окружное усилие на шестерне при принятом ее диаметре =
= 128 мм
р, = 2Мз= 2ИЗМ0 = 215()
Uui 1Z,O
на колесе при диаметре колеса DK = 256 мм
п’ 2М3 2-13800 1ЛОЛ
Р1=-Д7 ==-2ад-= 1080 кгс-
Расчетные нагрузки, согласно стр. 49,
Ррасч = 1.05Р' = 1,05-2150 = 2260 кгс;
Р'расч = 1.05Р1' = 1,05-1080 «= 1140 кгс.
253
Коэффициент 1,05 учитывает влияние радиальной составляющей
давления на зуб.
Нагрузка на наиболее нагруженную опору В по схеме, приве-
денной на рис. 80,
р „ _ П А I п" ^2 ___________
АВ — А расч I \ грасч —
120 4~ 240 . 1 1 лп 80
= 2260----256-----40 240 = 3765 кгс'
Величина удельного давления во втулке подшипника, располо-
женного на опоре В,
Р = 77 = 7?75 = 71,5 кгс/см*.
О'ОПг '
Рис. 80. Схема к определению нагрузок на подшипники
третьего вала механизма поворота настенного крана
Число оборотов рассчитываемого вала (стр. 240) п —
= пш — 13,6 об/мин.
Скорость на окружности цапфы
У = = л-0,075-13,6 = 0 05 м/се^
ьи ьи
Удельная работа
Ауд — pv — 71,5-0,05 = 3,6 кгс-м/сек-см*.
Допустимые величины 1р ] и [Ауд ] по табл. 54 [р] = 80-*-
-т- 120 кгс/см* и [Л^] — 15-ьЗО кгс-м/сек-см*.
Момент на рассчитываемом валу при наибольшем пусковом
моменте двигателя
Л4з = Л42*2т]2 — 72-2,3-0,95 = 171 кгс-м,
где М’г — момент на валу фрикциона, подсчитанный выше
(стр. 245);
t2 и г]2 — передаточное число и коэффициент полезного дей-
ствия второй передачи.
Удельное давление на подшипнике при этом моменте
p'=^=71>5S=89^2-
254
Учитывая кратковременность действия этого момента, допускаемые
удельные давления могут быть в этом случае повышены на 20—30%
по сравнению с указанными в табл. 54. Проверка по удельной ра-
боте трения в этом случае не требуется.
9. ТОРМОЗ МЕХАНИЗМА ПОВОРОТА
В механизме поворота рассчитываемого крана установлен двух-
колодочный тормоз с длинноходовым электромагнитом. Согласно
стр. 64 необходимый момент этого тормоза определяем исходя
из допустимого среднего замедления аср при торможении; при-
нято аср — 0,4 м/сек2.
Необходимое время торможения при равнозамедленном дви-
жении груза
, и _ _ л'6*2 _n 1
*т ~~ 60аср ~ ЗОТОЛ “ 13,1 СеК'
где v — линейная скорость на конце стрелы.
Необходимый избыточный момент (момент сил инерции) по
формуле (10) при tH = tT и п0 = пд
.. GDond 1,65-885 .
Ми — 375Гг — 375-3,1 ~ кгс-м.
Момент, необходимый для поворота крана при установившемся
движении, приведенный к тормозному валу (первый вал редуктора)
Л1рб = 0,11 кгс-м. В рассматриваемом случае этот момент помо-
гает торможению. Соответственно необходимый тормозной момент
Мт — Ми — = 1,25—0,11 = 1,14 кгс-м.
Во избежание проскальзывания фрикциона при торможении этот
момент, приведенный к валу фрикциона, не должен быть более мо-
мента Мф = 8650 кгс-см (стр. 245).
В рассматриваемом случае тормозной момент, приведенный
к валу фрикциона,
М' — М Ln. = 1,14-26-0,80 = 25,5 кгс-м,
tn tn 1 «1 ’ ’ ’ ’
где ит]! — коэффициент полезного действия и передаточное
число червячной передачи.
Запас по отношению к расчетному моменту фрикциона
МФ _ 86,5 .
М' ~ 25,5 “ °’*’
1 т
что вполне допустимо.
Дальнейший расчет тормоза при заданном тормозном моменте
аналогичен рассмотренному выше для механизма передвижения
консольного крана (гл. V).
255
10. РАСЧЕТ МЕТАЛЛИЧЕСКОЙ КОНСТРУКЦИИ
Расчетные нагрузки и усилия в стержнях. Согласно стр. 35,
расчет металлической конструкции производим по двум случаям —
на действие основных нагрузок (первый расчетный случай) и основ-
ных и дополнительных нагрузок (второй расчетный случай).
Основными нагрузками в данном случае являются вес подни-
маемого груза, собственный вес поворотной части и усилие от на-
тяжения грузового каната.
Общая расчетная нагрузка на металлическую конструкцию от
веса поднимаемого груза по формуле (79)
QpaC4 = = 1250-1,3 = 1630 кгс,
где — динамический коэффициент, принятый согласно стр. 36.
Эту нагрузку принимаем распределенной поровну между обеими
фермами, образующими металлическую конструкцию (см. рис. 69).
Соответственно нагрузка на одну ферму
Qpac4 = -%^ = -^820 кгс.
Нагрузка от натяжения грузового каната
с- Q 1 1250 . о ооп
“ 2-0,98 ,3 ~ 830 КгС’
где in и т]п — передаточное число и коэффициент полезного дей-
ствия грузового полиспаста.
Нагрузка на каждую ферму от этого натяжения
SK = 0,6S; = 0,6-830 500 кгс.
Коэффициент 0,6 в данном случае учитывает неравномерное рас-
пределение этой нагрузки между фермами при крайнем положе-
нии грузового каната на барабане.
Принятый вес поворотной части крана G = 3000 кгс. Этот вес
распределяем по отдельным узлам в соответствии с расчетной
схемой, приведенной на рис. 81, б.
Дополнительными нагрузками на рассчитываемые фермы яв-
ляются горизонтальные силы инерции. Момент от этих сил опре-
деляем исходя из расчетного момента фрикциона для предельного
случая, при резком торможении крана Мф = 86,5 кгс-м (стр. 245)
... Мф1213 86,5-2,3-6,8
М. = - = —пДг ....= 1630 кгс-м,
Ф т]2 0,95а
где 12, «з и т] — передаточные числа и коэффициенты полезного
действия передач, расположенных между валом фрикциона
и осью вращения крана.
256
Усилия в стержнях при действии основных нагрузок опреде-
ляем графическим путем из диаграмм, которые строим отдельно
для сосредоточенных нагрузок (вес поднимаемого груза и натяже-
ние каната, рис. 81, а) и нагрузок от собственного веса поворотной
нях металлической конструкции поворотного крана
части (рис. 81, б). Порядок обхода узлов, принятый при построении
диаграмм, указан на рисунках римскими цифрами.
При построении диаграммы по рис. 81, а усилие от натяжения
каната SK переносим по линии его действия в точку В, располо-
женную на стержне 5, и распределяем между узлами Л и С. Соот-
ветственно имеем
= Sk 450 + 720 = 500 450 + 720 = 180 КгС’
= 500—180 = 320 кгс.
9 Н. Г. Павлов 1051
257
Величины горизонтальной и вертикальной опорных реакций от
веса поднимаемого груза
Н = Qpa^L = 82^6 = 156()
И 0,10 1
V = QpacH = 820 кгс.
Здесь h’ — принятая расчетная высота схемы (рис. 81, а), равная
расстоянию между опорами крана за вычетом'размеров 4 и /2>
указанных на рис. 69.
Поскольку усилия от натяжения каната относятся к внутрен-
ним силам, их момент относительно опор равен нулю.
Горизонтальная и вертикальная реакции от собственного веса,
согласно рис. 81, б,
н. _ 0.3.6 + 035.,.2 _
0,10
V = 1,5 тс.
Усилия в стержнях, найденные из диаграмм, приведены
в табл. 59.
Таблица 59. Усилия в стержнях ферм рассчитываемого
настенного крана
Номера стержней (рис. 81) Усилия в стержнях в тс
от веса подни- маемого груза от собственного веса суммарное
1 —3,45 — 1,32 —4,77
2 + 3,12 + 1,28 + 4,40
3 —3,06 — 1,30 —4,36
4 —2,46 —0,84 -3,3
5 + 1,83 + 0,14 + 1,97
5' + 1,74 — + 1,74
6 —0,33 —0,34 —0,67
Подбор сечений стержней главных ферм. В качестве материала
стержней принята сталь Ст. 3, стержни 1,2,6 и 5 (порис. 81, а) из-
готовлены из швеллерной стали, остальные стержни — из угловой
стали. В горизонтальной плоскости обе фермы связаны решетками
из уголков.
Согласно стр. 228, за расчетный режим работы конструкции при-
нимается весьма тяжелый. Допускаемые напряжения при этом
258
режиме и действии основных нагрузок выбираем согласно табл. 18
(ст ] = 1400 кгс/см2.
Расчетная нагрузка стержня 1 по табл. 59 Sx = — 4770 кгс,
длина этого стержня по схеме, приведенной на рис. 81, а, I =
= 492 см.
В горизонтальной плоскости стержни 1 обеих ферм связаны
решеткой. В соответствии с этим наименьший радиус инерции
всего сечения i0 будет иметь место относительно горизонтальной
оси х — х.
Наименьшую допустимую величину этого радиуса определяем
по формуле (85), исходя из наибольшей гибкости %гаах = 120
для сжатых стержней (табл. 60)
1/77 1/“2Л7 • i 492 . 1
l«- V Fo ~ V 2FX '=(^~ 1тах ~ 120 ~ 4,1 СМ’
где J х и Jo — моменты инерции одного швеллера и всего се-
чения;
Fx и Fo — площади одного швеллера и всего сечения;
1Х — радиус инерции одного швеллера.
Таблица 60. Наибольшая допустимая гибкость %тах
стержней крановых металлических конструкций
Характер работы стержня ^тах
Основные сжатые стержни главных ферм . . . 120
Прочие сжатые стержни главных ферм и рас- тянутые пояса главных ферм 150
Сжатые стержни вспомогательных ферм и рас- тянутые стержни главных ферм 200
Все прочие стержни вспомогательных ферм . . 250
По ГОСТу этому радиусу инерции ix соответствует швеллер
№ 12 с площадью поперечного сечения Fx = 13,7 см2. Моменты
инерции этого швеллера Jx = 343 см* и Jy = 34,1 см\ радиусы
инерции ix — 4,78 см и iy = 1,58 см.
Фактическая гибкость рассчитываемого стержня
. I 492
ix ~ 4,78
По табл. 20 этой гибкости соответствует коэффициент уменьшения
допускаемых напряжений <р = 0,58.
Напряжения сжатия в рассчитываемом стержне
S, 4770 о л о / 2
ст = -тг- = = 348 кгс/см2.
Г х 13,7
= 103.
239
Наибольшие напряжения, допустимые из условия устойчивости
стержня, по формуле (83)
[а Г = [о]ф = 1400-0,58 = 810 кгс/см2.
Наибольшее расстояние 1г между узлами поперечной решетки,
соединяющей обе фермы, определяем из условия, чтобы гибкость
рассчитываемого стержня была одинаковой как в вертикальной,
так и в горизонтальной плоскости,
1г = Му = 103-1,58 = 164 см.
Рис. 82. Схема к расчету горизонтальных связей фермы настенного пово-
ротного крана
Из конструктивных соображений (уменьшение сортамента, при-
мененного в конструкции) стержень 2 выполнен из швеллеров
того же сечения, что и стержень 1. Усилие в этом стержне (см.
табл. 59) S2 = +4400 кгс, расчетная длина /2 = 600 см. Стержни
обеих ферм в горизонтальной плоскости также связаны решет-
ками (рис. 82).
Напряжения в стержне при действии основных нагрузок
о = -ф- = 4^2- — 320 кгс/см2.
Наибольшая гибкость
Допустимая гибкость для растянутых стержней по табл. 60
X = 150.
Наибольшее допустимое расстояние между связями горизон-
тальной решетки
4 max = Ч = 150-1,58 = 237 см.
Принято 1г = 1200 мм.
При расчете этого стержня по второму случаю (на действие
основных и дополнительных нагрузок) должны быть учтены наи-
260
большие возможные силы инерции. Дополнительное усилие в этом
случае определяем из уравнения моментов относительно точки С
(рис. 82)
«>=+=W = * 2960
где Мф — момент фрикциона, приведенный к оси вращения крана
(стр. 256).
Знак этого усилия зависит от направления движения крана
в момент торможения.
Наибольшее суммарное усилие в стержне:
при растяжении
S = S2 + Sd = 4400+2960 = 7360 кгс;
при сжатии
S' = 4400—2960 = 1440 кгс.
Наибольшие суммарные напряжения в рассчитываемом стержне
от веса груза, веса крана и сил инерции
S 7360 сос , ,
&р. сум р —~ J3 7 о35 К2С/СМ .
Расчетными нагрузками для раскосов являются силы инерции
при пуске и торможении механизма. Наибольшая величина этих
нагрузок имеет место при резком торможении в момент начала
проскальзывания фрикциона.
Предельный момент фрикциона, приведенный к оси враще-
ния крана, Мф = 1630 кгс-м.
Время остановки крана при действии момента Мф по форму-
ле (10) при Ми = Мф
GD«pn
ъпм'ф
—
214 000-2 Лсп
375-1630 — сек,
где — маховой момент крана с грузом, подсчитанный выше;
п — скорость вращения крана.
Угловое замедление
Л, —
а ~ 30tT
л2
30-0,69
= 0,3
1/се№.
Силы инерции при замедлении:
от веса груза
Р’и = aL = -^-0,3-6 = 230 кгс-,
от собственного веса крана
В" Q I 3000 л О 1 С 1ОО
Pu — -^al =-g-gj-0,3-l,5 = 138 кгс.
9 1051
261
Усилие в раскосе определяем из суммы проекций всех сил на
вертикальную ось (см. рис. 82)
+ 230+ 138 Qnn
где а — угол наклона раскоса к продольной оси фермы.
Вследствие малой величины этого усилия дальнейший расчет
раскосов не производим.
Опорная рама. Рама состоит из двух вертикальных стоек (стер-
жень 5 на рис. 81, а), выполненных из швеллеров № 16а, которые
в верхней и нижней частях связаны поперечными швеллерами,
усиленными листами, в которых укреплены цапфы крана (рис.
83, а). Площадь поперечного сечения каждого швеллера F =
= 19,3 си2, моменты инерции относительно осей хх и уу. Jx =
= 811 см4 и Jy = 71,3 см4, момент сопротивления относительно
оси хх Wх = 101 см3.
Вертикальные стойки рамы нагружены растягивающим уси-
лием S5 = 1740 кгс и поперечными силами Н = 1560 кгс, Н' —
= 700 кгс и SK = 500 кгс, подсчитанными выше. Расчетная схема
стойки на изгиб приведена на рис. 84, а.
Опорные давления от сил Н и Н’
Ra = RB = (Н + Я') -^±4- - (Я + Я') А = (1560 + 700)х
3150 -|- 230 I 230 олсл
х 3500 (1560 + 700) -3500" — 2050 кгс.
Изгибающий момент:
в точке С (узел крепления стержня 2 на рис. 81)
Миз = *“ 2050-23 = 47 200 кгс-см-,
в точке D (точка приложения усилия от натяжения каната)
М'иэ = Ra (/1+/2) - (Я + Я')/2 = 2050 (23 + 71,5) -
— (1560 + 700) 71,5 = 32 500 кгс-см.
Напряжения от изгиба:
в точке С
- 465 кгс/сЛ12;
в точке D
о«9 = ^Уг- = 322 кгс/см3.
262
X
Рис. 83. Опорный узел фермы
настенного поворотного крана
= 770
Рис. 84. Расчетная схема вертикальной стойки.
263
Дополнительные напряжения от растяжения силой Sg
Sg 1740 nn , „
Op = — = -yyy ~ 90 кгс/см1.
Суммарные напряжения в сечении С
суп ° из I 465 | 90 555 кгс/см*.
Дополнительный изгибающий момент в точке D от натяжения
грузового каната (рис. 84, б)
Миз — RPl^ = 305-44,5 = 13600 кгс-см,
где Rp — давление на опору F (рис. 84, б):
/? = Sk 4- === 500- = 305 кгс.
I Пои
Дополнительные напряжения от момента Миэ
, м'из 13600 . .
° из = ~гг = ПоГ" = 134 кгс/см •
Суммарные напряжения в точке D
° = ° из + °из + — 322 + 134 + 90 = 546 кгс/см*.
Допускаемые напряжения при действии основных нагрузок
по табл. 18 [о] — 1400 кгс/см*. Чтобы обеспечить достаточную
жесткость рамы, в данном случае целесообразно эти напряжения
уменьшить до 800—1000 кгс/см*.
Наиболее нагруженная нижняя опорная балка крана работает
на изгиб от вертикальной Уо и горизонтальной Яо опорных реак-
ций и кручение моментами от внецентренного приложения силы Яо
(см. рис. 83, б).
Величина вертикальной нагрузки (см. рис. 81)
Vo = 2(V + V') = 2 (0,82+1,5) 4,65 тс-,
горизонтальной нагрузки
Но = 27?в = 2-2,05 = 4,1 тс.
Крутящий момент (см. рис. 83, б)
Мкр = Ное = 4100-15 = 61 500 кгс-см.
Наиболее опасным является сечение, расположенное в сере-
дине балки. Изгибающие моменты в этом сечении:
от вертикальных нагрузок
Л4„, = —f- — —= 69 800 кгс-см;
из 4 4
264
от горизонтальных нагрузок
Н01 4100-60 С1 еп„
Л4ИЗ = -А. = —-— = 61 500 кгс-см.
Момент инерции сечения относительно горизонтальной оси
2(26^-7~ + 2-26-1 ( 16 + У +2-811 =5420 см4;
относительно вертикальной оси
4 = 21,(263~73) 4- 2-19,3 (-у + 1,7)2 + 2-71,3 = 5240 см4.
Моменты сопротивления
п/ _ ____2-5420 _ 6Q2 смз.
*х~ (16 + 2) ~ 16 + 2 - см ’
тут 2’5240 о*7 л з
= —gs- = 374 СМ '
Напряжения от изгиба в рассматриваемом сечении:
от вертикальных нагрузок
от горизонтальных нагрузок
" U-c
°из Wy
61500
374
= 164 кгс/см2.
Дополнительные напряжения от момента Мкр определяем при-
ближенно, рассматривая сечение как прямоугольник, образован-
ный вертикальными стенками швеллеров и горизонтальными ли-
стами (см. рис. 83, в). Для этого случая напряжения могут быть
определены по формуле
. Мкр 61 500 /2
Т~ 2Г„б ~ 2-283-0,65 “ 66 кгс,см •
где Fn = 16,65-17 = 283 см4 — площадь прямоугольника, огра-
ниченного осями, проходящими через середины стенок
сечения;
6 — толщина вертикальной стенки (швеллера).
265
Суммарное напряжение в сечении по третьей теории прочности
°CVM = V «з + <з)2 + 4т'2 =
= /(117+ 164)2 + 4- 166а =
= 435 кгс/см2.
Допускаемые напряжения, согласно указанному выше, [о] =
= 8004-1000 кгс/см2.
Поскольку силы инерции целиком воспринимаются горизон-
тальными решетками стержня 2 (см. рис. 82), расчет рамы на
действие основных и дополнительных нагрузок (второй расчетный
случай) не требуется.
ГЛАВА VH
РАСЧЕТ СВОБОДНОСТОЯЩЕГО ПОВОРОТНОГО КРАНА
С ТЕЛЕЖКОЙ ГРУЗОПОДЪЕМНОСТЬЮ 3 тс
1. КРАТКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА КРАНА
Кран предназначен для установки в помещении кузницы и
служит для подачи заготовок от нагревательной печи. Грузоподъ-
емность крана 3 тс, наибольший вылет £шах — 5 м, наименьший
Lmln = 1,4 ле, скорость подъема груза огр = 6 м!мин, передви-
жения тележки vm — 12 м!мин, поворота пкр — 2 об/мин. Режим
работы механизмов подъема и поворота — средний, механизма
передвижения тележки — легкий.
Кран имеет тележку 2 (рис. 85), которая передвигается по верх-
нему поясу стрелы тяговыми канатами, наматываемыми на барабан
механизма передвижения 1. Схема канатного привода тележки
приведена на рис. 86, а.
Механизм подъема груза 10 установлен на противовесной кон-
соли стрелы. В этом механизме принят сдвоенный полиспаст
с передаточным числом in — 2, выполненный по схеме рис. 86, б.
Грузовые канаты 2 в данном случае огибают направляющие бло-
ки 1, установленные на тележке (рис. 86), блоки 4 подвески крюка,
вторую пару направляющих блоков на тележке и далее идут
на уравнительный блок 3. Такая схема обеспечивает горизонталь-
ное перемещение груза при передвижении тележки.
Механизм поворота 9 состоит из червячного редуктора и откры-
той зубчатой передачи, шестерня 7 которой сцепляется с колесом 6,
укрепленным на колонне крана. Металлическая конструкция
крана 3 выполнена сварной из листовой стали и опирается на под-
пятник, воспринимающий вертикальные нагрузки от весов груза
и поворотной части и установленный в поперечине 8. Горизон-
тальные нагрузки от веса поднимаемого груза и поворотной
части передаются на радиальный подшипник скольжения этой
поперечины и нижнюю роликовую опору 5, ролики которой
перекатываются по выступу колонны 4.
