Книга
← К списку книгЗагрузка разделов…
активнаАктивные записи участвуют в каталоге и синках. Неактивная книга скрыта, но не удалена из базы.
Книга
ПРЕДИСЛОВИЕ
Настоящее учебное пособие-результат многолетней преподавательской деятельности авторов на кафедре подъемно-транспортных машин и роботов Уральского политехнического института им. С. М. Кирова.Данное пособие рассчитано на студентов всех видов обучения специальности «Подъемно-транспортные машины и оборудование» высших технических учебных заведений, рабочие планы которых предусматривают выполнение семестровых курсового проек та по грузоподъемным машинам общего назначения (ГПМ) и курсовой работы по строительной механике и металлоконструкциям 11 о д ве м но- гра нсш) ртпых машин (СМ ПТМ).Положения данного пособия могут быть использованы при курсовом проектировании по специальным кранам, при выполнении студенческой научно-исследовательской и дипломной работ или дипломного проекта.Многие специальности механико- машиностроительных и технологических факультетов втузов в своих учебных планах имеют курсовое проектирование по ПТМ, в состав которых входят, как известно, и ГПМ. Поэтому пособие может быть использовано при выполнении соответствующих курсовых проектов и работ.В книге изложены методика и порядок проектирования механизмов и металлоконструкций ГПМ. В отличие от многих других работ подобного типа в ней уделено много вниманияНастоящее учебное пособие-результат многолетней преподавательской деятельности авторов на кафедре подъемно-транспортных машин и роботов Уральского политехнического института им. С. М. Кирова.Данное пособие рассчитано на студентов всех видов обучения специальности «Подъемно-транспортные машины и оборудование» высших технических учебных заведений, рабочие планы которых предусматривают выполнение семестровых курсового проек та по грузоподъемным машинам общего назначения (ГПМ) и курсовой работы по строительной механике и металлоконструкциям 11 о д ве м но- гра нсш) ртпых машин (СМ ПТМ).Положения данного пособия могут быть использованы при курсовом проектировании по специальным кранам, при выполнении студенческой научно-исследовательской и дипломной работ или дипломного проекта.Многие специальности механико- машиностроительных и технологических факультетов втузов в своих учебных планах имеют курсовое проектирование по ПТМ, в состав которых входят, как известно, и ГПМ. Поэтому пособие может быть использовано при выполнении соответствующих курсовых проектов и работ.В книге изложены методика и порядок проектирования механизмов и металлоконструкций ГПМ. В отличие от многих других работ подобного типа в ней уделено много вниманияметодике проектирования: конструированию, компоновке, расчетам, оформлению чертежей и спецификаций в соответствии с Единой системой конструкторской документации (ЕСКД). Кроме предварительных и проверочных расчетов введены также уточненные расчеты, когда в силовых трансмиссиях учитываются упругоколебательные и ударные процессы, нелинейные характеристики приводных систем, переменность некоторых при- веденных параметров.Поскольку в настоящее время широко применяются методы автоматизированного проектирования машин, авторы сочли необходимым в содержание данного пособия включить соответствующую главу.Научно-технический прогресс, резкое повышение производительности труда, существенное увеличение производства средств механизации и автоматизации подъемно-транспортных, погрузочно-разгрузочных и складских работ в целях значительного сокращения сферы применения ручного, малоквалифицированного и тяжелого физического труда обусловили широкое применение сбалансированных манипуляторов. Ввиду этого в пособии изложены особенности их проектирования.Для оценки работоспособности механизмов и металлоконструкций привлекаются не только статические и кинетостат ическис. но и умругоди- памические критерии. Учтена флуктуация (рассеивание случайно!