267
о
00
5560
Рис. 85. Общий вид свободностоящего поворотного крана грузоподъемностью 3 тс
Рис. 86. Схемы запасовки канатов свободностоящего крана
Расчет механизма подъема рассматриваемого крана повторяет
приведенный выше для тележки мостового крана, поэтому далее
остановимся только на некоторых вопросах расчета, вытекающих
из особенностей конструкции рассматриваемого крана.
2. УРАВНОВЕШИВАНИЕ ВЕСА ПОВОРОТНОЙ ЧАСТИ
И РАСЧЕТ ОБЩЕЙ УСТОЙЧИВОСТИ КРАНА
Для последующего расчета предварительно принимаем: вес по-
воротной части крана G = 6000 кгс, вес тележки Gm = 300 кгс,
расстояние от оси вращения до центра тяжести поворотной части
I = 1 м и до центра тяжести противовеса 1п = 2,2 м. Схема для
Рис. 87. Схема к расчету устойчивости
свободностоящего поворотного крана
расчета устойчивости и уравно-
вешивания поворотной части
крана приведена на рис. 87.
Момент, изгибающий ко-
лонну:
при положении тележки
с грузом на наибольшем вылете
Lmax 5 М
Миз = (Q + On) Lmax +
+ Gl — lnGn = (3000+300) 5 +
+ 6000-1 — 2,2Gn =
= 22 500—2,2 Gn кгс • м;
при положении тележки без
груза на наименьшем вылете
^min “ 1,4
Ч, = ° к - (<М-»„,+<И) = °. 2,2 - (300.1,4 + 6000-1) =
= G„2,2— 6420 кгс-м.
п 1
В этих формулах Gn — вес противовеса.
Колонна будет нагружена одинаково в обоих рассматриваемых
случаях при Миз = Л4ИЗ, откуда
G. = гг«0 + 64 20 = 6600
В рассматриваемом кране опрокидывающие моменты от веса
груза и его собственного веса уравновешиваются весом фунда-
мента. Принятые размеры этого фундамента в плане: длина 4 =
= 2а = 1,8 м, ширина /а = 2а — 1,8 м, глубина заложения
= 1,5 м.
270
Вес фундамента при удельном весе бетона у = 1,8 тс/м3
Сф = = 1,8-1,8-1,5-1,8 = 8,8 тс.
В соответствии с правилами Госгортехнадзора достаточность
этого веса проверяем по коэффициентам грузовой и собственной
устойчивости крана. Коэффициент грузовой устойчивости опре-
деляем относительно ребра опрокидывания А при положении те-
лежки с номинальным грузом на наибольшем вылете (рис. 87)
, Муз ______ вфа -|- G (д — 0 4~ Gn (4; 4~ о) — Ми _
1 Моп (Q "Ь (^-max —а)
_ 8800-0,9 + 6000 (0,9 — 1) + 6600 (2,2 + 0,9) — 276 9 П9
“ (3000 + 300) (5 — 0,9) “ 2>иД
В этой формуле
Муд и Моп — удерживающий и опрокидывающий моменты;
Ми — момент сил инерции:
ми — Ми. ip + Мц = (Z,max — а) -|- ®Lmia + й2) =
3000*6 л qv । 3000* 0,522 /1 г । г п\
60-9,81-0,8 (5 в’®) 9,81-5 ~ кгс-М,
где Ми. гр — момент сил инерции поднимаемого груза;
Ми — момент от центробежной силы инерции груза при
повороте крана;
v — линейная скорость перемещения груза на конце
стрелы в м/сек-,
vsp — скорость подъема груза в м/мин\
tH = 0,8 сек — наименьшее время неустановившегося дви-
жения (в данном случае время пуска);
v = = Д±3- = о,52 м/сек.
о U ои
Наименьший допустимый коэффициент грузовой устойчивости
при учете всех действующих нагрузок (в данном случае сил инер-
ции) ki — 1,15. Для крюковых стационарных кранов при неболь-
ших вылетах вследствие незначительных сил инерции этот коэф-
фициент следует принимать не менее 1,4.
Коэффициент собственной устойчивости кранов, установлен-
ных, внутри помещений, может быть определен как отношение
опрокидывающего момента относительно ребра опрокидывания В
(рис. 87) при ненагруженном кране к уравновешивающему.
В рассматриваемом случае
Моп = Gn (1п — а) = 6,6 (2,2—0,9) = 7,2 тс-м.
271
Наименьший уравновешивающий момент при положении тележки
без груза на наименьшем вылете
Мьд = Gm (Lmln + а) + Офа + G (а + /) = 300 (1,4 + 0,9) +
+ 8800-0,9+6000 (0,9+1) = 18 690 кгс-м.
Коэффициент собственной устойчивости
h Муд 18690
2 " Моп ~ 7200 ~2)0-
Наименьший допустимый коэффициент устойчивости для этого
случая k2 — 1,15.
3. РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА ПЕРЕДВИЖЕНИЯ ТЕЛЕЖКИ
Определение сопротивлений передвижению и выбор двигателя.
Для последующего расчета предварительно принимаем диаметр
ходовых колес тележки D = 250 мм, диаметры цапф осей этих
колес d = 60 мм. Ходовые колеса и грузовые блоки работают на
подшипниках скольжения. Продолжительность включения меха-
низма при заданном легком режиме работы, согласно стр. 10,
ПВ = 15%.
Общее сопротивление передвижению тележки в данном случае
складывается из сопротивления ее перекатыванию по рельсам
и дополнительных потерь от перекатывания грузового каната по
направляющим блокам.
Величина первого сопротивления по формуле (136)
р _2(Q + Om)/f d\ (3000 + 300)2
--------о---(У + Н 2J а --------25----х
X (0,03 + 0,1 у) 1,5= 138 кгс.
В этой формуле
f и р — коэффициенты трения качения и в цапфах осей, при-
нятые по табл. 48;
а — коэффициент, учитывающий трение в ребордах; может
быть принят в пределах 1,5—1,6.
Потери в направляющих блоках грузовых канатов (см. рис.
86, б)
р _ е _ е _ Q !-^8 _ 3000 1—0,95» _ „ 3
— г>2 J л — ! + 0,95 0,95 — кгс’
где г] — коэффициент полезного действия блока.
Суммарное усилие, необходимое для передвижения тележки
с грузом,
Реум = Pi + Р* = 138+243 = 381 кгс.
272
Согласно стр. 29, при опорах скольжения по этому усилию не-
посредственно и может быть выбран двигатель. Необходимая мощ-
ность при расчете по наибольшим нагрузкам (стр. 29) по форму-
ле (60) при Р = Рсум и v = vm
РсумРт 381-12 Л
N ~ 6120 г]0 ~ 6120-0,8 ~ 0,94 Квт>
где г|о — коэффициент полезного действия механизма, предва-
рительно принятый по табл. 16.
Исходя из этой мощности, по табл. XXX выбираем двигатель
типа МТ011-6 мощностью Nd = 1,7 квт при 15% ПВ с числом
оборотов пд = 845 об!мин и маховым моментом ротора GD2p =
= 0,09 ягс-л*2. Поскольку этот двигатель является наименьшим,
необходимость в его расчете по эквивалентным нагрузкам (стр. 32)
в данном случае отпадает.
Согласно стр. 31, достаточность мощности выбранного двига-
теля проверяем по условиям пуска.
Рабочий момент, приведенный к валу двигателя,
Мр6 = 975 — = 975 = 1,04 кгс-м.
ро ng 845 ’
Номинальный момент выбранного двигателя
Мном = 975 = 975 = 1,97 кгс-м.
ном па 845 ’
Наименьший и наибольший коэффициенты пусковой пере-
грузки, согласно стр. 34, фт1п = 1,1 и фтах = 2. Средний коэффи-
циент пусковой перегрузки по формуле (74)
। _ ^Ртах 4~ ’Фт1п _ 2 4-1,1 _ . гг
Vcp — 2 — 2 — 1,00‘
Средний пусковой момент двигателя
Мср = MH0Mtycp — 1,97-1,55 = 3,04 кгс-м.
Момент сил инерции (избыточный момент)
Л4„ = Мср — Мрб — 3,04—1,04 = 2 кгс-м.
Маховой момент тележки с грузом, приведенный к валу двига-
теля, по формуле (11) при G = Q 4- Gm и п = пд
и2 12^
GD2 = 0,1 (Q 4- Gm) -у = 0,1 (3000 4- 300) —Т = 0,65 кгс-м2.
Р 845
Принятый диаметр тормозного шкива DT — 200 лим, его маховой
момент GDm = 0,3 кгс-м2 (см. табл. XXIV).
273
Общий маховой момент механизма и тележки, приведенный
к валу двигателя, по формуле (13)
GDI = (GD* + GD2) 1,2 + GD2np = (0,09 + 0,3) 1,2 +
+ 0,65 = 1,12 кгс-м2.
Время пуска по формуле (75)
_ GD^ng _ 1,12.845 _ . ,
1п 375Л4а 375-2 ~ сеК>
что вполне допустимо.
Среднее ускорение при пуске
йср ~ бД ~ 60-1,3 = 0>15 м/сек2.
Допустимое ускорение, согласно стр. 35, а = 0,3-5-0,6 м/сек2.
Определение передаточного числа. При этом расчете предвари-
тельно определяем диаметры тягового каната и барабана меха-
низма передвижения тележки.
Наименьшее допустимое разрывное усилие каната по форму-
ле (125) при S = Рсум
Sp = п — 381 -4 = 1520 кгс,
где п — наименьший запас прочности, допускаемый для тяговых
канатов (см. табл. 31).
По табл. XII принят канат типа ЛК-Р по ГОСТу 2688—55 диа-
метром d = 9,5 мм с пределом прочности проволок 160 кгс/мм2.
Действительное разрывное усилие этого каната S'p = 4990 кгс.
Диаметры блоков по формуле (126)
D = d (е — 1) = 9,5 (20—1) = 181 мм.
Коэффициент е принят по табл. 32 для легкого режима работы.
Наименьший допустимый диаметр барабана, согласно стр. 60,
De = 0,850 = 0,85-181 = 154 мм. Принято D6 — 200 мм.
Число оборотов барабана при заданной скорости передвиже-
ния тележки vm = 12 м/мин
Пб = л (D Д d) = л (0,2 + 0,0095) = 12,9 об1мин-
Необходимое передаточное число механизма
: ________________________ пд _ 845 ___ «ко
<0 - V 12,9 “ Ь5’2-
В рассчитываемом механизме приняты три ступени передач с пере-
даточными числами: первой ступени (редуктор) = 7,9, второй
t2 = 2,1 и третьей t8 = 4.
274
Принятые размеры каната дополнительно проверяем по на-
грузке при предельном моменте двигателя (второй расчетный
случай).
Мощность, число оборотов и коэффициент предельной пере-
грузки двигателя по табл. XXX при 25% ПВ: Nd = 1,4 квт,
пд = 885 об/мин и фпргд = 2,2.
Номинальный момент двигателя
Мном - 975-^- = 975-^- = 1,55 кгс-м.
tlQ ООО
Предельный момент
Мпред — Мном^пред ~ 1,55"2,2 = 3,41 KZC-M.
Усилие в тяговом канате при этом моменте
Рпред = Йо = 65,2-0,8 = 1810 кгс,
где т]0 — коэффициент полезного действия механизма.
Запас прочности в канате при этом усилии
Наименьший допустимый запас прочности для этого случая п —
= 2,54-2.
Последующее определение расчетных нагрузок, числа циклов
и расчеты на усталостную и статическую прочность аналогичны
приведенным ранее для механизмов передвижения уже рассмотрен-
ных кранов.
4. РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА ПОВОРОТА
Выбор двигателя. Согласно стр. 30, необходимую мощность
двигателя определяем из условия обеспечения пуска крана в за-
данное время tn, которое принято равным 5 сек.
Горизонтальные нагрузки на верхнюю и нижнюю опоры по-
воротной части при положении тележки с грузом на наибольшем
вылете (см. рис. 87)
„ _ (Q + Gm) Lmax+ 01 — Onln _ (3000 + 300) 5 -|- 6000-1 — 6600- 2,2 _
П ~ h ~~ 2,75 ~
= 2860 кгс,
где h — расстояние между серединами опор, принятое конструк-
тивно по компоновочному чертежу.
275
Вертикальная нагрузка
V=Q+Gm+G+Gn = 3000+300+ 6000 +6600 =
= 15 900 кгс.
Эти нагрузки воспринимаются упорным подшипником, установ-
ленным на верхней траверзе (рис. 88, а).
Для последующих расчетов предварительно выбираем диаметр
верхней цапфы de = 85 мм, наружный радиус упорного подшип-
ника Ц = 85 мм, внутренний г = 45 мм.
Рис. 88. Схема к расчету опор свободностоящего поворотного крана
Момент сил трения на верхней опоре
лл и Ав . ,, 2 /?3 — г3 пасл а 1 0.085 .
Мд = Яр+ Vp -у • = 2860-0,1 -у- +
. 1 к ОЛА Л 1 2 0,085s — 0,045s ., о ,
+ 15900-0,1 3 • 0 0852 — 0,0452 — 8 K2C’’M’
где р = 0,1 — коэффициент трения, обычно принимаемый для
опор скольжения при густой смазке.
Схема нижней роликовой опоры приведена на рис. 88, б. Для
подсчета момента на этой опоре предварительно (из компоновоч-
ного чертежа) принимаем: диаметр опорного ролика D — 160 мм,
диаметр колонны в месте касания с роликами Do = 260 мм,
диаметры цапф роликов da — 60 мм, угол между осями роликов
Р = 80° (принимается в пределах 60—90°).
Нагрузка на опорный ролик
" = —V = yIV- 1850 ™
2 cos-Jp
276
Усилие, необходимое для перекатывания ролика, по фор-
муле (136)
pp~~D~\f +Р~Т) = —[в-(0.05 +О-1 у) = 66 кгс,
где f и р, — коэффициенты трения качения и скольжения.
Момент сил трения на нижней опоре
Мнж = = 2-66 °’16 + 0’26 = 28 кгс-м.
Момент, необходимый для поворота крана при установившемся
движении,
Му = Мв + Мнм = 113+28 = 141 кгс-м.
Маховой момент крана при крайнем положении тележки с грузом
GDKp х. 4 (QZ-max + Gm^-max + Gl + Gn^n) = 4 (3000'5 + 300-5 +
+ 6000-12 + 6600-2,22) = 452000 кгс-м2.
Момент сил инерции при заданном времени пуска tn = 5 сек по
формуле (10), при GD2 = GD\p, tH= tnHtiQ = пкр
ми = = 4S’2 = 482 кгс-Л-
Суммарный пусковой момент по формуле (63)
Мсум = Му + (1,14-1,3) Л4Н = 141 + 1,1-482 = 671 кгс-м.
Необходимая пусковая мощность по формуле (61) при М = Мсум
и п = пкр
МСуМпкр 67Ь2 . п-
Nn 975т)о ~ 975-0,75 — ,97 Квт’
где т]0 — коэффициент полезного действия механизма, принятый
по табл. 16.
Продолжительность включения двигателя при заданном сред-
нем режиме работы механизма, согласно стр. 10, ПВ = 25%.
Необходимая установочная мощность двигателя
N — Nn — 1,97 — 1 3 квт
фср 1,5
где фср — средний коэффициент пусковой перегрузки, предвари-
тельно принятый согласно стр. 31.
277
Мощность двигателя при установившемся движении механизма
"у ~ ~ 975-0,75 = Квт < Квт'
Исходя из мощности N, по табл. XXX выбираем наименьший
из имеющихся двигателей типа МТ011-6 мощностью Ng — 1,4 квт
при 25% ПВ с числом оборотов пд — 885 об/мин. Маховой мо-
мент ротора GD2p — 0,09 кгс-м2, предельный коэффициент пуско-
вой перегрузки tynped = 2,3.
Выбранный двигатель окончательно проверяем по условиям
пуска.
Номинальный момент двигателя при 25% ПВ
Мном =975 = 975^ = 1,55 кгс-м.
Средний коэффициент пусковой перегрузки двигателя при наи-
большем и наименьшем коэффициентах фтах = 2 и фт1п = 1,1
(стр. 34) по формуле (74)
. 'I’max + '’I’min 21,1 .
Фер =-----2--- = ----2---= 1,55’
Средний пусковой момент двигателя
Мср = ^мм^ср = 1,55-1,55 = 2,41 кгс -м.
Маховой момент крана при положении тележки с грузом на наи-
большем вылете, подсчитанный выше, GD2p = 452 000 кгс-м2. Ве-
личина этого момента, приведенного к валу двигателя, по фор-
муле (12) при GD2 = GD2Kp, п0 = пкр и п = пд
2 '
GD1., _ GD2,, = 452000-ggr = 2,3 кгс-м‘
пд
Принятый диаметр тормозной муфты DT — 200 мм, ее маховой
момент по табл. XXIV GD2M = 0,3 кгс-м?.
Общий маховой момент механизма
GD20 = (GD2p + GD2m) 1,2 4- GD2np =
= (0,09 4- 0,3) 1,2 4- 2,3 = 2,87 кгс-м2.
Из аналогичного расчета при положении тележки на 0,8 вы-
лета (стр. 15) имеем GD2pp = 1,86 кгс-м2, GDq = 2,42 кгс-м2‘,
М'рв — 0,23 кгс-м.
278
Момент, необходимый для поворота крана при установившемся
движении,
Мрб = 975 = 975 -М- - 0,45 кгс-м.
р tiQ обо
Момент сил инерции при положении тележки на наибольшем
вылете
Ми = Мср — Мрб = 2,41 —0,45 = 1,96 кгс-м;
при положении тележки на 0,8 вылета
Л4^ = Мер — Мрб — 2,41 — 0,23 = 2,18 кгс-м.
Наибольшее время пуска при положениях тележки:
на наибольшем вылете по формуле (75)
_ GD*nd _ 2,87-885 _
1п~ 31ЬМи ~ 375-1,96 ’
на 0,8 вылета (из аналогичного расчета)
tn = 2,6 сек.
Допустимое время пуска, согласно стр. 35, tn = 54-8 сек.
Определение передаточного числа механизма. Передаточное
число механизма при заданной скорости вращения крана пкр —
= 2 об/мин
i’o=^-=-¥'=442’5-
В рассчитываемом кране принята трехступенчатая передача с пе-
редаточными числами: первой ступени (червячный редуктор) ix =
= 50, второй ступени (цилиндрические зубчатые колеса) t2 = 2,7
и третьей ступени i3 = 3,25.
Определение расчетных нагрузок и дальнейший расчет передач
аналогичны рассмотренным выше для настенного поворотного
крана.
5. РАСЧЕТ ОПОРНЫХ ПОДШИПНИКОВ КОЛОННЫ КРАНА
Диаметр верхней опорной цапфы колонны (стр. 276) de =
= 85 мм. Необходимую длину этой цапфы определяем из усло-
вия
/=(14- l,5)de = (1 + 1,5)85 = 85 4- 128 мм.
Принято / = 100 мм.
В качестве материала колонны выбираем сталь 45 с пределом
выносливости при изгибе = 2500 кгс/см? и пределом текучести
<зт = 4300 кгс/см* (см. табл. II).
279
Согласно стр. 15, расчет цапфы на усталостную прочность про-
изводим при положении тележки на 0,8 вылета. Горизонтальная
нагрузка на цапфу при этом положении тележки (расчет анало-
гичен приведенному на стр. 275) Н' — 1720 кгс.
Изгибающий момент от этой нагрузки (см. рис. 89, а) в сечении
7—7
К = H’h == 1720-13 = 22400 кгс-см.
Дополнительно цапфа изгибается усилием, действующим на
зуб колеса, укрепленного на колонне. Согласно стр. 46, величину
этого усилия определяем, исходя из среднего пускового момента
двигателя. Момент сил инерции при этом моменте (стр. 279)
Af„ = 2,18 кгс-м.
Расчетный момент на валу редуктора
Mi = Мрб + М'и^^- = 0,23 + 2,18-Ь§-= 1,95 кгс-м,
где GD2np и GDq — маховой момент крана с грузом и общий ма-
ховой момент, принятые выше.
Момент на колонне
Мк = Мх/оЛо = 1,95-442,5-0,7 = 605 кгс-м,
где и т]о — передаточное число и коэффициент полезного дей-
ствия механизма поворота.
Принятый диаметр колеса, установленного на колонне, DK =
= 702 мм.
Окружное усилие на колесе
п 2МК 2.60 500
Р = ~О^ = —7^-= 1720 KSC-
Радиальной составляющей давления на зуб колеса пренебре-
гаем.
Дополнительный изгибающий момент от усилия Р (полагаем,
что это усилие целиком передается на верхнюю опору)
Ми3 = Ph = 1720-13 = 22400 кгс-см.
Равнодействующий момент
/Ииэ = V(М'из)2 + «3)2 = V22 4002 + 22 4002 = 32 300 кгс-см.
Принимаем, что напряжения от этого момента будут изменяться
по симметричному циклу. Допускаемые напряжения для этого
случая по формуле (39) при [о] == [о]из
г 1 а— 1 2500 2
= [n] k' ~~ 1,6-2 ~ 7^0 •
280
Запас прочности [п ] и коэффициент k' приняты по табл. 12 и 10.
Необходимый диаметр цапфы по формуле (1) табл. 22
А __ у Г ^из ___ -з/ 32300" _ у г
d‘-~V 0,1(<т„з] ~У 0,1-780 “ '
Принято de = 85 мм.
Принятые размеры втулки верхней опоры проверяем на удель-
ное давление при положении тележки на наибольшем вылете. На-
грузка на втулку
Рр = УН2 + Р2 = ]/28602 + 17202 = 3330 кгс,
где Н — нагрузка на опору от неуравновешенного момента от веса
тележки, груза и собственного веса крана (стр. 275).
Удельное давление на втулке
₽ = ^“Т^ = 39.2“"-
Вертикальная нагрузка V = 15 9СЭ кгс (стр. 276) на опору
передается на пяту, расположенную под траверзой (см. рис. 88, а).
Опорная площадь этой пяты при размерах, показанных на рис. 88,
F = -J- - 4) = (172 — 92) = 208 см2,
где DH и d0 — наружный и внутренний диаметры опорного под-
шипника, принятые выше.
Удельное давление
Р = у- = = 77 кгс!см2.
Допускаемые давления по табл. 54 р = 80-ь 120 кгс/см2.
Изгибающие моменты в сечении II—II цапфы: от силы Н' при
положении тележки на 0,8 вылета (рис. 89, а)
Миэ = Н (Л + /2) = 1720(13 + 12) = 43 000 кгс-см-,
от окружного усилия на колесе
MU3 = P(h +l2)-P^- =
= 1720(13 + 12) —1720-^- = 32600 кгс-см-,
здесь /2 — длина ступицы колеса.
Равнодействующий момент
Миз = V(М'из)2 + (М"3)2 = К43ООО2 + 326002 = 53700 кгс-см,
281
Дополнительно сечение II—II работает на кручение. Согласно
стр. 49, расчетный крутящий момент в этом сечении определяем
по наибольшему пусковому моменту двигателя. Величина этого
момента
^тах = ^«олФтах ~ 1>55-2 = 3,10 К2С-М,
где Мном и фтах — номинальный момент двигателя и наиболь-
ший коэффициент пусковой перегрузки, принятые выше (стр. 278).
Момент сил инерции по формуле (16)
Ми === Л4щах MpQ = 3,10 — 0,23 = 2,87 кгс-м.
Расчетный момент на первом валу редуктора по формуле (18)
X = М'рб + лА = 0,23 + 2,87 4# = 2,43 кгс-м,
GDq
где GD2np и GDI — маховой момент крана с грузом и общий ма-
ховой момент механизма.
Крутящий момент на колонне
М'кр = Л41/От]о = 2,43-442,5-0,7 = 755 кгс-м.
Расчетный момент, согласно стр. 13,
Мкр = MKpkd = 75500-1,1 = 83200 кгс-см,
где kd — динамический коэффициент.
Приведенный момент по формуле (5) табл. 22
Мпр = V М2из + (а<„)2 =
= ]/537002 + (1-83200)2 = 99000 кгс-см,
где а = 1 при симметричном цикле (стр. 49).
Необходимый диаметр сечения II—II по формуле (7) табл. 22
у т/ Мпр 99 000 11 Л
0,1 [aU3] V 0,1-780 ’° СМ'
Принято d’e = 120 мм.
Расчет колонны. Наиболее опасным является участок между
сечениями V—V и III—III (рис. 89, а). Изгибающий момент на
этом участке
= H'h = 1720-270 = 482000 кгс-см.
Дополнительно колонна скручивается моментом М — Мкр —
= 83200 кгс-см.
282
Приведенный момент по формуле (5) табл. 22
Мпр = Миз (аЛ4лр)2 =
= V4820002 + (1 • 83200)2 = 499000 кгс-см.
Необходимый диаметр колонны по формуле (7) табл. 22
п п3/ Мпр .?/ 499 000 , о с
D= V "ОДЙГ= У -0Т780 = 18’6 СМ‘
Рис. 89. Схема к расчету колонны поворотного свободностоящего крана
Помимо прочности колонна должна иметь достаточную жест-
кость, характеризуемую величиной ее прогиба. Поскольку диа-
метр колонны изменяется по ее длине, расчет этого прогиба про-
изводим графоаналитическим методом при наибольшей нагрузке
на верхнюю опору Н = 2860 кгс, соответствующей положению
тележки на наибольшем вылете.
Для дальнейших подсчетов колонну разбиваем на отдельные
участки по схеме, приведенной на рис. 89, б.
283
Диаметры первого и второго участков dx — de = 8,5 см и
di = d'e = 12 см. Наибольший диаметр колонны на каждом после-
дующем участке определяется из условия
dx = di + da~d3 х = 15 + -252~ 15 х= 15 + 0,041%,
где I = 275 — (5+25) = 245 см — длина конической части;
d9 и d3 — наибольший и наименьший диаметры конической
части колонны;
х — расстояние от начала конической части до конца
рассматриваемого участка.
Вычисленные по этой формуле диаметры приведены в табл. 61.
Таблица 61. Данные к расчету колонны
свободностоящего поворотного крана
№ участ- ков (рис. 89, б) Диаметр колонны dx в см Моменты инерции в см* Фиктивная нагрузка MU3 J ‘'max Изгибающие моменты в кгс-см от нагрузок
J J действующей фиктивной
*+ах
1 8,5 256 0,013 483 37 200 0,027-10»
2 12 1 020 0,053 3 800 71 500 0,525-10»
3 15 2 490 0,130 8 600 129 500 3,93-10»
4 15,8 3 050 0,158 16 000 185 500 14,4-10»
5 17,1 4 720 0,346 29 400 301 000 80,9-10»
6 19,4 6 990 0,365 73 000 415 000 262-10»
7 21,1 9 500 0,496 157 500 520 000 752-10»
8 22,9 13 500 0,705 257 000 646 000 1690-10»
9 25,0 19 150 1,0 455 000 775 000 4020-10»
10 25,0 19 150 1,0 774 000 775 000 6600-10»
Суммарный момент от фиктивной нагрузки Мфикгп = 13 432- 10е
Момент инерции наименьшего сечения /—/
ndi л8,54 .
Л ~ mln “ “54“ ~ 64 ~ 256 СМ .
Наибольший момент инерции сечения V—V
Ttdl л254
Jmax = = "аГ"’ = 19 150 см*.
max 64 64
284
Отношение
А J mln 256 fl fl | Д
/max J max 19 150 ’
Аналогично вычислены величины — и для остальных сечений.
J max
Изгибающий момент в сечении I—I
Миз — 2860 • 13 — 37 200 кгс см.
Аналогично вычисляются изгибающие моменты и для остальных
сечений.
Последующий расчет прогиба ведем по фиктивной нагрузке,
величину которой для первого участка определяем по формуле
= 37200-0,013 = 483 кгс-см.
к J max
Аналогично вычислены фиктивные нагрузки и для последующих
участков (табл. 61).
Для упрощения расчета в пределах каждого участка заменяем
криволинейную эпюру дф отрезками прямых.
Момент от фиктивной нагрузки на первом участке
Мг = Л4 = 3120 -8,7 = 0,027- 10е,
483
где Fx = 13 = 3120 — площадь эпюры 1-го участка;
/х — расстояние от центра тяжести этой площади до места
заделки фиктивной балки (см. рис. 89, б).
Площадь эпюры второго участка
= 3800 + 483 1 2 = 25 600;
положение центра тяжести (центр тяжести трапеции)
„ _ 1 h 2^2 + &1 _ 1 19 2-3800 + 483 _ _
е* ~ 3 П bi + bl ~ 3 3800 + 483 ~',0 СМ‘
Плечо фиктивной нагрузки на этом участке
/2 = /х + е2 = 13 + 7,5 = 20,5 см.
Момент от этой нагрузки
М2 = Р21г = 25 600 • 20,5 = 0,525 • 10е.
Аналогично подсчитаны моменты и для остальных участков
(табл. 61).
285
Суммарный момент от фиктивной нагрузки по табл. 61 МЛиКт =
= 13 432-10е.
Искомый прогиб конца колонны при этом моменте определится
по формуле
t__ Мфикт_____13 432-108_п оо
EJmax ~ 2.1-10М9 150~и’Ой см>
где Е ==2,1-10® кгс/см2, — модуль упругости.
Отношение этого прогиба к длине колонны I = 3000 мм
J- _. °’33 _ о ооц
I зоо и,ии11,
f
Допустимая величина у — 0,001 -г- 0,0015.
Поверочный расчет колонны производится в местах предпола-
гаемого максимума напряжений (с учетом концентрации). Такими
местами являются сечения (7—7)—(V—V), показанные на рис. 89.
За расчетные должны быть приняты следующие нагрузки
(стр. 15):
а) при расчете на усталостную прочность (положение тележки
на 0,8 наибольшего вылета): нагрузка на цапфу Н' = 1720 кгс-м,
моменты на колонне — при расчете нагрузки на зуб колеса ко-
лонны Мк = 605 кгс-м(стр. 280), при расчете на кручение Мкр =
= 832 кгс-м;
б) при проверке на статическую прочность при первом расчет-
ном случае (положение тележки на наибольшем вылете): нагрузка
на цапфу Н = 2860 кгс, крутящий момент Мкр = 832 кгс-м;
в) при втором расчетном случае (на действие предельных на-
грузок): нагрузка на цапфу Н — 2860 кгс, момент на колонне
в этом случае будет равен предельному моменту двигателя к оси
вращения крана Мф = 1520 кгс-м (расчет аналогичен приведен-
ному на стр. 236).
Общее число нагружений колонны при расчете на изгиб по
формуле (46)
Zo = Тацан = 28920-25-1 = 7,2-106,
где Т = 28 920 — число часов работы колонны за весь срок
службы крана, принятое по табл. 13; этот срок
принят равным 20 лет;
ац и ан — расчетное число циклов крана в час (см.
табл. 15) и число нагружений за один цикл.
Коэффициент приведения к расчетному числу циклов в данном
случае определяем по формуле (53)
<Рпр = 1,2^Л = 1,2-1 -0,4 = 0,48.
286
Коэффициент kn = 0,4 принят по табл. 15, коэффициент исполь-
зования крана при работе с грузами при принятой системе его
уравновешивания должен быть принят равным единице.
Расчетное число нагружений колонны при изгибе по фор-
муле (56)
= Мпр = 7,2.10Б. 0,48 = 3,5 • 10®.
Расчетное число нагружений колонны при кручении по фор-
муле (48)
Z^ = TZeK = 28 920 • 120 = 3,5 • 10е,
где ZeK — расчетное число включений в час, принятое по табл. 15.
Дальнейший расчет аналогичен рассмотренному выше для ва-
лов механизма поворота и передвижения.
Расчет нижней опоры. В качестве материала роликов этой
опоры принимаем сталь 45 с термической обработкой до твердости
НВ 300—350. Ролики выполнены с ободом, закругленным по ра-
диусу = 160 мм, и перекатываются по термически обработан-
ному до твердости НВ 300—350 поясу колонны. Диаметр колонны
в месте касания с роликами До = 260 мм.
Достаточность выбранных размеров роликов проверяем по
контактным напряжениям, наибольшая величина которых для
случая точечного касания двух поверхностей может быть опре-
делена по формуле (Р — N, стр. 276)
Л с 1850 (2,1 -10»)» ОПОАП . »
= 0,6 1/ --------------— = 29 800 кгс/см2,
где Т?4 — радиус кривизны обода колонны, по которому перека-
тываются ролики. В данном случае /?4 = оо (колонна имеет
цилиндрическую поверхность обода катания).
Коэффициент а — 0,6 принят по табл. 26, исходя из величины
отношения -g- = — 0,3 (Я и В — основные параметры эл-
липса касания):
4 = J_/J______1_\ _Д_
2 \ т?2 т?4 7 ~ 2 * 16 ~ 32 :
п___1/1 , 1 \ _ 1 ( 1 , 1\ 1
2 \ r Ra ) ~ 2 "Г 13/ “ То •
287
В этих формулах
Ri = = 8 см — радиус ролика;
= 13 см — радиус колонны.
Величина средних (расчетных) напряжений
ок = 0,6о; = 0,6-29800 = 17800 кгс/см2.
Допускаемые напряжения могут быть приняты по табл. 50.
Согласно этой таблице, в рассматриваемом случае [стк] =
= 18 000 кгс/см2.
Втулки роликов рассчитываются на удельное давление, их
оси — на изгиб. Этот расчет аналогичен приведенному выше в гл. V
для ходового колеса консольного крана.
ГЛАВА VIII
РАСЧЕТ ВАНТОВОГО МАЧТОВО-СТРЕЛОВОГО КРАНА
ГРУЗОПОДЪЕМНОСТЬЮ 15 тс
1. КРАТКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА КРАНА
Кран (рис. 90) предназначен для обслуживания открытых
строительных площадок (склады инертных материалов, подача
бетона и т. п.) и работает при среднем числе циклов порядка 10—
12 в час. Наибольший вылет крана Lmax = 37,4 м, наимень-
ший Lmln = 6,1 м, скорость подъема груза v = 12 м/мин, сред-
няя скорость изменения вылета vcp — 12 м/мин, скорость по-
ворота п = 0,5 об/мин.
Принятый режим работы механизмов — средний при продол-
жительности включения 25% ПВ.
Металлическая конструкция крана состоит из поворотной
мачты 9, которая поддерживается восемью гибкими оттяжками
(вантами) 10, прикрепленными к ее верхней опоре 1, в которой
помещен подшипник верхней цапфы мачты, и поворотной стрелы 4;
к концу этой стрелы подвешен грузовой полиспаст 3. Стрела
поддерживается полиспастом 2, служащим для изменения ее
вылета.
Внизу мачта опирается на шаровой подпятник 5 с отверстием,
через которое проходят канаты грузового и стрелового полиспа-
стов. Эти канаты огибают направляющие блоки, расположенные
у подпятника, и далее идут на барабаны лебедок.
Кран имеет три самостоятельные лебедки: подъема груза 7,
изменения вылета стрелы 6 и поворота мачты и стрелы 8. Механизм
поворота этого крана выполнен с канатной тягой по схеме, приве-
денной на рис. 91. В этом механизме концы тяговых канатов 3,
служащих для поворота стрелы, укреплены на поворотном круге 1,
жестко связанном с мачтой крана 2; вторые концы наматываются
на два барабана 4. Механизм приводится в движение электро-
двигателем 6 через двухступенчатый редуктор 5.
289
Рис. 90. Общий вид вантового мачтово-стрелового крана грузоподъемностью 15 тс
"min
5000 , . 5000
Схема механизма изменения вылета стрелы приведена на
рис. 92. Этот механизм состоит из электродвигателя 6, соедини-
тельной муфты 4 с установленным на ней тормозом 5 и двухсту-
пенчатого цилиндрического редук-
тора 3, вал которого при помощи
зубчатой муфты 2 связан с ва-
лом барабана 1. Расчет этого ме-
ханизма и расчет металлической
конструкции стрелы рассмотрены
ниже.
Рис. 91. Схема механизма поворота
мачтово-стрелового крана
Рис. 92. Схема механизма изменения вы-
лета стрелы мачтово-стрелового крана
2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЗМЕРОВ СТРЕЛЫ
И РАСЧЕТ СТРЕЛОВОГО ПОЛИСПАСТА
Необходимую длину стрелы определяем из условия
j _____________ ^тах а __37,4 — 0,75 _ пл
с ~~ cos а ““ cos 15° “ ’
где а = 15° — угол наклона стрелы при наибольшем вылете (при-
нимается в пределах 12—20°);
а — расстояние от оси нижнего шарнира стрелы до
оси вращения крана.
Угол наклона стрелы при наименьшем вылете Lmln
^mln fl 6,1 0,75 огчо
ах = arccos ------------= arccos ——« 82 .
LfQ оо
Стрела имеет квадратное сечение с размерами 1,4 X 1,4 м, про-
филь ее (предварительно выбран по компоновочному чертежу)
показан на рис. 93.
Для расчета стрелового полиспаста предварительно выбираем
вес стрелы Gc = 8000 кгс. Нагрузками на полиспаст являются вес
291
поднимаемого груза, собственный вес стрелы и рабочее давление
ветра рв = 25 кгс1м2 (см. табл. 5).
Наветренная площадь стрелы по формуле (23) при а = h
Рс = <Рк.с + 0,5FKJ у = (45,2 + 0,5-45,2) 0,4 =
= 27,2 лг,2
где FK, с — площадь контура стрелы;
у — коэффициент заполнения.
Согласно рис. 93,
Рк.с = М, + 2 -1 + * /2 = 1,4-18 + 2--°’6 + 1’4 10 = 45,2 ж2.
& L
Рис. 93. Профиль стрелы мачтово-стрелового крана
Величину усилий в полиспасте определяем согласно рис. 94
S„ = -y-[(Qcosa-|--^-cosa) -|- ^-Fcsin2a + P^sinaj =
= -у- 15 000 cos a + cos a) -f- -^-27,2 sin2 a -f- 300 sin a J .
(138)
В этой формуле a — угол наклона стрелы;
h — длина перпендикуляра, опущенного из
точки в на ось полиспаста;
Рв. гр — давление ветра на поднимаемый груз;
Рв. гр = РгрРе = 12-25 = 300 К2С,
где Ргр — наветренная площадь груза (см. табл. 6).
Наибольшая величина усилия Sn тах будет иметь место при
наибольшем вылете стрелы (а = 15°) и равна Sn тах = 22 800 кгс.
Исходя из этого усилия, принимаем передаточное число полис-
паста in — 5, тип полиспаста — простой.
Коэффициент полезного действия выбранного полиспаста при
установке блоков на подшипниках скольжения, принятых в рас-
считываемом кране, по табл. 30 т]„ = 0,92; коэффициент полез-
ного действия направляющего блока нижней опоры т]б = 0,96.
292
Наибольшее натяжение стрелового каната
о ______ ^/гтах ____ 22 800 __ К1КЛ
5тах — 1лГ)пГ)б - 5-0,92.0,96 ~ 5150 KSC'
Разрывное усилие каната при этом натяжении по формуле (125)
Sp = Smaxn = 5150-5,5 = 28 300 кгс,
где п — запас прочности, принятый по табл. 31 для задан-
ного среднего режима работы механизма.
Рис. 94. Схема к определению уси-
лий в полиспасте мачтово-стрело-
вого крана
Исходя из этого усилия, по
ГОСТу 2688—55 (см. табл. XII)
выбираем канат типа ЛК-Р
Рис. 95. Схема навивки каната на ба-
рабан механизма изменения вылета
стрелы
диаметром 24 мм с пределом прочности проволок ав = 160 кгс/мм2.
Разрывное усилие каната в целом Sp = 29 980 кгс.
Наименьшие допустимые диаметры блоков при выбранном ка-
нате по правилам Госгортехнадзора (формула (126)]
D = d (е - 1) = 24 (18 — 1) = 407 мм.
Коэффициент е принят по табл. 32 для стреловых кранов среднего
режима работы.
Наименьший допустимый диаметр барабана, согласно стр. 60,
D6 = 0,850 = 0,85-407 = 345 мм.
Принято D6 = 500 мм.
Для уменьшения длины барабана принимаем двухслойную
навивку каната на барабан, довольно часто применяемую в стре-
ловых кранах.
Рабочая длина стрелового каната, наматываемого на барабан,
LC.K = (Ln — Ln) in «= (47,2 — 5,2) 5 = 210 м,
где Ln и Ln — расстояния между осями блоков стрелового по-
лиспаста при наибольшем и наименьшем вылетах, определенные
из чертежа (рис. 94).
10 Ю51 293
Длина каната, приходящаяся на один шаг навивки, по схеме
на рис. 95
I = л (D6 + d) + п (D6 + 3d) = л (0,5 + 0,024) +
+ л (0,5 + 3-0,024) = 3,44 м.
Число витков каната по длине барабана при двухслойной навивке
г — -<•* — 210 —61
г’ I 3,44 ~оь
Необходимая длина барабана
L6 = zed = 61-24 = 1464 мм.
Учитывая неплотности навивки каната, принимаем L6 = 1500 мм.
Время изменения вылета стрелы от наибольшего Lmax до наи-
меньшего Lmln при заданной средней скорости vcp = 12 м/мин
4 _ ^тах —^mln 37,4 — 6,1 п с
to —---------- =----Гр--= 2,0 MUH.
Vcp 1Z
Скорость каната полиспаста
vK — = -^2- = 80 м/мин.
Iq Z,0
3. ВЫБОР ДВИГАТЕЛЯ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПЕРЕДАТОЧНОГО ЧИСЛА
МЕХАНИЗМА ИЗМЕНЕНИЯ ВЫЛЕТА
Расчет мощности двигателя. Выбор двигателя производим
с учетом возможности продолжительной работы крана при измене-
нии вылета от наибольшего до наименьшего.
Величины усилий в полиспасте S„, вычисленные по формуле
(138) для ряда промежуточных положений стрелы, приведены
в табл. 62. Поскольку усилия Sn являются переменными, выбор
двигателя производим по эквивалентному усилию, которое опре-
деляем путем построения диаграммы, приведенной на рис. 96.
В этой диаграмме по оси ординат в масштабе ks = 40-10® кгс
в 1 см отложены величины S«, указанные в табл. 62, и по оси аб-
сцисс — время поворота стрелы, определяемое из условия
60 (£„-£,)<„ 60(47,2- £х) 5
Г-------~ 80 сек,
где Ln — длина полиспаста (расстояние между осями блоков) при
наибольшем вылете крана;
Lx — длина полиспаста при заданном вылете, определен-,
ная непосредственно из чертежа аналогично рис. 94.
294
Таблица 62 Данные к расчету механизма
изменения вылета стрелы мачтово-стрелового крана
Определяемая величина Значения определяемых величин стрелы в град при угле наклона
15 20 25 30 35
Плечо (рис. 94) h в м Длина полиспаста Lx в м Время изменения вы- лета стрелы t в сек 31,6 47,2 0 32,4 44,2 11,3 33,8 41,5 21,4 34,3 38,1 34,1 35,4 35,4 44,5
Усилие в полиспасте Sn в кгс при подъеме но- минального груза и да- влении ветра рв в кгс/м2\ 15 25 при ненагру- женной стреле 22 750 22 780 22 800 4 750 20 800 20 900 21 000 4 450 19 350 19 420 19 480 4 120 18 350 18 400 18 450 3 910 16 780 16 820 16 880 3 590
S2n в кгс2 при рв = = 15 кгс/м2 518-10’ 436-10’ 376-10’ 339-10’ 283-10е
Определяемая величина Значения определяемых величин стрелы в град при угле наклона
45 55 65 75 82
Плечо (рис. 94) h в м Длина полиспаста Lx в м Время изменения вы- лета стрелы t в сек 36,8 28,9 68,5 37,6 22,4 93,0 37,9 15,7 118,0 36,1 9,4 145,0 30 5,2 156,0
Усилие в полиспасте Sn в кгс при подъеме но- минального груза и да- влении ветра рв в кгс/м2'. 15 25 при ненагру- женной стреле 14 000 14 050 14 100 3 030 10 400 10 520 10 580 2 320 8025 8150 8250 1850 5250 5400 5550 1290 3470 3600 3770 960
S2n в кгс2 при рв = = 15 кгс/м2 198-10» ИЫО» 66,4-Ю’ 29,1-10’ 13-10’
295
Исходя из формулы (65), по построенной таким образом ди-
аграмме определяем эквивалентное усилие
10200
где f — площадь диаграммы;
х= 15,6 см — длина абсциссы построенной диаграммы.
Эквивалентная мощность, исходя из формулы (60),
P9vn
Рис. 96. Диаграмма к определению
мощности двигателя механизма изме-
нения вылета стрелы мачтово-стрело-
вого крана
N =__________________1 1 ==
612Ог)лг)бПо ’
__ 10 200-16 < 1 oQ -
“6120.0,92.0,96.0,85 1,1 “ Квт>
где г] 0 — коэффициент полезного
действия механизма,
принятый предвари-
тельно по табл. 16;
vn —- скорость полиспаста;
vn = = 16 м/мин;
1п о
г)п, Т]б—коэффициенты полезного
действия полиспаста и
направляющего блока;
коэффициент 1,1 учитывает работу двигателя при опус-
кании ненагруженной стрелы.
Продолжительность одного цикла при числе циклов в час
ач = 10
3600 лрл _ЛГ/.
Тц = -уд- = 360 сек.
Наибольшая продолжительность включения двигателя при ра-
боте крана на предельных вылетах по формуле (5) при 2/ =
и Т = ТЦ
ПВ = -^ 100 = 100 « 90%,
1 ц оОм
где 1в = 156 сек — время изменения вылета от наибольшего до
наименьшего (табл. 62).
Необходимая мощность двигателя при продолжительности
включения 60% ПВ (ближайшей из указанных в табл. XXX) по
формуле (68)
«« = N _ 39,1 = 45,1 Ит.
296
Исходя из этой мощности, по табл. XXX выбираем двигатель
типа МТВ 613-10 мощностью Nd = 43 квт при 60% ПВ с числом
оборотов ротора пд = 590 об/мин. Маховой момент ротора GDp =
= 25 кгс-м?, кратность предельного момента при 25% ПВ =
= 3.
Дополнительно выбранный двигатель проверяем на возмож-
ность работы крана на наибольших вылетах в пределах углов на-
клона стрелы а = 15-:-30°.
Величина эквивалентного усилия, определенная по диаграмме
рис. 96, для этого случая
Р3 = У ks = /-^Г40,10® = 14 500 кгс>
где — отрезок абсциссы, соответствующий углу поворота
стрелы от 15 до 30°;
fi — площадь диаграммы, соответствующая этому отрезку.
Эквивалентная мощность
Л/ — 9 п 1 1 — 1чоии'10 1 1 _ sr с Кйт
N 612О1]„г|бТ|о 1,1 6120-0,92 0,96-0,85 1,1 — КвГП’
Допустимая продолжительность включения двигателя при этой
мощности по формуле (62)
ПВ = ПВк(-^-¥ = 60('^-V=37,5% или е = 0,375.
\ /V / \ 0Э,0 /
Наибольшее допустимое число циклов для этого случая
а
ц
3600
2Л 6
0,375 = 20 > 12,
где ti — время подъема стрелы до угла а = 30° (табл. 62).
Число оборотов барабана
= = об/мин>
где Dcp = D6 + 2d = 500 + 2-24 = 548 мм — средний диаметр
навивки каната на барабан.
Необходимое передаточное число
.- ___________________ пд _ 590 ___ 19 7
о ~ пб ~ 46,5 “ 1Z,/ •
В рассчитываемом механизме установлен двухступенчатый ци-
линдрический редуктор с передаточным числом ip — i0 = 12,6;
передаточное число первой ступени = 3,15, второй /2 = 4.
Расчет времени пуска. Этот расчет производим для наиболее
невыгодного положения стрелы — на наибольшем вылете. Рабочий
10 1051 297
момент от веса груза, веса стрелы и рабочего давления ветра
в этом случае определится из условия
МР6 — Smax 2(ОТ)О = 5150 2-12,6-0,85 ~
где D i = D6 + d = 500 + 24 = 524 — диаметр навивки каната
на барабан при наибольшем вылете;
Smax — наибольшее натяжение каната, подсчитанное выше
(стр. 293).
Мощность и число оборотов выбранного двигателя при 25% ПВ
по табл. XXX Nd = 80 квт, пд = 580 об1мин.
Номинальный момент этого двигателя при 25% ПВ
Мном = 975-^- = 975 = 135 кгс-м.
ном Пд 580
Наименьший допустимый пусковой момент
Mmln = 1Мрб = 1,1.126 = 139 кгс-м,
где £ — коэффициент запаса.
Наименьший коэффициент пусковой перегрузки двигателя при
этом моменте
Принято фт1п = 1,1; наибольший коэффициент пусковой пере-
грузки фтах = 2.
Средний коэффициент пусковой перегрузки двигателя по фор-
муле (74)
„I, Фтах + 'I’mln 2+1,1 1 ке
Yep — ’ 2 2 * •
Средний пусковой момент двигателя
Мср — MH0Mtycp — 135.1,55 = 209 кгс-м.
Момент сил инерции (избыточный момент) по формуле (17)
Ми = Мсв — = 209 — 126 = 83 кгс-м.
Mr fjfj
При определении махового момента стрелу рассматриваем как
стержень, вращающийся около оси, проходящей через его осно-
вание,
= = 4-8000-382 = 15,35 106 кгс-м2.
о и
298
Скорость поворота стрелы при наибольшем вылете
пс = = 9-rr ч. r — об!мин,
с 2лЛ 2Л‘31,6
где vn — скорость полиспаста (стр. 296).
Размер h принят по табл. 62.
Маховой момент стрелы, приведенный к валу двигателя, по
формуле (12) при п0 = пс и п = пд
GD2 с = GD2-^ = 15,35-106 = 0,29 кгс-м2.
п2д 59(г
Линейная скорость конца стрелы
v = 2лпсЬс = 2л0,08-38 = 19,2 м!мин.
Эту же скорость примем и при перемещении груза.
Маховой момент груза, приведенный к валу двигателя, по
формуле (И) при Q = G и п = пд
GD2np. г = 0, lQ-^- = 0,1 -15 000-^- = 1,59 кгс-м2.
Общий маховой момент по формуле (13)
GD20 = (GD2 + GD2m) 1,2 + GD2np. c + GD2np. e =
= (25 + 5,4) 1,2 + 0,29 + 1,59 = 38,4 кгс-м2,
где GD2m = 5,4 кгс-м2 — маховой момент тормозной муфты, вы-
полненной за одно целое с тормозным шкивом; принятый диаметр
этого шкива DT = 400 мм.
Время пуска по формуле (75)
GD2nd 38,4-590 _ n 7Q „ov.
tn ~ %1ЬМи ~ 375-83 ~0,73 сек"
Допустимое время пуска tn = 1—2 сек.
4. РАСЧЕТНЫЕ НАГРУЗКИ И РАСЧЕТНОЕ ЧИСЛО НАГРУЖЕНИЙ
МЕХАНИЗМА ИЗМЕНЕНИЯ ВЫЛЕТА
Определение расчетного числа нагружений рассмотрим на при-
мере первого вала редуктора. Согласно стр. 15, расчет этого вала
производим по рабочему моменту Мрб = 12 600 кгс-см, подсчи-
танному выше (стр. 298). Влияние сил инерции в данном случае
незначительно и им пренебрегаем.
299
При определении расчетного числа нагружений при изгибе
исходим из условного цикла работы крана при повороте стрелы
на угол 50° из крайнего положения при а = 15° в среднее. Угол
наклона стрелы в этом положении равен ^65°.
При дальнейшем расчете по табл. 14 принимаем расчетный
срок службы первого вала Л = 15 лет (выполнен за одно целое
с шестерней). Число часов работы при этом сроке службы по
табл. 13 Т — 21 680. Заданное число циклов аи — 10 в час. Про-
должительность одного цикла, подсчитанная выше, Ти = 360 сек.
Время изменения вылета при повороте стрелы на угол 50°
Рис. 97. Диаграмма к расчету приве-
денного числа циклов механизма изме-
нения вылета стрелы мачтово-стрело-
вого крана
2/ = 2t = 2-118 = 236 сек.
Продолжительность включения
механизма при этом угле по фор-
муле (4)
2* 236 лсс
6 ~ Тц ~ 360 ~ °’66-
Число часов работы вала за весь
срок службы
Тр = Тг = 21 680-0,66 = 14 200.
Общее число нагружений
вала при расчете на изгиб при
Т = Тр
Zo = 60ТрП =
= 60-14 200-590 = 5-108.
Согласно табл. 15, для заданного режима работы механизма подъ-
ема принимаем коэффициенты использования крана при работе
с грузами ku — 0,5 и при работе с грузами от Q до 0.75Q kn = 0,4.
Коэффициент приведения к расчетному числу циклов по фор-
муле (59)
(р„р = 1,2МпФа = 1,2-0,5-0,4-0,18 = 0,04,
где — дополнительный коэффициент, учитывающий изменение
нагрузки в процессе подъема стрелы, определенный путем
построения из диаграммы (рис. 97).
В этой диаграмме по оси ординат отложена величина -)
(S„ — усилие в полиспасте при заданном положении стрелы
и Sn max наибольшее усилие в полиспасте) и по оси абсцисс — время,
указанное в табл. 63.
Величина коэффициента (рэ определена по формуле
- - it *•=w0-1 = °'04’
300
Таблица 63. Данные к расчету числа нагружений
деталей механизма изменения вылета стрелы мачтово-стрелового крана
а в град sn С °/г max 7 sn \3 \ $п шах/ / S \ 8 1 п 1 \ с I X п max/ Время t в сек
15 1,0 1,0 1,0 0
20 0,94 0,83 0,61 11,3
25 0,87 0,66 0,33 21,4
30 0,83 0,57 0,23 34,1
35 0,76 0,44 0,11 44,5
45 0,63 0,25 0,03 68,5
55 0,47 0,10 0,01 93
65 0,36 0,05 0,003 118
75 0,24 0,01 0,001 145
82 0,16 0,005 0,001 156
При мечание Sn max — наибольшее усилие в полиспасте (стр. 292).
выведенной, исходя из формулы (50), в которой
f — площадь диаграммы в см2-,
ks — масштаб ординат, принятый при построении диаграммы;
k =0,1 (^2-У в 1 см-,
\^п max /
Xi — длина абсциссы, соответствующая расчетному времени по-
ворота на угол 50° (при построении диаграммы принято
в 1 см 10 сек).
Расчетное число нагружений для первого вала при изгибе
по формуле (43)
Zpac4 = Z0<P„p = 5 • 108-0,04 = 2-10’.
Расчетное число нагружений вала при кручении [при числе на-
гружений за один подъем ан = 1 по формуле (46)]
Zo = Тацан = 21 680-10-1 = 2,2-106.
5. ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЗМЕРОВ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
И ТОРМОЗНОГО МОМЕНТА МЕХАНИЗМА ИЗМЕНЕНИЯ ВЫЛЕТА
Расчет зубчатых передач. Этот расчет рассмотрим на примере
первой передачи (редуктор).
Принятое передаточное число первой передачи = 3,15
(стр. 297), число оборотов шестерни пг = пд = 590 об/мин. Число
оборотов колеса
пк — = 187 об/мин.
0,10
301
Колеса выполнены с косыми зубьями. Предварительно принятый
угол наклона зубьев р = 10°.
Определение размеров рассчитываемой передачи производим
исходя из двух условий: отсутствия деформации зубьев при наи-
больших нагрузках (стрела на наибольшем вылете) и отсутствия
быстрого износа зубьев при эквивалентном моменте.
Расчетный момент на валу шестерни для первого случая Mi =
= Мрб = 12 600 кгс-см (стр. 298). Величину эквивалентного мо-
мента определяем из условия
Л4, = = 12 600-0,55 = 6930 кгс-см,
<рэ — коэффициент приведения к эквивалентной нагрузке,
который находим путем построения графика (-н—2—У , приве-
(S \ з
а " ) (табл. 63) отло-
(О v 3
" ) в 1 см.
^п. max /
Коэффициент <рэ в данном случае находим из условий контакт-
ной прочности аналогично формулам (115) и
Здесь f — площадь диаграммы;
х — длина абсциссы, измеренная по диаграмме.
В качестве материала шестерни принята сталь 45 с пределом
текучести при растяжении от = 3600 кгс/см2 и пределом вынос-
ливости при изгибе ali=2500 кгс/см2. Материал колеса — сталь-
ное литье марки 55Л с пределом текучести ог = 3500 кгс/см2 и пре-
делом выносливости при изгибе о^ = 2600 кгс/см2.
Допускаемые напряжения из условия отсутствия деформации
поверхности зубьев по формуле (101)
[ок] = 3,1 ог = 3,1 -3500 = 10 850 кгс/см2.
Необходимое межцентровое расстояние при расчете по наиболь-
шим нагрузкам по формуле (2) табл. 21 при /И, = Мш
Л д 110(1 + 1>7^ = 110(3,15+1)7 та^6°" -
= 22,8 см.
Допускаемые контактные напряжения при расчете по эквива-
лентным нагрузкам (при Мш = М3 = 6930 кгс-м), согласно
табл. 34: для шестерни [ок ] = 5900 кгс/см2, для колеса [<тк ] =
302
= 6000 кгс/см?. Дальнейший расчет производим по наименьшим
из найденных напряжений [ок ] = 5900 кгс/см?.
Необходимое межцентровое расстояние
А = 110(3,16 + 1) / 3 ,5.”900, - 27,4 см > 22,8 см.
Исходя из этого расчета, принимаем А = 300 мм.
Наименьшая допустимая ширина зуба шестерни по формуле (91)
b = <рЛ = 0,3-27,4 — 8,22 см.
Принято b — 100 мм.
Необходимый диаметр шестерни при принятом межцентровом
расстоянии по формуле (90)
, 2А 2-300 . .. о
_|_ 1 — g ig 1 — 144,8 мм.
Для рассматриваемого механизма напряжения в зубьях ше-
стерни будут изменяться по пульсирующему циклу. Допускаемые
напряжения по формуле (41) при [а] = [а]иа
га 1 = — .1>4-2500 _ 1450 кгс/см2.
1 “sJ [n]k' 1,6-1,5
Коэффициенты [п] и k' приняты согласно табл. 12 и 10.
Наименьшая допустимая величина тпу1 по формуле (14)
табл. 21
_ 21,3M^cosР _ 21,3-12600.1,3cos 10° _ .
т^~ db[<JU3]x0 14,48-10-1450-1,4 ~
По диаграмме рис. 7 этой величине соответствует наимень-
ший модуль тп ал 3 мм. По табл. 35 из первого ряда модулей
принимаем тп = 6.
Необходимое число зубьев шестерни при этом модуле
=~ cosp = cos 10° = 24;
число зубьев колеса
гк = гш/3 = 24-3,15 = 76.
Угол наклона зубьев при принятом числе зубьев и выбранном
межцентровом расстоянии
гп- а (гш + гк) тп (24 + 76) 6 « qq
cosp-------2-300 ~ и>УУ’
что соответствует углу наклона зуба р = 8°6'34".
Поверочный расчет передачи аналогичен приведенному в гл. I
для мостового крана.
303
Расчет тормозного момента. В рассчитываемом механизме уста-
новлен двухколодочный тормоз, расположенный на первом валу
редуктора. Необходимый тормозной момент в данном случае опре-
деляем из условия, чтобы тормоз смог уравновесить момент Мрб
от веса, груза и веса стрелы при наибольшем вылете,
м' ___$п maxDi „ „ _ 22 800-0,524 q ок n go_74 о кгс-м
2^* чочм 2 5 5 КсС
где Sn max — наибольшее усилие в полиспасте;
Di—диаметр навивки каната на барабан (стр. 298);
i0 и in — передаточные числа механизма и полиспаста;
т]0 — коэффициент полезного действия механизма, при-
нятый выше (стр. 296);
т]„ — коэффициент полезного действия полиспаста.
Необходимый тормозной момент по формуле (132)
Мт = Л4рбр = 74,3-2 = 148,6 кгс-м,
где р — коэффициент запаса, принятый по табл. 28.
Дальнейший расчет тормоза по заданному тормозному моменту
аналогичен приведенному в гл. I и V.
6. РАСЧЕТ МЕТАЛЛИЧЕСКОЙ КОНСТРУКЦИИ
КРАНА
Расчетные нагрузки. Поскольку кран работает на открытом
воздухе, при расчете его металлической конструкции исходим из
трех расчетных случаев действия нагрузок: основных, основных
и дополнительных и ураганного ветра (при ненагруженном кране).
Основными нагрузками в данном случае являются вес подни-
маемого груза, собственный вес, ветровые нагрузки и силы инер-
ции рабочего состояния. Последние необходимо ввести в расчет
вследствие значительных размеров конструкции.
Расчетная нагрузка от веса поднимаемого груза по формуле (79)
О.расч = ОФа = 15000-1,2 = 18000 кгс.
Здесь — динамический коэффициент, принятый, согласно
стр. 36, для заданного среднего режима работы.
Дополнительно мачта и стрела нагружены натяжениями кана-
тов грузового и стрелового полиспастов.
Передаточное число грузового полиспаста в данном случае
равно in.sP = 4. Расчетное натяжение грузового каната
Sep = - = 15.O°°'41’2 = 4680 кгс,
ер ЬигрПп.гр 4-0,94
где и}п.гр — коэффициент полезного действия полиспаста, приня-
тый по табл. 30 (для блоков на подшипниках скольжения).
304
Наибольшее натяжение каната стрелового полиспаста
s = Snm^. = 228g°9‘-2 = 5960 кгс.
В этой формуле in — передаточное число полиспаста;
т]га — его коэффициент полезного действия.
В дальнейшем расчете предварительно задаемся весом мачты
G„ = 11 500 кгс, ранее принятый вес стрелы Gc = 8000 кгс. Эти
веса равномерно распределены
по длине мачты и стрелы.
Нагрузки на 1 м стрелы
Ос 8000 О1Л ,
& = 77= Т = 210 кгс/м'
мачты
= 260
&м LM 44
кгс!м,
где LM и Lc — принятые длины
мачты и стрелы.
Согласно табл. 5, для первого
расчетного случая принимаем рабо-
чее давление ветра рв = 15 кгс/м*.
Нагрузка на элемент стрелы или
мачты в этом случае определится
из условия
Рв = РвРх = 15Fx = 9FKX.
Рис. 98. Схемы к расчету нагрузок
от сил инерции и ветровых давлений
Здесь
FKX — площадь контура
элемента;
Fx — расчетная площадь
квадратном сечении
определится из условия (стр. 23)
этого элемента; при принятом
стрелы и мачты величина FKX
Fx = (FKx + 0,5FKx)y = 0,6FKx,
где у = 0,4 — коэффициент заполнения, принятый согласно стр. 14.
Сила инерции, действующая на элемент стрелы, расположен-
ный на расстоянии 1Х от оси вращения, при наибольшем вылете
крана (рис. 98)
р________ScQ (т2 _/2) —
r“^-2gLraaxcosa ^max lx’~
= 2.9.81.зХ ,5- =<>,02(1400-d).
где а = 0,7 м/сек2, — замедление на конце стрелы, имеющее место
при рабочем торможении крана.
305
Момент от силы инерции в концевом сечении этого элемента
М” « = 3e£m^°cosa — © =
= 3.9,aSXo<>3 <37’4’-« - °-144 <37.4’-
Сила инерции от веса груза
n Q 15 000 n, imA
^и.гр “ g ® g gj — 1070 кгс.
Расчет по основным и дополнительным нагрузкам (второй
расчетный случай) производим по предельному рабочему давле-
нию ветра рв = 25 кгс!м2 (см. табл. 5) и силам инерции, подсчитан-
ным при ускорении amax = 1,4 м/сек2, что примерно соответствует
двойному тормозному моменту. Для этого случая
Р'в = 25-0.6F, = 15FKX;
Рих = 0,04 (1400 - /’);
М’их = 0,29 (37,43 - £);
Р'и.гр = 1,4 = 2140 кгс.
Расчет нагрузок нерабочего состояния (третий расчетный слу-
чай) приведен на стр. 315.
Расчет стрелы. Расчетными являются сечения /—/, //—II
и III—III, показанные на рис. 90 и расположенные посередине
стрелы, у ее основания около места зашивки листами и у опорного
шарнира. Расчет этих сечений одинаков, поэтому далее ограни-
чимся только сечением I—I. Предварительно выбранные размеры
этого сечения показаны на рис. 99, а.
Сечение выполнено из четырех уголков 125X125X12, связан-
ных в горизонтальной и вертикальной плоскостях решетками.
Площадь сечения каждого из уголков f = 28,9 си2, моменты
инерции относительно центральных осей хх и уу, Jx =Jy =
= 422 см4, расстояние от центра тяжести до полки уголка z0 =
= 3,53 см.
Моменты инерции сечения относительно центральных осей х^
и УоУо
Jх — Jy = 4 [^ + / ("2 го) ] =
= 4 [422+ 28,9 — 3,53)2] =510000 см<
306
Момент сопротивления
Wx = = 2'5}°0000 = 7280 см3.
Площадь сечения
F = 4f = 4-28,9 = 115,5 см3.
Усилие от веса груза и веса стрелы, действующее в рассматри-
ваемом сечении, определяем графическим путем из многоугольни-
ков сил, показанных на рис. 100 для положений стрелы при наи-
большем и наименьшем вылетах: при наибольшем вылете Si =
Рис. 99. Схема к расчету напряжений в среднем сечении стрелы
мачтово-стрелового крана
= 19 500 кгс-, при наименьшем Si = 19 300 кгс. За расчетное при-
нимаем положение стрелы при наибольшем вылете.
Усилие, действующее в сечении,
S = Sj + SK = 19 500 + 4680 = 24 180 кгс,
где SK — Sep — дополнительное усилие от натяжения грузового
каната (стр. 304).
Напряжения
S 24 180 опп , ,
осЖ = ~р = Т15У = 209 кгс/см3.
В вертикальной плоскости стрела дополнительно изгибается
моментом от натяжения грузового каната Мкои и моментом от
собственного веса Мв. Согласно рис. 99, би 101, имеем
Мкан = SK(±+l) = 4680 (-^ + 25) =445000 кгс-см-,
210-382 1СО
Мв — —g—cos а = —=— cos 15 =
О о
= 37 900 кгс• м = 3 790000 кгс*см.
307
Рис. 100. Схема к определению усилий в мачте и стреле мачтово-
стрелового крана.
Рис. 101. Схема к расчету весовых нагрузок рабочего
состояния
308
Суммарный изгибающий момент
м'из = мкак + Мо = 445 000 + 3 790 000 =
= 4 235 000 кгс-см.
Напряжения от этого момента
_ м'из _ 4235 000
а«з “ Ц7Х — 7280
= 580 кгс/см2.
В горизонтальной плоскости действуют изгибающие моменты от
сил инерции и ветровых нагрузок.
Усилие от ветровой нагрузки (стр. 305) для первого расчет-
ного случая
Рв = QFKx — 9-22,6 = 203 кгс,
где FKx — в данном случае площадь половины контура стрелы
(стр. 292).
Изгибающий момент от этого усилия
Миз.в = Рв-^~ = 203 = 193000 кгс-см.
Изгибающий момент от сил инерции груза
Ми.гР = Ри.гр^-= 1070 ^2. = 2040000 кгс-см.
Изгибающий момент от сил инерции стрелы (стр. 306)
Ми.х = 0,144 (З7,43 —/*) =
— 0,144 (37,43— 19,13) = 6450 кгс-м = 654 000 кгс-см.
Суммарный изгибающий момент
М'из = Миз. з + Ми. гр + Ми. х = 193 000 +
+ 2 040 000 + 654 000 = 2 887 000 кгс-см.
Напряжения от изгиба этим моментом
ЛГ„з 2 887 000 QQfi „2
Оиз = -j^r- = 7280— = 396 кгс/см2.
Суммарные напряжения в рассчитываемом сечении при действии
основных нагрузок
а = Осж + Оиз + виз = 209 + 580 + 396 =
= 1185 кгс/см2.
Допускаемые напряжения, согласно табл. 18, при заданном сред-
нем режиме [о] = 1 600 кгс/см2.
309
При расчете по основным и дополнительным нагрузкам (вто-
рой расчетный случай) изгибающие моменты от ветровых нагрузок
и сил инерции в рассматриваемом сечении будут равны (стр. 306):
М, = 15FKX = 15-22,6 = 224 000 кгс-см-,
<г/> = 2140^ = 4 060 000 кгс-см-,
М'их = 0,29(37,43 — /3) = 0,29(5,3-104 — 19,13) = 134 000 кгс-см.
Суммарный изгибающий момент
М«3 = м'„ + М’иер + М'их = 224 000 + 4 060 000 +
+ 134 000 = 5 624 000 кгс-см.
Напряжения от этого момента
" _ М“° _ 5 624 000
оаз— Wx — 280
= 775 кгс/см*.
Усилия и соответственно напряжения от веса поднимаемого груза
и собственного веса стрелы останутся теми же, что и для первого
расчетного случая.
Суммарные напряжения при действии основных и дополни-
тельных нагрузок.
оСум — Осж + Оиз + о из = 209 + 580 + 775 = 1564 кгс/см?.
Допускаемые напряжения для этого случая, согласно табл. 18,
[а] = 1800 кгс/см*.
Дополнительно стрелу проверяем на устойчивость, рассматри-
вая ее как стержень с одним закрепленным и другим свободным
концом.
Расчетная длина стержня
Lpac4 = 2L& = 2-38-1,02 = 77,5 м.
Здесь £ — коэффициент, учитывающий влияние конфигурации
стрелы и принимаемый в зависимости от отношения и 4-
(табл. 64), где Jmln — наименьший момент инерции сечения
стрелы (у ее основания).
В рассматриваемом случае -г- ~ ~г~ ~ ~ 0,47 (см. рис. 93)
и Ут1п _ 148 210 _02q ‘
/max “ 5Ю 000 “ °’29-
Радиус инерции среднего сечения /—I (см. рис. 90) стрелы
. 1/ /х 1/510000 сс с
t = — - V -w- = 66,5см
310
Таблица 64. Коэффициент g для расчета составных сжатых стержней
постоянного сечения при ширине, меняющейся по линейному закону [24]
Гибкость эквивалентного сплошного стержня
Х = =^ = Ц6.
I 66,5
Так как стрела выполнена решетчатой, при ее дальнейшем расчете
исходим из приведенной гибкости
^-/v + 27(A + ^) =
= 1/1|6’ + 27(Л^- + Л¥-) = 117'
где Fi и F2 — площади сечений пары ветвей с общими осями
XiXi и х2х2 (см. рис. 99);
fi и f2 — площади поперечных сечений раскосов, лежащих
в плоскостях, перпендикулярных осям xtXi
и х2х2 (стр. 312).
Наибольшая допустимая гибкость для основных сжатых
стержней по табл. 60 X = 120. Коэффициент уменьшения допу-
скаемых напряжений по табл. 20 при X — 117 <р = 0,48.
Величины напряжений, определенных из условий устойчи-
вости стрелы:
при действии основных нагрузок
° = -V- + а«з + О«э = S-+ 580 + 396 =
= 1411 кгс/см2 <$1600 кгс/см2,
311
при действии основных и дополнительных нагрузок
° = ПГ + + 580 + 775 =
= 1790 кгс/см2 < 1800 кгс/см2.
Расчет раскосов вертикальной и горизонтальной решеток стрелы.
В виде примера этот расчет рассмотрим для раскосов средней
секции стрелы. Раскосы этой секции выполнены из равнобоких
уголков 63x63x6. Площадь поперечного сечения уголка f =
= 7,28 см2, наименьший радиус инерции i = 1,24 см, угол |3
наклона раскосов на этом участке принят равным 45°.
Расчетная длина раскоса (см. рис. 99)
. h 2zq 1400 2-35,3 iftRO ял ял
1п = tfo— ~-----------тёо — 1оои ММ,
р cos 45 cos 45 *
где z0 — расстояние от центра тяжести до полки уголка, образу-
ющего сечение /—I,
Наибольшая гибкость по формуле (84)
Л----г - 1>24 - 1о2.
В зависимости от направления вращения стрелы раскосы
горизонтальной решетки работают на сжатие или растяжение.
Наибольшая допустимая гибкость этих раскосов по табл. 60
X = 200.
Вертикальные решетки нагружены собственным весом стрелы.
Наибольшие усилия будут иметь место в раскосах, расположенных
у сечения V—V (см. рис. 90).
Величина перерезывающей силы у этого сечения при положении
стрелы (см. рис. 101) на наибольшем вылете
Snep = (-у— gcl2^£o$a = (-^- — 210-io) cos 15° = 1840 кгс,
где /2 — расстояние от конца стрелы до сечения V—V,
Отбрасывая левую часть стрелы и проектируя силы на верти-
кальную ось сечения (см. рис. 99, б), определяем усилие в раскосе
s = Snp = *810 = 1300 кгс.
р 2 cos р 2 cos 45
Напряжения
Осж = А = 4™. = 179 кгс/см*.
Коэффициент уменьшения допускаемых напряжений при гиб-
кости Л = 152 по табл. 20 равен ср = 0,32. Допускаемые напряже-
ния из условия устойчивости
[а Г = [а 1<р = 1600-0,32 = 510 > 179 кгс/см*.
312
На горизонтальные решетки действуют нагрузки от сил инерции
и давления ветра. Наиболее напряженными в этом случае будут
раскосы, расположенные у сечения IV—IV, в конце рассматри-
ваемого участка.
Перерезывающая сила в этом сечении от силы инерции груза
при расчете по основным нагрузкам Ри,гр = 1070 кгс (стр. 306),
от силы инерции стрелы
Рих = 0,02 (1400 — /?) = 0,02 (1400 — 10,42) = 270 кгс.
Здесь lx — а + I cos а = 0,75 + 10 cos 15° = 10,4 м; где I —рас-
стояние от опорного шарнира стрелы до рассматриваемого сечения;
а — расстояние до этого шарнира от оси вращения крана.
Аналогично вычисляются и силы инерции при расчете по ос-
новным и дополнительным нагрузкам (стр. 306).
Расчетная перерезывающая сила
Snep = Ри.гр + Рих-\™ + 270 = 1340 кгс.
Поскольку величина этой силы менее принятой при расчете
вертикальных решеток, выполненных из тех же уголков, дальней-
ший расчет горизонтальной решетки не требуется.
Принятое расстояние между узлами решеток при угле наклона
раскосов |3 =45° равно /0 2h =2-1400 = 2800 мм (см. рис. 99).
Достаточность этого расстояния должна быть проверена из усло-
вия местной устойчивости основных уголков стрелы. Гибкость
этих уголков при их работе в сечении, показанном на рис. 99, а,
X = 117. Наименьший радиус инерции каждого из уголков по
ГОСТу i = 2,4 см.
Наибольшее допустимое расстояние между узлами решеток
из условия одинаковой гибкости уголков при работе в сплошном
сечении и на местный изгиб
ly = tk = 2,4-117 = 281 см > 280 см.
Расчет оттяжек (вант). В качестве оттяжек принят стальной
канат типа ТК конструкции 6x19+1 о. с. по ГОСТу 3070—55.
Принятое число оттяжек гот = 8, угол их наклона к горизонту
у = 23°45'. Расчет производим по наибольшему усилию, соответ-
ствующему рабочему давлению ветра рв = 25 кгс!м2 и положению
стрелы на наибольшем вылете.
Ветровая нагрузка на мачту
Рв = = 15-51,6 = 775 кгс,
где FKx — в данном случае площадь контура мачты (см. рис. 102).
Горизонтальная составляющая нагрузки на верхнюю опору
мачты (см. рис. 100)
н = Н' -I- + = 20900 4т -j- = 20 350 кгс.
313
В этой формуле Н' — горизонтальная составляющая натяжения
канатов стрелового полиспаста, определен-
ная по диаграмме рис. 100;
h' — плечо пары сил Н';
LM — расстояние между серединами опор мачты.
Моментом вертикальной составляющей опорного давления
в нижнем шарнире стрелы в данном случае пренебрегаем.
Наибольшее натяжение в оттяжке определяем из условия
с* Н l 20 350 ас til лл
5° “ соГу k° - cos 23° 45' 0,5 ” 11 100 /сгс’
где k0 — коэффициент распределения нагрузки между оттяжками:
при четырех оттяжках k0 =1, шести k0 =0,667 и восьми k0 =0,5.
Предварительное натяжение оттяжки принимаем равным
0,25 So. Соответственно расчетное усилие
Spac4 = 1,25S0 = 1,25-11 100 = 13 900 кгс.
Необходимое разрывное усилие каната по формуле (125) при
$расч =
Sp = Sn = 13 900-3,5 = 48 600 кгс,
где п — наименьший запас прочности, допустимый по правилам
Госгортехнадзора (см. табл. 31).
Исходя из этого усилия, выбираем канат диаметром d = 31 мм
с разрывным усилием Sp — 48 600 кгс и пределом прочности про-
волок ов — 160 кгс!мм2.
Расчет мачты. Расчетными нагрузками мачты для первого рас-
четного случая (действие основных нагрузок) являются собст-
венный вес GM = 11500кгс, ветровая нагрузка, вертикальная со-
ставляющая натяжения вант и натяжение каната стрелового по-
лиспаста Smax = 5150 кгс, направленное вдоль стрелы.
Изгибающим моментом от внецентренного приложения усилия
в стреле к нижнему опорному шарниру пренебрегаем.
Усилия от веса поднимаемого груза и веса стрелы определяем
из диаграммы рис. 100. Это усилие S3 = 18 000 кгс.
Вертикальная составляющая нагрузки на верхнюю опору
Se = н tg у = 20 350 tg 23°45' 9150 кгс.
Усилие в оттяжке от предварительного натяжения
SH = 0,25So = 0,25-11 100 = 2770 кгс.
Вертикальная составляющая этих натяжений, сжимающая стрелу,
So = Q,lzomSH sin у = 0,7-8-2770 sin 23°45' = 6200 кгс.
Коэффициент 0,7 учитывает разгрузку части вант при подъеме
груза.
3J4
Расчетное усилие, сжимающее мачту (без учета веса),
Spacu = S3 + Se + So + smax = 18 000 +
+ 9150 + 6200 + 5960 = 38 730 кгс.
Мачта также нагружена изгибающим моментом от ветровой на-
грузки Рв и моментом
Ми = Hhi = 20 350-90 = 1 845 000 кгс-см,
где Н — горизонтальное давление на верхнюю опору;
— плечо силы Н (см. рис. 100).
Дальнейший расчет мачты по заданным усилиям и моменту
аналогичен расчету стрелы.
Расчет ветровых нагрузок нерабочего состояния. Для опреде-
ления ветровой нагрузки на мачту, согласно стр. 14, она разбита
на три участка: два длиной по 20 м и третий 4 м (рис. 102).
Рис. 102. Схема к определению ветровых нагрузок на мачту
Ветровая нагрузка на первый участок
Wi = pelFi = 98-14,4 = 1410 кгс.
В этой формуле
Pei — расчетное давление на 1 л<2 поверхности: рв1 — qka =
= 70-1,4 =98 кгс!м2, где q — расчетный напор, принятый
по диаграмме рис. 1; ka — коэффициент аэродинамических
сопротивлений (см. стр. 14);
Fi — наветренная площадь первого участка (см. рис. 102):
Fi = (FKl + 0,5FK1)y = (24 + 0,5-24)0,4 = 14,4 м2, где
FKl — площадь контура первого участка: = 10 hl +
+h (20 - /0) = 10 + 1,4 (20 - 10) = 24 лг3; у - коэф-
фициент его заполнения (см. стр. 14).
Нагрузку Wi считаем приложенной в центре участка на
расстоянии 10 м от основания стрелы.
Ветровая нагрузка на второй участок длиной 20 м
= peiFt = 112-15,6 = 1750 кгс.
315
Здесь рв2 = 80-1,4 = 112 кгс/м2 — давление на 1 ж2, под-
считанное, как и для первого участка, исходя из положения его
центра на высоте h = 30 м (рис. 103); F2 = 15,6 м2 — наветрен-
ная площадь, подсчитана так же, как и для первого участка.
Аналогично определяется ветровая нагрузка и на концевой
участок длиной 4 м. Схема приложения ветровых нагрузок пока-
зана на рис. 103.
Ветровую нагрузку на стрелу в плоскости ее качания при поло-
жении ее на наименьшем вылете подсчитываем по площади проек-
ции ее контура на вертикальную плоскость, которую также
разбиваем на участки длиной по
20 м, согласно схеме, приведенной
на рис. 103.
Расчетная наветренная площадь
каждого участка
Ррасч = Ру sin а,
где F — площадь контура участка;
у — коэффициент заполнения;
а — угол наклона стрелы при
наименьшем вылете.
Расчетные площади участков
ррасч I = 13,9 Л2 и Fpac42 = 12,4 м2.
Ветровая нагрузка на первый
участок
= PpadPei = 13,9-98 = 1360 кгс;
Рис. 103. Схема приложения На ВТ0Р0Й УЧЗСТ0К
ветровых нагрузок к мачте и We2 = Fpac42pe2 = 12,4-112 =
стреле
= 1390 кгс.
Ветровая нагрузка на стрелу в плоскости, перпендикулярной
плоскости ее качания, при наибольшем вылете
We = Fp61 = 27,2-98 = 2670 кгс.
Подсчет этой нагрузки при наименьшем вылете аналогичен
приведенному выше для мачты.
Определение усилий и изгибающих моментов от ветровой на-
грузки нерабочего состояния в данном случае необходимо произ-
вести при наибольшем и наименьшем вылетах стрелы и направле-
нии ветра в плоскости качания стрелы и плоскости ей перпен-
дикулярной. Расчет производится по наибольшему из найденных
усилий.
11 1051
ПРИЛОЖЕНИЯ
СПРАВОЧНЫЕ ДАННЫЕ
К РАСЧЕТАМ
Таблица II
Таблица I
СО
со
Механические характеристики углеродистых
сталей групп А и В обыкновенного качества
(извлечение из ГОСТа 380—60)
Механические характеристики углеродистых конструкционных сталей
групп I и II
(извлечение из ГОСТа 1050—60)
Марки Предел текучести Предел прочно- сти Относительное удлинение в % не менее
стали кгс/мм2 б10 6s
Ст. 2 19—22 34—42 26 31
Ст. 3 21—24 38*—47 21—23 25—27
Ст. 4 24—26 42—52 19—21 23—25
Ст. 5 26—28 50—62 15—17 19—21
Ст. 6 30—31 60—72 11—13 14—16
Ст. 7 — 70—74 8—9 10—11
Примечания:
1. Сталь группы А поставляется по меха-
ническим свойствам, группы В — по меха-
ническим свойствам и химическому составу.
2. Предел текучести уточняется в зави-
симости от разряда проката, определяемого
его толщиной и профилем (подробнее см.
ГОСТ 380—60).
3. Относительное удлинение зависит от
предела прочности: меньшие значения отно-
сятся к большим пределам прочности.
4. Стали марок Ст. 1—Ст. 4 изготов-
ляются: кипящая (кп), 'полуспокойная (пс) и
спокойная (сп), сталь марок Ст. 6 и Ст. 7 —
полуспокойная и спокойная. Индексы, ука-
занные в скобках, добавляются к обозначениям
марок стали.
Относи- тельное удлине- ние 6 в % Предел текучести Предел выносливости
Марка стали Предел проч- ности кгс/ мм2 при растя- жении при изги- бе при круче- нии при растя- жении при изги- бе при круче- нии
кгс/мм2
10 34 31 21 (25) (13) 12—15 16—22 8—12
Юкп 32 33 19 — — — — —
20 42 25 25 (30) (16) 12—16 17—22 10—13
20кп 39 27 23 — — — — —
30 50 21 30 (36) (19) 17—21 20—27 11—14
35 54 20 32 (38) (20) 17—22 22—30 13—18
40 58 19 34 (41) (21) 18—24 23—32 14—19
45 61 16 36 (43) (23) 19—25 25—34 15—20
50 64 14 38 (45) -(24) 20—26 27—35 16—21
60 69 12 41 (49) (26) 22—28 31—38 18—22
ЗОГ 55 20 32 (48) (20) (20) (24) (12)
50Г 66 13 40 (48) (25) (24) (28) (15)
Примечания:
1. Группа I с нормальным, группа II с повышенным содержанием
марганца. В обоих случаях сталь поставляется по химическому составу
и механическим характеристикам.
2. Предел прочности, относительное удлинение и предел текучести
при растяжении указаны по ГОСТу 1050—60, остальные характеристики —
по литературным данным. В скобках поставлены данные, вычисленные по
формулам табл. 7.
3. Сталь 20 соответствует стали марки Ст. 3 по ГОСТу 380—60.
сталь 35 — стали Ст. 5 и сталь 45 — стали Ст. 6.
Таблица III
Механические свойства некоторых легированных качественных сталей
Марка - стали Термическая обработка образца Предел прочно- сти в кгс/мм2 Относи- тельное удлйне- нйе в в % Предел текучести Предел выносливости
при растяже- нии при изгибе при кручении при растяже- нии при изгибе при кручении
кгс/мм2
Сталь качестве иная рессор НО-п ру ж и н н а я (ГОСТ 2052—53)
60С2 Закалка в масле с по- следующим отпуском 130 5 120 (132) (72) — 50 30
60С2А То же 160 5 140 (154) (100) — (69) (35)
Ст аль низколегированная констр у К Ц И О 1 иная (извлечение из ГОСТ а 5058—57)
ЮХ’СНД — I 51—54 I 15—16 । 1 37—40 I — — ! 1 — — —
15ХСНД — 1 52 1 18 S 1 35 1 1 — 1 1 1 — I 1 — 1 1 —
С таль легированная маши ностроительная (извлечение из ГОСТа 4543—57)
40Х Закалка в масле с по- следующим отпуском 100 10 80 (93) (51) 24—34 32—48 21—26
40ХН Закалка в воде или масле с последующим отпуском 100 11 80 (93) (51) (38) (40—50) (23)
Примечания: 1. Наибольшие величины пределов прочности для стали 10ХСНД относятся к прокату толщиной от 4 до 32 лл, мень- шие — к толщине 33 — 40 мм. 2. Предел прочности, относительное удлинение и предел текучести при растяжении указаны по ГОСТу, остальные характеристики — по литературным данным. В скобках приведены данные, вычисленные по формулам табл. 7. 3. В обозначении сталей первые цифры указывают содержание углерода в сотых долях процента; буквы означают: С — кремний, X — хром, Д — медь, Н — никель.
Таблица IV
Механические свойства стальных фасонных отливок
из углеродистых и легированных сталей
Марка Предел прочно- сти в кгс/мм2 Относи- тельное удлине- ние 6 в % Предел текучести в кгс/мм2 Предел выносливости в кгс/мм2
при растя- жении не менее при изгибе при растяже- нии при изгибе
Отливки из у г л е р о д и с (ГОСТ ТОЙ СТ 977—58) а л и гр у п п II и III
15Л 40 24 20 (24) (14) (17)
20Л 42 22 22 (26) (15) (18)
25Л 45 19 24 (29) (16) (20)
ЗОЛ 48 17 26 (31) (17) (21)
35Л 50 15 28 (33) (18) (22)
40Л 53 14 30 (36) (19) (23)
45Л 55 12 32 (38) (20) (24)
50Л 58 11 34 (41) (21) (25)
55Л 60 10 35 (42) (22) (26)
Отливки из конструкционных легирован сталей (извлечение из ГОСТа 7832—55) н ы х
35ГЛ 60 14 35 (38) (21,5) (26)
40ХЛ 65 12 50 (55) (23,5) (28)
35ХГСЛ 80 10 60 (66) (29) (34,5)
Примечания:
1. Данные о пределах прочности и текучести при растяжении и относитель-
ном удлинении приняты по ГОСТу 977—58 (термическая обработка — нормали-
зация и отпуск) и ГОСТу 7832—55 (термическая обработка — закалка и отпуск),
остальные (поставлены в скобки) — вычислены по формулам табл. 7.
2. В обозначениях легированных сталей цифры обозначают содержание
углерода в сотых долях процента; Г — марганец, X — хром, С — кремний,
Л — литье. Более подробные сведения о марках легированного литья и режиме
термической обработки см. ГОСТ 7832—55.
Таблица V
Механические свойства отливок из серого чугуна
(по ГОСТу 1412-54)
Марка чугуна Пределы прочности в кгс/мм2 Пределы выносливости в кгс/мм2 Твердость по Бринелю
при растя- жении при изгибе при сжатии при растяже- нии при изгибе при кручении
СЧ 00 СЧ 12-28 12 28 Испытания не производятся | (4,8) | (6,2) | (5) | 143—229
320
Продолжение табл. V
Марка чугуна Пределы прочности в кгс!мм2 Пределы выносливости в кгс/ мм2 Твердость по Бринеллю
при растя- жении при изгибе при сжатии при растяже- нии при изгибе при кручении
СЧ 15-32 15 32 — (6) (7) (5,6) 163—229
СЧ 18-36 18 36 — (7,2) (7,9) (6,3) 170—229
СЧ 21-40 21 40 95 (8,4) (Ю) 8 170—241
СЧ 24-44 24 44 100 (9,6) 12 10 170—241
СЧ 28-48 28 48 ПО (Н.2) 14 11 170—241
СЧ 32-52 32 52 120 (12,8) 14 11 187-255
СЧ 35-56 35 56 120 (14) 15 11,5 197—269
СЧ 38-60 38 60 140 (15,2) 15 11,5 207—269
Примечания:
1. Данные о пределах прочности при изгибе и растяжении и твердости по
Бринеллю приняты по ГОСТу 1412—54. Предел прочности при сжатии и пределы
выносливости указаны по литературным данным. Характеристики, стоящие
в скобках, вычислены по формулам табл. 7.
2. Чугуны марок СЧ 28-48 и следующих получаются методом модификации,
графитизирующими присадками.
3. Механические свойства чугуна указаны для образцов диаметром 30 мм.
С увеличением диаметра заготовок до 200 мм механические свойства чугуна по-
нижаются на 17—30% (ббльшие цифры относятся к более прочным чугунам).
Подробнее см. ГОСТ 1412—54.
Таблица VI
Данные о применении материалов в краностроении
Марка материала Область применения
Сталь углеродистая обыкновенного качества (ГОСТ 380-60)
Ст. 0 Нерасчетные элементы: настилы, перила и т. п. в металлоконструкциях, ограждения, кожухи, подкладки, шайбы, втулки
Ст. 2 Заклепки в металлоконструкциях кранов
Ст. 3 Металлические конструкции кранов (расчетные элементы), сварные барабаны, болты, гайки, за- клепки
Ст. 4 Детали неответственных крановых передач, ва- лы, рычаги тормозов, Шестерни, болты, шпильки
Ст. б Шпонки, пальцы и штоки тормозов; шестерни (в неответственных передачах) при требовании боль- шой стойкости против истирания
?21
Продолжение табл VI
Марка материала Область применения
Сталь конструк Сталь 10 Сталь 20 Сталь 35 Сталь 45 Стали лети 40Х (ГОСТ 4543-57) 50Х (ГОСТ 4543—57) 40ХН (ГОСТ 4543-57) 65Г (ГОСТ 1050-60) 60С2 (ГОСТ 2052-53) 25Л (ГОСТ 977-58) 35Л (ГОСТ 977-58) 45Л (ГОСТ 977-58) 55Л (ГОСТ 977-58) 35ХГСЛ (ГОСТ 7832-55) СЧ 12-28 (ГОСТ 1412-54) СЧ 15-32 и СЧ 24-44 (ГОСТ 1412-54) СЧ 32-52 (ГОСТ 1412-54) ВЧ 60-2 (ГОСТ 7293—54) ционная углеродистая (ГОСТ 1050—60) Детали, подлежащие цементации или азотиро- ванию, замочные шайбы (соответствует стали мар- ки Ст. 2) Крюки, тяги, серьги, детали, подвергающиеся цементации или азотированию (соответствует стали марки Ст. 3) Тяги, серьги, траверсы, диски, болты и гайки ответственных деталей (соответствует стали марки Ст. 5) Основной материал, применяемый при изгото- влении большей части крановых деталей: шесте- рен, зубчатых колес (кованых или штампованных), осей, валов, траверс крюков, шпонок, гаек, крюков рованные и марганцовистые Тяжелонагруженные валы, оси, штоки, зубчатые шестерни и зубчатые муфты Валы, шестерни и другие детали, от которых тре- буется большая прочность и поверхностная твер- дость В особо ответственных случаях, при требовании высокой прочности, вязкости и износоустойчивости: шестерни, валы и т. п. Пружинные шайбы, неответственные пружины Ответственные пружины (пружины тормозов) Стальное литье Слабонагруженные детали, идущие в сварные узлы; кронштейны, блоки, корпуса редукторов, литые рамы Литые рамы, корпуса, стаканы для пружин,, тормозные рычаги, барабаны Зубчатые колеса, тормозные шкивы, колесные центры бандажированных колес Зубчатые колеса, тормозные шкивы, барабаны, ходовые колеса кранов Ответственные зубчатые колеса, ходовые колеса кранов и другие детали, от которых требуется вы- сокая прочность и хорошее сопротивление износу Чугун.ное литье Неответственные отливки: противовесы, грузы, корпуса малонагруженных подшипников Корпуса редукторов, барабаны, блоки, корпуса подшипников То же, при больших нагрузках и тяжелых усло- виях работы Корпуса талей, щеки тележек и корпуса редук- торов электроталей
Примечание. Подробнее о сталях, применяемых для металлокон- струкций кранов, см. в табл. 17.
322
Таблица VII
Эффективные коэффициенты концентрации для валов и осей
с выточками [2]
Коэффициенты концентрации
г 7 Г при изгибе ku3 D d прн кручении kKp
0в в кгс/мм9 в в в кгс/мм2
65 70 80 90 100 65 70 80 90 100
0 1,96 2,11 2,26 2,40 2,50
0,02 о 1,82 1,92 2,06 2,21 2,30 § 1,29 1,32 1,39 1,46 1,50
0,04 V/ 1,77 1,82 1,96 2,06 2,16 1,27 1,30 1,37 1,43 1,48
0,06 1,72 1,77 1,87 1,92 1,96 V/ 1,25 1,29 1,36 1,41 1,46
0,08 V 1,68 1,72 1,77 1,87 1,92 1,21 1,25 1,32 1,39 1,43
0,10 0,15 о 1,63 1,53 1,68 1,55 1,72 1,58 1,77 1,63 1,82 1,68 1,18 1,14 1,21 1,18 1,29 1,21 1,32 1,25 1,37 1,29
0 2,00 2,15 2,30 2,45 2,55 г—<
0,02 0,04 1 > - 1,85 1,80 1,95 1,85 2,10 2,00 2,25 2,10 2,35 2,20 V/ 1,37 1,35 1,41 1,38 1,50 1,47 1,59 1,55 1,64 1,62
0,06 1,75 1,80 1,90 1,95 2,00 1,32 1,37 1,46 1,52 1,59
0,08 V 1,70 1,75 1,80 1,90 1,95 V 1,27 1,32 1,41 1,50 1,55
0,10 <0 о 1,65 1,70 1,75 1,80 1,85 о 1,23 1,27 1,37 1,41 1,47
0,15 1,55 1,57 1,60 1,65 1,70 1,18 1,23 1,27 1,32 1,37
0 2,05 2,20 2,36 2,52 2,62 CN
0,02 1О 1,89 1,99 2,15 2,31 2,41 1,37 1,41 1,50 1,59 1,64
0,04 V/ 1,84 1,89 2,05 2,15 2,26 V/ 1,35 1,38 1,47 1,55 1,62
0,06 1,78 1,84 1,94 1,99 2,05 1,32 1,37 1,46 1,52 1,59
0,08 V 1,73 1,78 1,84 1,94 1,99 V 1,27 1,32 1,41 1,50 1,55
0,10 0,15 1,68 1,58 1,73 1,60 1,78 1,63 1,84 1,68 1,89 1,73 1,23 1,18 1,27 1,23 1,37 1,27 1,41 1,32 1,47 1,37
0 2,09 2,25 2,42 2,58 2,69
0,02 V/ 1,93 2,04 2,20 2,36 2,47 г—< 1,40 1,45 1,55 1,65 1,70
0,04 *-1 < 1,87 1,93. 2,09 2,20 2,31 V/ 1,38 1,42 1,52 1,60 1,68
0,06 1 1,82 1,87 1,98 2,04 2,09 1,35 1,40 1,50 1,57 1,65
0,08 V 1О 1,76 1,82 1,87 1,98 2,04 V 1,30 1,35 1,45 1,55 1,60
0,10 F—< 1,71 1,76 1,82 1,87 1,93 1,25 1,30 1,40 1,45 1,52
0,15 1,60 1,62 1,66 1,71 1,76 г—< 1,20 1,25 1,30 1,35 1,40
323
Таблица VI li
Эффективные коэффициенты концентрации для валов
и осей с галтелями [2]
D d г ~d Коэффициенты концентрации
при изгибе kua при кручении
О в в кгс/м,м? &в в кгс/мм2
50 60 70 80 90 100 70 80 90 100
0 2,32 2,50 2,71 1,52 1,63 1,72 1,83
0,02 1,84 1,96 2,08 2,20 2,35 2,50 1,36 1,41 1,45 1,50
0,04 1,60 1,66 1,69 1,75 1,81 1,87 1,24 1,27 1,29 1,32
<1,1 0,06 1,51 1,51 1,54 1,54 1,60 1,60 1,18 1,20 1,23 1,24
0,08 1,40 1,40 1,42 1,42 1,46 1,46 1,14 1,16 1,18 1,19
0,10 1,34 1,34 1,37 1,37 1,39 1,39 1,11 1,13 1,15 1,18
0,15 1,25 1,25 1,27 1,27 1,30 1,30 1,07 1,08 1,09 1,11
0,20 1,19 1,19 1,22 1,22 1,24 1,24 1,05 1,06 1,07 1,09
0 2,85 3,10 3,39 1,85 2,04 2,18 2,37
0,02 2,18 2,34 2,51 2,68 2,89 3,10 1,59 1,67 1,74 1,81
Свыше 1,1 До 1,2 0,04 1,84 1,92 1,97 2,05 2,13 2,22 1,39 1,45 1,48 1,52
0,06 1,71 1,71 1,76 1,76 1,84 1,84 1,30 1,33 1,37 1,39
0,08 1,56 1,56 1,59 1,59 1,64 1,64 1,22 1,26 1,30 1,31
0,10 1,48 1,48 1,51 1,51 1,54 1,54 1,19 1,21 1,24 1,26
0,15 1,35 1,35 1,38 1,38 1,41 1,41 1,11 1,14 1,15 1,18
0,20 1,27 1,27 1,30 1,30 1,34 1,34 1,08 1,11 1,12 1,15
0 3,20 3,50 3,85 — 2,15 2,40 2,60 2,85
0,02 2,40 2,60 2,80 3,00 3,25 3,50 1,80 1,90 2,00 2,10
0,04 2,00 2,10 2,15 2,25 2,35 2,45 1,53 1,60 1,65 1,70
Свыше 0,06 1,85 1,85 1,90 1,90 2,00 2,00 1,40 1,45 1,50 1,53
1,2 до 2 0,08 1,66 1,66 1,70 1,70 1,76 1,76 1,30 1,35 1,40 1,42
0,10 1,57 1,57 1,61 1,61 1,64 1,64 1,25 1,28 1,32 1,35
0,15 1,41 1,41 1,45 1,45 1,49 1,49 1,15 1,18 1,20 1,24
0,20 1,32 1,36 1,36 1,36 1,40 1,40 1,10 1,14 1,16 1,20
324
Таблица IX
Эффективные коэффициенты концентрации kU9 и kKp
для валов и осей со шпоночными канавками [2]
кгс/мм2 ^из кгс/мм2 ^кр
50 1,5 1,4 80 1,84 1,7
60 1,63 1,5 90 1,92 1,9
70 1,75 1,’б 100 2,00 2,1
При м е ч а н и е. — предел прочности материала.
Таблица X
Эффективные коэффициенты концентрации kU3 и khp
для валов и осей с поперечными отверстиями
кгс/мм2 Ьиз ^кр
а 0,05 <— < а <0,15 0,15 а < 0,25 а 0,05 < — С а < 0,25
1 V 1
70 80 90 100 2,0 2,02 2,12 2,35 1,8 1,82 1,9 2,1 1,75 1,83 1,9 2,0
Примечание од — предел прочно- сти материала.
Таблица XI
Коэффициенты концентрации в резьбах у мест нарезки на валах
Диаметр вала d в мм ^из ^кр Болты и стержни с нарезкой при растяжении (материал— углеродистая сталь)
20 30 40 50 60 80 100 120 и выше 1,7—2,9 1,9—3,3 2,0—3,7 2,1—4,0 2,3—4,3 2,5—4,6 ' 2,7—4,6 2,8—4,6 1,1—1,7 1,2—2,0 1,2-2,2 1,3—2,4 1,4—2,6 1,5—2,8 1,6-2,8 1,7—2,8
Способ получения резьбы kp при нарезке
дюймовой метрической
Нарезка Накатка 3,6—3,8 3,1—3,2 4,8—5,0 4,1—4,3
Примечание. Меньшие циф- ры относятся к сталям с пределом проч- ности од — 40-=-60 кгс/мм2, бдлыпие— к сталям с Од = 100 кгс/мм2. Примечание. С учетом масштабного фактора и чистоты по- верхности (принимать ем — гп = = 1).
325
939
слслофоослслслослслслслоо Диаметр каната в мм
0,65 0,7 0,85 0,9 0,95 и 1,2 1,25 1,4 1,55 1,6 1,75 1,8 2,0 2,2 центральной (1 проволока) Диаметры проволок в мм
0,6 0,65 1 0,75 0.8 0,85 1,0 1,1 1,15 1,3 1,40 1,45 1,55 1,65 1,8 2,0 1-го слоя (6 про- волок)
0,5 0,55 1 0,65 0,7 0,70 0,8 0,9 0,95 1,05 1,20 1,2 1,35 1,4 1,5 1,65 малого раз- мера (6 про- волок) 2-го слоя j
0,65 0,7 0,85 0,9 0,95 1,1 1,2 1,25 1,4 1,55 1,6 1,75 1,8 2,0 2,2 большого размера (6 проволок)
31,19 36,69 51,68 58,69 64,05 86,27 104,56 114,46 143,63 174,78 184,50 220,46 239,16 286,68 349,68 Площадь сечения всех проволок в ммг
29,10 34,23 48,22 54,75 59,76 80,5 97,5 106,8 134,0 163,1 172,1 205,7 223,1 267,4 326,2 Расчетный вес 100 м каната в кг
Ul4bwWN3N3N3»— И- — КЗООСЛООМО»,— МСЛЮ1©00МСЛ4ь ^оооооюсл»— слосл^ит-оотюоослоч ОООООСЛОСЛООСЛОООО суммарное всех прово- лок каната । Разрывное усилие в кгс 1 ё Расчетный предел прочности проволок при растяжении в кгс/ммг 1
3 960 4 670 6 585 7 480 8 165 10 9'50 13 300 14 590 18 250 22 280 23 500 28 ПО 30 450 36 550 44 550 каната в це- лом
Ul4bOoGJN3N3N3»— СЛСЛООСЛСОМКЭОООСОООООСЛД* tDOON3N3CntOtOWMOON3WN300tO OU1U1NOO)U1- О О 4b to 0)^4 10 ОООООСЛООООСЛОСЛОО суммарное всех прово- лок каната 160 |
15 ьоь 19 500 23 770 25 050 29 980 32 500 38 950 47 500 4b >— 00 M -4 4ь 4b Г — м *4 <£> О tO N3 СЛ OO00N3tO4b ООСЛОСЛ oo каната в це- лом
19 455 24 400 29 710 31 350 37 475 40 650 48 700 59 400 M 4ь О to 00 ф СЛ S (7) 00 to 4 IO W сл сл oo м oo w о оосл осп oo суммарное всех прово- лок каната 170
16 535 20 7GO 25 250 26 600 31 850 34 550 41 350 50 450 □1 NO to 00 M СЛ 4^ q 4b NO 4b NO СЛ СЛ СЛ СЛ -4 O) to о ООООСЛОО каната в це- лом
20 660 25 850 31 460 33 200 39 680 43 000 51 600 62 900 5 610 6 600 9 300 10 550 Il 525 15 500 18 800 суммарное всех прово- лок каната | 180
СЛ4ь WWN3N3N3<- W 00 00 00 •— 4bOOUi-4N3-JtOa СП СЛ СЛ N3 о 4ь СЛ •- OOOOIQOQC СЛ W to 00 *4 СЛ 4b to — *4 to to "4 слоюро’-О) ООСЛ ОСЛ oo каната в це- лом
”2174 5 27 250 33 205 35 050 41 885 45 400 54 450 66 400 5 920 6 970 9 820 11 150 12 170 16 350 19 850 суммарное всех прово- лок каната 1 190 1
OOOOQltOOOOOOOOOOOtOOOQlCn 4bN3QiO>*4N3*-4bOOOOW4bOOtOO ОСЛСЛ ОСЛ МСЛ ООСЛСЛДЧДЮ W ооооослоооослослоо каната в це- лом
Стальные канаты типа ЛК-Р 6x19+1 о. с. диаметром 8,8—30,5 мм
(извлечение из ГОСТа 2688—55)
Таблица XIII
Стальные канаты типа ТЛК-0 диаметром 15—30 мм
(извлечение из ГОСТа 3079—55)
ПияМРТП пповолок и та 3 Расчетный предел прочности проволоки при растяжении в кге/мм*
в мм о § 140 | 1 150 1 I 160 I по | 180 1 190
6 6 сх 6 к я Я« та Разрывное усилие i з кгс
<в К «S с с ю с та та^ та та . та • н * н > та । та
та Я о S СО 12 та п ф и та я О та и 2 я о та та я та та та ° ° я я о. та я о» о та я ф се) та о о я я
о. я к к 2) Я 3 та о о я ж cl та та о о я ж а. та та я О. та та о я о. та о я о. та я
та S та S Ч та ь я го ело лок) го ело •лок) го ело •лок) лоща; >оволс зечетн тэта шмар] ех п] ж в к та н та я S шмар] :ех п ж в к та та Я S О.Е я S * и S та О та та я S шмар :ех п ж в к та та Я S шмар ;ех п ж в к та та Я S шмар :ех п ж в к та та я S
Ы £ т о г-, М 1 о OJ и т о со та С Е а. Я о и Ч я ч Q М Ч Я ч та й Ч я ч та та ч я ч та о Ч Я ч та и Ч •я ч
15,0 0,8 0,75 0,55 0,8 85,61 80,0 11 950 10 150 12 800 10 850 13 650 11 600 14 550 12 350 15 400 13 050 16 250 13 800
17,0 0,9 0,85 0,6 0,9 106,90 99,9 14 950 12 700 16 000 13 600 17 100 14 500 18 150 15 400 19 200 16 300 20 300 17 250
19,0 1,0 0,95 0,7 1,0 135,53 126,6 18 950 16 100 20 300 17 250 21 650 18 400 23 050 19 550 24 350 20 650 25 750 21 800
20,5 1,1 1,05 0,8 1,1 167,65 156,6 23 450 19 900 25 100 21 300 26 800 22 750 28 500 24 200 30 150 25 600 31 850 27 050
22,5 1,2 1,15 0,85 1,2 196,91 183,9 27 550 23 400 29 500 25 050 31 500 26 750 33 450 28 400 35 400 30 050 37 400 31 750
24,5 1,3 1,25 0,9 1,3 228,91 213,8 32 000 27 200 34 300 29 150 36 600 31 100 38 900 33 050 41 200 35 000 43 450 36 900
26,0 1,4 1,35 1,0 1,4 269,97 252,1 37 750 32 050 40 450 34 350 43 150 36 650 45 850 38 950 48 550 41 250 51 250 43 550
28,0 1,5 1,4 1,05 1,5 302,34 282,4 42 300 35 950 45 350 38 500 48 350 41 050 51 350 43 600 54 400 46 200 57 400 48 750
30,0 1,6 1,5 1,1 1,6 341,82 319,2 47 850 40 650 51 250 43 550 54 650 46 450 58100 49 350 61500 5 2 250 64 900 55 150
Таблица XIV
328
Номинальные размеры и характеристика однорогих крюков
(по данным ГОСТа 6627—63)
Номе- ра крю- ков Грузоподъемность в тс не более Номинальные размеры в мм Вес теоретический в кгс
Крюки ДЛЯ машин и меха- низмов с ручным приводом Крюки для машин и механизмов с машинным приводом режимов D b h d da L l не менее 11 /2 Я Ra Rb
Тип A Тип Б Тип А Тип Б
легкого и среднего тяжелого и весьма тяжелого
1 До 0,4 | До 0,32 До 0,25 20 14 12 \ 18 15 12 Ml 2 60| 125 30 20 10 31 111 11 0,16 | 0,24
2 0,5 0,4 0,32 22 16 13 21 15 12 М12 65 135 30 20 10 4 12 12 0,20 0,30
3 0,63 0,5 0,4 25 18 15 24 18 15 М14 70 145 35 20 12 4 13 13 0,32 0,47
4 0,8 0,63 0,5 30 22 18 26 20 17 Ml 6 85 160 45 25 15 5 14 14 0,45 0,65
5 1,0 0,8 0,63 32 22 20 28 20 17 М16 90 170 45 25 16 5,5 16 16 0,55 0,75
6 1,25 1,0 0,8 36 26 22 32 25 20 М20 100 180 50 30 18 5,5 18 18 0,8 1,2
7 1,6 1,25 1,0 40 30 24 36 25 20 М20 ПО 195 60 30 20 6 20 20 1,0 1,5
8 2,0 1,6 1,25 45 36 26 40 30 25 М24 125 210 60 35 22 6 30 22 1,5 2,0
9 2,5 2,0 1,6 50 38 30 45 35 30 М27 145 240 70 40 25 7 36 25 2,4 3,2
10 3,2 2,5 2,0 55 40 34 52 35 30 МЗО 155 285 85 45 30 8 38 28 3,0 4,0
11 4,0 3,2 2,5 60 45 38 55 40 35 МЗЗ 175 330 85 50 32 9 42 30 4,2 6,0
12 5,0 4,0 3,2 65 50 40 65 45 40 М36 190 375 95 55 34 9 45 35 5,4 8,0
13 6,3 5,0 4,0 75 55 48 75 52 45 М42 210 425 105 60 38 10 50 40 8,2 11,5
14 8,0 6,3 5,0 85 65 54 82 56 50 М48 230 475 130 70 42 12 60 45 11,2 15
15 10,0 8,0 6,3 95 75 60 90 62 55 М52 260 520 140 75 48 13 65 50 15,5 21
1$ 12,5 10 8,0 ПО 85 65 100 68 60 М56 280 580 150 80 55 13 75 55 22,5 30
17 16 12,5 10 120 90 75 115 80 70 М64 325 640 180 90 60 14 84 62 29,5 40
18 20 16 12,5 130 100 80 130 85 75 Трап70Х 10 360 700 190 95 65 16 90 70 40 52
19 — 20 16 150 120 90 150 95 85 Трап80Х 10 420 760 210 100 75 18 105 75 55 70
20 — 25 20 170’ 130 102 164 НО 100 Трап90Х 12 470 820 250 115 80 20 120 100 84 105
21 — 32 25 190 145 115 184 125 ПО Трап 100Х12 525 875 285 130 95 23 135 ПО 115 140
22 — 40 32 210 160 130 205 135 120 Трап 110X12 590 940 310 140 100 25 150 120 154 185
23 — 50 40 240 180 150 240 160 140 Трап 120Х 16 660 1000 340 150 120 30 170 130 230 275
24 — 63 50 270 205 165 260 170 150 Трап 140Х16 725 1050 400 175 135 35 190 140 319 350
25 — 80 63 300 230 190 290 190 170 Трап 160X16 800 1100 400 190 150 38 210 150 480 545
26 — 100 80 320 250 200 320 200 180 Трап 170Х16 860 1175 480 205 160 40 230 265 561 630
Примечания:
1. Дополнительные данные по построению профиля крюка и допуски см. ГОСТ 6627—63, технические условия на изго-
товление крюков даны в ГОСТе 2105—64.
2. Крюки типа А — короткие, типа Б — удлиненные. По требованию заказчика допускается в технически обоснованных
случаях изготовление крюков с длиной заготовок L, превышающей значения, указанные в таблице.
Таблица XV
Номинальные размеры и характеристика двурогих крюков
(по данным ГОСТа 6628—63)
Номера крюков Грузоподъем- ность в тс Номинальные размеры в мм Вес крюка в кгс
D Ь h d di do L 1 /1 R Rd Тип А Т ип Б
Тип А Тип Б
1 5 60 35 18 60 56 50 M48 230 475 70 50 10 65 8 12
2 6,3 70 40 20 70 62 55 M52 260 520 75 55 10 80 11 16,5
3 8 80 45 22 75 68 60 M56 280 580 80 60 10 90 14 21
4 10 90 50 25 85 80 70 M64 325 640 90 70 15 100 20 29,5
5 12,5 100 60 30 95 85 75 Трап 70X10 360 700 95 80 15 115 28 39
6 16 115 65 32 110 95 85 Трап 80x10 420 760 100 85 15 125 41 55
7 20 125 75 38 120 110 100 Трап 90x12 470 820 115 95 18 135 60 78
8 25 145 85 42 140 125 100 Трап 100X12 525 875 130 115 20 160 90 112
9 32 160 95 48 150 135 120 Трап 110X12 590 940 140 130 22 175 126 155
10 40 180 105 52 170 160 140 Трап 120X16 660 1000 150 140 22 200 159 206
11 50 200 115 58 180 170 150 Трап 140X16 725 1050 175 165 25 220 228 265
12 63 220 130 65 210 190 170 Трап 160X18 800 1100 190 180 25 240 302 357
13 80 250 150 75 235 200 180 Трап 170x16 860 1175 205 200 30 265 400 471
14 100 280 165 85 270 220 200 Трап 180x20 900 1200 230 210 35 300 530 620
Примечания:
1. Крюки типа Б — удлиненные, типа А — короткие. По требованию заказчика
допускается в технически обоснованных случаях изготовление крюков с длиной
заготовок L, превышающей величины, указанные в таблице.
2. Дополнительные данные по построению профиля крюка и допуски на раз-
меры см. РОСТ 6628—63; технические условия на изготовление крюков приведены
в ГОСТе 2105—64.
Таблица XVI
Габаритные размеры (в мм)
и техническая характеристика
крановых рельсов
(извлечение из ГОСТа 4121—62)
Обозначение рельса Площадь по- перечного се- чения В CJW2 b Ь, &2 h ftl R Положение центра тяже- сти У в см Момент инер • ции Jx в см* Момент со- противления Wx наимень- ший в см3 Вес 1 м рель- са в кгс
КР-70 КР-80 КР-100 КР-120 67,30 81,13 113,32 150,44 70 80 100 120 76,5 87 108 129 120 130 150 170 120 130 150 170 32,5 35 40 45 400 400 450 500 5,93 6,43 7,60 8,43 1081,99 1547,40 2864,73 4923,79 178,12 235,52 387,12 574,54 52,70 63,52 88,73 117,89
Таблица XVII
Радиальные и радиально-упорные шарикоподшипники
для валов диаметром 25—60 мм
Ь
Условное обозна- чение подшип- ника Габаритные размеры по ГОСТу в мм Ориентировочные расчетные данные [6]
d D b Шарики Коэффи- циент работо- способно- сти С Вес в кгс
Количе- ство Z Диаметр d в мм
Радиальные подшипники (извлечение из ГОСТа 8338—57)
Легкая серия
205 25 52 15 9 7,94 16 000 0,12
206 30 62 16 9 9,52 22 000 0,19
207 35 72 17 9 11,11 30 000 0,27
331
Продолжение табл. XVII
Условное обозна- чение подшип- ника Габаритные размеры по ГОСТу в мм Ориентировочные расчетные данные [6]
d D b Шарики Коэффи- циент работо- способно- сти с Вес в кг
Количе- ство Z Диаметр d в мм
208 40 80 18 9 12,7 39 000 0,37
209 45 85 19 9 12,7 39 000 0,42
210 50 90 20 10 12,7 42 000 0,47
211 55 100 21 10 14,29 52 000 0,58
212 60 110 22 10 15,88 62 000 0,77
С редняя серия [
305 25 62 17 7 11,51 27 000 0,23
306 30 72 19 8 12,30 33 000 0,35
307 35 80 21 7 14,29 40 000 0,44
308 40 90 23 8 15,08 48 000 0,63
309 45 100 25 8 17,46 57 000 0,83
310 50 НО 27 8 19,05 72 000 1,08
311 55 120 29 8 20,46 84 000 1,37
312 60 130 31 8 22,23 94 000 1,71
Радиально-упорные подшипники (извлечение из ГОСТа 831—6 .2)
Средняя серия (тип 46000)
46305 25 62 17 10 11,51 31 000 0,22
46306 30 72 19 11 12,30 38 000 0,35‘
46307 35 80 21 11 14,29 46 000 0,42
46 308 40 90 23 12 15,08 57 000 0,63
46 309 45 100 25 11 17,46 70 000 0,88
46 310 50 ПО 27 11 19,05 80 000 1,08
46 311 55 120 29 12 20,64 100 000 1,37
46312 60 130 31 12 22,23 112 000 1,71
Тяжелая серия (тип 46 000)
46 405 25 80 21 8 16,67 52 000 0,51
46 406 30 90 23 10 16,67 60 000 0,77
46 407 35 100 25 10 18,26 71 000 0,92
46 408 40 НО 27 10 20,64 88 000 1,20
46 409 45 120 29 10 23,02 112 000 1,70
46 410 50 130 31 10 24,61 119 000 2,10
46 411 55 140 33 10 26,99 135 000 2,30
46 412 60 150 35 11 26,99 145 000 3,50
332
Таблица XVIII
Упорные однорядные подшипники средней серии
для валов диаметром 25—120 мм
(по ГОСТу 6874—54)
Условное обозна- чение подшип- ника Габаритные размеры по ГОСТу в мм Ориентировочные расчетные данные [6]
d D Н di Шарики Коэффи- циент работо- способно- сти С Вес в кгс
Диаметр Коли- чество Z
8305 25 52 18 25,2 9,52 11 39 000 0,18
8306 30 60 21 30,2 11,11 11 50 000 0,27
8307 35 68 24 35,2 11,9 12 62 000 0,39
8308 40 78 26 40,2 13,49 12 78 000 0,55
8309 45 85 28 45,2 14,29 13 90 000 0,69
8310 50 95 31 50,2 15,88 13 108 000 1,00
8311 55 105 35 55,2 18,26 13 140 000 1,34
8312 60 НО 35 60,2 18,26 14 140 000 1,43
8313 65 115 36 65,2 19,05 14 158 000 1,57
8314 70 125 40 70,2 20,64 14 182 000 2,10
8315 75 135 44 75,2 22,23 14 210 000 2,70
8316 80 140 44 80,2 22,23 13 210 000 2,80
8317 85 140 49 85,2 25,40 14 250 000 3,70
8318 90 155 50 90,2 25,40 14 260 000 3,90
8320 100 170 55 100,2 26,99 13 280 000 5,10
8322 110 190 63 110,2 31,75 13 350 000 7,90
8324 120 210 70 120,2 35,72 13 420 000 10,90
333
Таблица XIX
Конические однорядные роликоподшипники легкой
и средней широких серий для валов диаметром 60—100 мм
(извлечение из ГОСТа 333—59)
Условное обозначе- ние подшипника Габаритные размеры по ГОСТу в мм Ориентировочные расчетные данные [6]
d D b с Т Ролики (наи- больший диа- метр) dp Длина 1 Количество Z Коэффициент работоспо- собности с Вес в кгс
наиболь- шая л X 0) s S л 2 к 3
7512 60 ПО 28 Л € 24 ‘ г к а 30 ясе 29,5 ! р И Я 12,2 23 18 152 000 1,10
7513 65 120 31 27 33 32,5 14,1 23,5 17 176 000 1,48
7514 70 125 31 27 33,5 33 14,1 23,5 19 182 000 1,56
7515 75 130 31 27 33,5 33 14,1 23,5 19 188 000 1,62
7516 80 140 33 28 35,5 35 15,4 25 19 220 000 2,00
7517 85 150 36 30 39 38 16,3 27 18 260 000 2,50
7518 90 160 40 34 43 42 18 29,6 18 310 000 3,30
7519 95 170 45,5 37 46 45 19,5 35,8 18 380 000 4,00
7520 100 180 46 39 49,5 48,5 19,5 35,4 19 390 000 5,10
7612 60 130 47,5 С р 39 е д н 49 я я с 48 е р и я 18,1 35,3 14 300 000 2,80
7613 65 140 48 41 51,5 50,5 18,1 35,3 15 320 000 3,40
7614 70 150 51 43 54,5 53,5 21 37,4 13 380 000 4,10
7615 75 160 55 46,5 58,5 57,5 22,5 41,6 14 440 000 5,0
7616 80 170 59,5 49 62 61 23 45,3 15 500 000 5,9
7617 85 180 60 50,5 64 63 23 45,3 16 540 000 6,9
7618 90 190 66,5 53,5 68 67 27 50,8 14 630 000 8,1
7619 95 200 67 57 72 71 27 50,8 15 670 000 9,5
7620 100 215 73 61,5 78 77 29,3 55,2 15 800 000 12,0
334
Таблица XX
Габаритные размеры (в мм) и техническая характеристика
зубчатых муфт для непосредственного соединения валов (тип М3)
диаметром 25—160 мм
(извлечение из ГОСТа 5006—55)
Номера муфт Диаметры, мм Крутящий мо- мент, кгс-м наи- больший Число оборотов в минуту наи- большее D D, В** 1 с е Вес в кгс Маховой момент кгс-м2
d d* К
не б юлее
1 40 38 71 6300 170 НО 34 55 2,5 12 10,2 0,12
2 50 55 140 5000 185 125 34 70 2,5 12 14,3 0,21
3 60 55 315 4000 220 150 40 85 2,5 18 24,0 0,42
4 75 75 560 3350 250 175 40 105 2,5 18 38,0 0,85
5 90 95 800 2800 290 200 50 115 5 25 57,0 1,80
6 105 — 1180 2500 320 230 50 125 5 25 80,0 2,80
7 120 120 1900 2120 350 260 50 140 5 30 110,0 4,60
8 140 150 2360 1900 380 290 50 160 5 30 163,0 8,30
9 160 * Наибо. Толщи 3000 ЛЬШИЙ 1 на флаг 1700 деаметр ща (см. 430 КОЙИЧ' рис. 1 330 еской габл. ] 50 расточ! <Х1). 165 КИ СТУ1 5 пицы. 30 187,0 14,2
335
Таблица XXI
Габаритные размеры (в мм)
и техническая характеристика
зубчатых муфт
для соединения валов
диаметром 25—160 мм
с применением промежуточного
вала (муфты типа МЗП)
(извлечение из ГОСТа 5006—55)
ера муфт Диаметры в мм тящий мо- ' кгс-м наи- .ший ло оборотов инуту наи- .шее D D3 В 1 с не менее Вес комп- лекта кгс Махо- вой момент кгс-м2
d di
2 О X не более О Л S \о Чис. р м боль не более
1 40 60 71 6300 170 но 95 34 55 2,5 20,5 0,24
2 50 70 140 5000 185 125 НО 34 70 2,5 31,0 0,47
3 60 90 315 4000 220 150 145 40 85 2,5 51,0 0,87
4 75 100 560 3350 250 175 170 40 105 2,5 76,0 1,8
5 90 120 800 2800 290 200 190 50 115 5,0 115,0 3,5
6 105 130 1180 2500 320 230 210 50 125 5,0 170,0 6,0
7 120 150 1900 2120 350 260 240 50 140 5,0 218,0 10,0
8 140 170 2360 1900 380 290 270 50 160 5,0 337,0 16,5
9 160 190 3000 1700 430 330 280 50 165 6,0 355,0 20,5
Таблица XXII
Размеры зацеплений (в мм) стандартных
зубчатых муфт с прямолинейной образующей
зубьев (извлечение из ГОСТа 5006—55)
Номера муфт Наибольший мо- мент, переда- ваемый муфтой, в кгс-м Модуль tn в мм Число зубьев Z Ширина зуба Ь Толщина зуба Si
1 71 2,5 30 12 3,65
2 140 2,5 38 15 3,65
3 315 3 40 20 4,35
4 560 3 48 25 4,35
5 800 3 56 25 4,35
6 1 180 4 48 30 5,83
7 1 900 4 56 35 5,83
8 2 360 4 62 35 5,83
9 3 000 6 46 35 8,91
10 5 000 6 56 40 8,91
11 7 100 8 48 45 11,92
12 10 000 8 54 50 11,92
13 15 000 10 48 60 14,91
14 20 000 10 54 65 14,91
15 25 000 10 58 70 14,91
16 37 500 12 56 75 17,80
17 56 000 12 64 90 17,80
18 75 000 12 72 90 17,80
19 100 000 12 80 100 17,80
Примечание. Допуски ние см. ГОСТ 5006—55. на зацепле-
Таблица XXIII
Габаритные размеры (в мм) и техническая характеристика
зубчатых муфт с тормозными шкивами
L
Диаметр тормозного шкива в мм Наибольший крутящий момент, передаваемый муфтой кгс-м Зубча- тое зацеп- ление D В L 1 d h Вес муфты в кгс Маховой момент GD*M кгс-м2
модуль m в мм число зубьев %, |
200 300 400 500 70 320 575 860 2,5 3,0 3,0 3,0 30 40 48 56 170 220 250 290 95 145 185 205 170 232,5 297 325 112 123—145 158—189,5 185 40—55 40—55 55 65 50—69,5 50—69,5 60-89,5 90 55 85 105 115 15,8 41 86,5 132,2 0,30 1,85 5,40 14,00
Таблица XXIV
Габаритные размеры (в мм) и техническая характеристика
упругих втулочно-пальцевых муфт с тормозным шкивом
Диаметр тормозного шкива DT мм В d Dr L I Число пальцев Вес в кгс Маховой момент кгс-м2
200 70 40 115 100 80 4 7,6 0,3
250 90 40 135 100 80 4 14,0 0,7
300 90 50 170 130 НО 6 21,5 1,4
400 120 60 210 160 ПО 6 41,0 5,0
337
Таблица XXV
Габаритные размеры (в мм) и характеристика одноступенчатых редукторов
с цилиндрическими колесами
Тип редуктора Характеристика передач Передаточное число i А В С Н L / d /1 di
Номер испол- нения Число зубь- ев Z 3- * 8 л ч 5 Ширина зу- ба в мм
РГП-250 I II III IV 75/24 79/20 83/16 85/14 5 5 5 5 100 100 100 100 3,12 3,95 5,19 6,07 250 250 250 250 253 253 253 253 145 145 145 145 250 250 250 250 495 495 495 495 670 670 670 670 240 240 240 240 40 40 40 40 193 193 193 193 45 45 45 45
Г —350 I II III IV 69/30 83/16 85/14 86/13 7 7 7 7 140 140 140 140 2,3 5,19 6,07 6,62 350 350 350 350 320 320 320 320 220 220 220 220 400 400 400 400 730 730 730 730 970 970 970 970 410 322 400 365 60 60 70 60 295 400 350 400 80 80 80
Примечание. Угол наклона зуба 0 — 8° 6' 34", отношение <р = =4—
Таблица XXVI
Техническая характеристика и габаритные размеры (в мм)
тормозных электромагнитов переменного тока типа МО
для короткоходовых тормозов
Тип электро- магнита Момент ♦ в кгс-см Угол пово- рота а град Момент веса якоря кгс-см Плечо штока Переме- щение штока Работа оттормажи- вания ** кгс-см
40% ПВ 100% пв мм
МО-ЮОБ МО-200Б МО-ЗООБ 55 400 1000 30 200 400 7,5 5,5 5,5 5 36 92 22 40 46 3 4,2 4,7 7,2/3,9 37,8/18,9 96/38,4
Примечание. Электромагниты изготовляются на напряжение 220, 380 и 500 в. Электромагнит МО-ЗООБ предполагается заменить гидротолкате- лем ТГ-50 завода Сибэлектротяжмаш. * Без момента от веса якоря. ♦* При 40 и 100% ПВ.
338
Продолжение табл. XXVI
Таблица XXVII
Технические данные тормозных электромагнитов
переменного тока типа КМТ для длинноходовых тормозов
Тип электро- магнита Тяговое усилие кгс Вес якоря кгс Максималь- ный ход якоря мм Допустимое число включений в час при 40% ПВ Работа оттормажи- вания кгс-см
КМТ-ЗА 35 12,5 50 500 175
КМТ-4А 70 24,0 50 400 350
КМТ-6А 115 46,0 60 350 690
КМТ-7А 140 52,0 80 275 1120
Примечания: 1. Вес поднимаемого груза равен тяговому усилию за вычетом веса якоря. 2. Электромагниты изготовляются на напряжение 220/380 и 500 в и рас- считаны на работу в повторно-кратковременном режиме при 40% ПВ.
339
Таблица XXVIII
Техническая характеристика асинхронных крановых электродвигателей
серий МТК и МТКВ с короткозамкнутым ротором
Тип электродвига- теля Мощность Nd и число оборотов Пд в мин Максимальный момент, кгс-м Пусковой мо- мент, кгс-м Маховой момент GD\ , кгс-м2 Р tynped Вес, кгс
15% ПВ 25% ПВ 40% ПВ
Nd Пд Nd Пд Nd Пд
С и н х р ОНИ о е число оборотов 1000 об!мин
МТК011-6 1,7 775 1,4 840 1,1 885 4,2 4,2 0,08 2,6 47
МТК012-6 2,7 760 2,2 830 1,8 870 6,7 6,7 0,11 2,6 53
МТК1Н-6 4,3 825 3,5 875 2,8 905 10,5 10,5 0,18 2,7 70
МТКП2-6 6,3 825 5,0 875 4,2 900 16,0 16,0 0,26 2,9 80
МТК211-6 9,5 835 7,5 880 6,0 910 22,0 21,0 0,44 2,7 ПО
МТКВ311-6 14,0 850 11,0 900 9,0 920 34,0 33,0 0,85 2,8 155
МТКВ312-6 20,0 865 16,0 900 13,0 925 52,0 50,0 1,20 3,0 195
МТКВ411-6 27,0 910 22,0 935 17,0 950 65,0 65,0 1,90 2,8 255
МТКВ412-6 37,0 910 30,0 935 24,0 950 88,0 88,0 2,55 2,8 315
С и 1 я хр они о е 750 число оборотов об!мин
МТКВ311-8 9,0 635 7,5 670 6,0 690 29,0 28,0 1,1 2,6 155
МТКВ312-8 14,0 650 11,0 680 8,5 700 47,0 45,0 1,55 3,0 195
МТКВ411-8 20,0 670 16,0 685 13,0 700 67,0 65,0 2,15 2,9 255
МТКВ412-8 28,0 670 22,0 690 17,0 705 90,0 87,0 3,0 2,9 315
МТКВ511-8 35,0 695 28,0 710 22,0 720 120,0 115,0 4,3 3,1 430
МТКВ512-8 46,0 690 37,0 705 28,0 720 160,0 155,0 5,7 3,1 530
Приме теля при 25% ч а н и ПВ. 1 е‘ ^пред ' — предельный коэффициент перегрузки двига-
340
Таблица XXIX
Габаритные размеры крановых электродвигателей
серии МТК с короткозамкнутым ротором (в мм)
Габарит электро- двигателя L ^3 Lq L7 /
ОН 415,5 200 60 202,5 64,5 60 230
012 450,5 240 60 217,5 64,5 60 230
111 484,5 240 60 228,5 86,5 80 290
112 524,5 285 60 246 86,5 80 290
211 586 306 70 263 118,5 НО 320
311 637 320 80 277,5 118 НО 350
312 712 380 80 322,5 118 НО 350
411 749 395 85 336 147 140 440
412 824 480 85 368,5 147 140 440
511 860 480 НО 396 150,5 140 500
512 960 480 НО 456 150,5 140 500
Габарит электро- в3 в, С С2 d d4 Н h
двигателя
011 50 118 90 75 25 19 313 125
012 50 118 90 95 25 19 313 125
111 60 134 НО 95 35 19 343 140
112 60 134 ПО 117,5 35 19 343 140
211 65 156,5 122,5 121,5 40 23 393 170
311 75 180 140 160 50 23 451 190
312 75 180 140 160 50 23 451 190
411 90 211 165 167,5 65 27 524 225
412 90 211 165 210 65 27 524 225
511 100 236 190 155 70 34 572 250
512 100 236 190 195 70 34 572 250
Примечание. Электродвигатели габаритов 011—312 изготовляются
с цилиндрическими концами валов, а габаритов 411—512 — с коническими кон-
цами.
341
Таблица XXX
Техническая характеристика асинхронных
крановых электродвигателей серий МТ и МТВ
с фазовым ротором
Тип электродвигателя Мощность Nd и в число оборотов мин Маховой момент ротора GD“ 1 в кгс-м2 Максимальный момент в кгс-м * * о. е э- Вес в кгс
15% П В 25% ПВ 40% П В
Пд Nd Пд Nd Пд
С И Н X р О Н Н ( ) е ч И С Л ( ) о С ) О Р О' Г О в 1000 об/мин
МТ011-6 1,7 845 1,4 885 1,1 915 0,09 3,5 2,3 51
МТ012-6 2,7 855 2,2 885 1,8 920 0,12 5,5 2,3 58
МТ111-6 4,3 870 3,5 905 2,8 930 0,20 8,7 2,3 76
МТ 112-6 6,3 895 5,0 920 4,2 935 0,27 12,5 2,3 88
МТ211-6 9,5 915 7,5 935 6,3 950 0,46 19,5 2,4 120
МТВ311-6 14,0 930 11,0 950 9,0 960 0,90 32,0 2,7 170
МТВ312-6 20,0 945 16,0 960 13,0 970 1,25 46,0 2,8 240
МТВ411-6 27,0 955 22,0 965 17,0 975 2,0 62,0 2,8 280
МТВ412-6 37,0 960 30,0 970 24,0 975 2,7 85,0 2,8 345
С и н х j )ОНН о е 1 ч и с л О О 1 б о р о Т О в 750 об/мун
МТВ311-8 9,5 675 7,5 695 6,0 710 1,1 26,5 2,4 170
МТВ312-8 14,0 695 11,0 710 8,5 720 1,55 43,0 2,8 240
МТВ411-8 20,0 700 16,0 710 13,0 720 2,15 62,0 2,8 280
МТВ412-8 28,0 705 22,0 715 17,0 725 3,0 84,0 2,8 345
МТВ511-8 37,0 715 30,0 720 23,0 730 4,3 115,0 2,8 460
МТВ512-8 50,0 720 4Q,0 725 31,0 730 5,7 155,0 2,9 560
Синх р о н н о е ч и с л о о б о р о T О Е i 600 об/мин
МТВ61Ы0 55,0 568 45,0 575 36,0 581 17,0 230,0 3,0 860
МТВ612-10 75,0 572 60,0 578 48,0 582 21,0 305,0 3,0 1020
МТВ613-10 * 100,0 574 80,0 580 65,0 584 25,0 405,0 3,0 1180
МТВ711-10 125,0 580 100,0 584 80,0 588 41,0 470,0 2,8 1550
МТВ712-10 155,0 582 125,0 587 100,0 590 51,0 580,0 2,8 1700
МТВ713-10 200,0 582 160,0 587 125,0 590 60,0 750,0 2,8 1900
♦ При 60% ПВ 43 квт, Пд == 590 qOImuh. ♦♦ tynped — предельный коэффициент перегрузки двигателя при 25% ПВ.
342
Таблица XXXI
Габаритные размеры крановых
асинхронных электродвигателей с фазовым ротором
серий МТ и МТВ (в мм)
Габарит электродви- гателя L Li ^6 1 l7 в» в< С С2 d н h
011 515,5 200 202,5 60 64,5 230 50 133 90 75 25 19 313 125
012 550,5 240 217,5 60 64,5 230 50 133 90 95 25 19 313 125
111 583,5 240 228,5 80 86,5 290 60 137 ПО 95 35 19 313 140
112 623,5 285 246 80 86,5 290 60 137 ПО 117,5 35 19 343 140
211 700,5 306 263 110 118,5 320 65 158 122,5 121,5 40 23 393 170
311 748 320 277,5 110 118 350 75 176 140 130 50 23 451 190
312 823 380 322,5 110 118 350 75 176 140 160 50 23 451 190
411 877 395 336 140 147 440 90 198 165 167,5 65 27 524 225
412 952,5 480 368,5 140 147 440 90 198 165 210 65 27 524 225
511 1011 400 396 140 150 500 100 212 190 155 70 34 572 250
512 1111 480 456 140 150 500 100 212 190 195 70 34 572 250
611 1152 446 409 170 189 650 120 320 260 172,5 90 40 764 315
612 1252 546 459 170 189 650 120 320 260 222,5 90 40 764 315
613 1347 640 507 170 189 650 120 320 260 270 90 40 764 315
711 1423 580 523 210 230 790 145 383 320 220 ПО 46 923 400
712 1493 650 558 210 230 790 145 383 320 255 ПО 46 923 400
713 1573 730 598 210 230 790 145 383 320 295 ПО 46 923 400
Примечание. Электродвигатели габаритов 011—312 изготовляются с цилиндрическими концами валов и габаритов 411—713 с коническими концами.
343
Таблица XXXII
Техническая характеристика и габаритные размеры (в мм)
тормозов с гидротолкателями
Тип тормоза Размеры шкива в мм Тормозной момент в кгом Мощность двигате- ля в квт Вес в кгс
Диаметр D Ширина наиболь- ший наимень- ший
ТКТГ200 ТКТГ400 ТКТГ500 ТКТГ600 ТКТГ700 ТКТГ800 200 400 500 600 700 800 95 185 205 250 290 330 3 000 15 000 25 000 50 000 80 000 125 000 1 000 5 000 12 500 25 000 55 000 75 000 0,05 0,18 0J8 0,40 0,40 0,40 49 178 248 435 605 845
Тип тормоза А В С Е F fl Л1 h2 Л3 ^5 0 01
ТКТГ200 ТКТГ400 ТКТГ500 ТКТГ600 ТКТГ700 ТКТГ800 622,5 967 1202 1428 1582,5 1837,5 90 180 200 240 280 320 350 340 410 500 610 700 154 200 200 268 268 268 302 470 630 715 805 990 235 385 460 585 625 695 170 320 400 475 550 600 135 250 315 380 430 480 170 275 350 420 470 545 411 662 793 945 1083 1216 120 : 90 100 126 150 180 60 90 100 126 150 180
Примечание. Необходимый тормозной момент в пределах его значе- ний, указанных в таблицах, регулируется путем изменения натяжения пружины тормоза при его установке на кран. Тормоза выбираются непосредственно по требуемому тормозному моменту
ЛИТЕРАТУРА
1. Правила устройства и безопасной эксплуатации грузоподъемных кранов.
Обязательны для всех предприятий и организаций, проектирующих, изготовля-
ющих и эксплуатирующих грузоподъемные краны, поднадзорные Госгортехнад-
зору. Утверждены Госгортехнадзором РСФСР в 1964 г. М., «Недра», 1965.
2. Расчеты крановых механизмов и деталей подъемно-транспортных машин
(Всесоюзный научно-исследовательский институт подъемно-транспортного маши-
ностроения). М., Машгиз, 1959.
3. Технические условия на проектирование мостовых электрических кранов
(Всесоюзный научно-исследовательский институт подъемно-транспортного ма-
шиностроения). М., Машгиз, 1960.
4. Инструкция по надзору за изготовлением подъемных сооружений на
предприятиях, подконтрольных Госгортехнадзору. РСФСР Комитет по надзору
за безопасный ведением работ в промышленности и горному надзору. М., 1964.
5. Александров М. П. Тормоза подъемно-транспортных машин
М., Машгиз, 1958.
6. Бейзельман Р. Д., Ципкин Б. В. Подшипники качения.
Справочник, М., Машгиз, 1959.
7. Богуславский П. Е. Металлические конструкции грузоподъем-
ных машин и сооружений. М., Машгиз, 1961.
8. В а й н с о н А. А. Зубчатые передачи кранов. М., Машгиз, 1945.
9. Виссман К. Расчет и конструирование крановых зубчатых колес
ОНТИ НКТП. М.—Л., 1935.
10. Г о х о е р г М. М. Металлические конструкции кранов. Расчет с учетом
явлений усталости. М.—Л., Машгиз, 1959.
11. Гохберг М. М. Металлические конструкции подъемно-транспорт-
ных машин. Машиностроение, М.— Л., 1964.
12. Детали машин. Сборник материалов по расчету и конструированию.
М., Машгиз, 1951.
13. Дукельский А. И. Портовые и судовые грузоподъемные машины
Л., изд-во «Морской транспорт», 1960.
14. Казак С. А. Усилия и нагрузки в действующих машинах. Москва—
Свердловск, Машгиз, 1960.
15. К и с т ь я н Я. Г. Методика расчета зубчатых зацеплений на прочность.
М., Машгиз, 1954.
16. К и ф е р Л. Г., А б р а м о в и ч И. И. Грузоподъемные машины
Ч. I. М., Машгиз, 1957.
17. Комаров А. А. Динамика грузоподъемных машин. Москва-^Киев,
Машгиз, 1962.
345
18. Ланг А. Г., М а з о в е р И. С., М а й з е л ь В. С. Портальные краны.
Расчет и конструирование. М.—Л., Машгиз, 1962.
19. М е к л е р А. Г. Электрооборудование подъемно-транспортных машин.
М., изд-во «Машиностроение», 1965.
20. П е н ь к о в С. И. Расчет допускаемых напряжений в судовом машино-
строении. Л., Судпромгиз, 1951.
21. Пономарев С. Д., Би.ндерман В. Л. и др., Расчеты на
прочность в машиностроении. М.» Машгиз, 1956—1959.
22. Подшипники качения. Каталог—справочник. Центральный институт
научно-технической информации по автоматизации и машиностроению Госкоми-
тета по машиностроению при Госплане СССР. М., 1964.
23. Спицина И. О.,Зорина 3. Методика расчета зубчатых зацепле-
ний подъемно-транспортных машин. М., Машгиз, 1957.
24. Справочник по кранам под редакцией А. И. Дукельского. М.—Л.,
Машгиз, 1962—1963.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие .............................. 3
Раздел первый
ОБЩИЕ УКАЗАНИЯ К РАСЧЕТАМ
Глава I. Принципы расчета крановых конструкций.................... 5
1. Вводные замечания ....................................... —
2. Режим работы............................................. 6
3. Расчетные нагрузки ..................................... 10
4. Допускаемые напряжения и запасы прочности............... 15
5. Расчетное число нагружений ............................. 23
6. Электродвигатели ....................................... 29
7. Металлические конструкции............................... 35
Глава II. Данные к расчету деталей крановых механизмов......... 40
1. Зубчатые передачи ....................................... —
2. Червячные передачи...................................... 48
3. Валы и оси ............................................. 49
4. Подшипники качения ..................................... 52
5. Подшипники скольжения................................... 56
6. Соединительные муфты ................................. 57
7. Детали подвески груза................................... 58
8. Ходовые колеса ......................................... 60
9. Тормозные устройства.................................... 62
Раздел второй
РАСЧЕТЫ КРАНОВ
Глава I. Расчет механизма подъема электрического мостового крана
грузоподъемностью 10 тс ............................................ 66
1. Краткое описание крана и характеристика рассчитываемого
механизма ................................................... —
2. Полиспаст .................................................. 70
3. Выбор двигателя и расчет передаточного числа механизма ... 74
4. Расчетные нагрузки и расчетное число циклов................. 77
5. Расчет зубчатых передач..................................... 78
6. Расчет валов ............................................... 91
7. Расчет подшипников редуктора................................ 95
8. Узел барабана .............................................. 97
9. Соединительная муфта между двигателем и редуктором ... 101
10. Расчет подвески крюка...................................... 106
И. Расчет тормоза............................................. 114
Глава II. Расчет механизма передвижения тележки электрического
мостового крана грузоподъемностью 10 тс............................ 126
1. Краткая характеристика рассчитываемого механизма .... —
2. Выбор двигателя и определение передаточного числа механизма 128
3. Расчетные нагрузки и расчетное число циклов ............... 133
4. Расчет зубчатых передач ................................... 135
5. Расчет валов редуктора............................ 140
6. Расчет подшипников редуктора .............................. 145
7. Узел приводных колес ...................................... 148
8. Соединительные муфты ...................................... 155
9. Расчет тормоза....................'......................... —
347
Глава III. Расчет моста электрического мостового крапа грузоподъем-
ностью 10 тс..................................................... 157
1. Краткое описание конструкции моста........................ —
2. Расчет механизма передвижения моста.................... 161
3. Металлическая конструкция моста......................... 171
Глава IV. Расчет электрической кран-балки с тельфером грузоподъем-
ностью 3 тс............................................... 188
1. Краткая характеристика ................................... —
2. Расчет механизма передвижения ........................... 191
3. Расчет металлической конструкции........................ 194
Глава V. Расчет консольного крана грузоподъемностью 3 тс .... 199
1. Краткая характеристика крана ............................. —
2. Выбор двигателя и определение передаточного числа механизма
передвижения моста........................................... 203
3. Расчетные нагрузки и расчетное число нагружений передач ме-
ханизма передвижения краца................................... 207
4. Расчет зубчатых передач механизма передвижения моста . . 209
5. Узел ходовых колес мобта . . . ‘........................ 213
6. Расчет тормоза механизма передвижения моста............. 219
Глава VI. Расчет настенного поворотного крана с постоянным выле-
том грузоподъемностью 1,25 тс.................................... 223
1. Краткая характеристика крана.............................. —
2. Расчет механизма подъема груза.......................... 227
3. Выбор двигателя и определение передаточного числа механизма
поворота................................................... 231
4. Определение расчетных нагрузок и расчетного числа нагру-
жений деталей механизма поворота .......................... 235
5. Расчет зубчатых передач механизма поворота ........ 237
6. Расчет фрикциона ....................................... 244
7. Расчет валов механизма поворота......................... 248
8. Опоры валов механизма поворота......................... 251
9. Тормоз механизма поворота............................... 255
10. Расчет металлической конструкции........................ 256
Глава VII. Расчет свободностоящего поворотного крана с тележкой
грузоподъемностью 3 тс .......................................... 267
1. Краткая характеристика крана.......................... . —
2. Уравновешивание веса поворотной части и расчет общей устой-
чивости крана............................................... 270
3. Расчет механизма передвижения тележки................... 272
4. Расчет механизма поворота .............................. 275
5. Расчет опорных подшипников колонны крана................ 279
Глава VIII. Расчет вантового мачтово-стрелового крана грузоподъем-
ностью 15 тс..................................................... 289
1. Краткая характеристика крана.............................. —
2. Определение размеров стрелы и расчет стрелового полиспаста 291
3. Выбор двигателя и определение передаточного числа механизма
изменения вылета.......................................... 294
4. Расчетные нагрузки и расчетное число нагружений меха-
низма изменения вылета..................................... 299
5. Определение размеров зубчатых передач и тормозного момента
механизма изменения вылета ................................ 301
6. Расчет металлической конструкции крана.................. 304
Приложения. Справочные данные к расчетам .................. 317
Литература ....................................................... 345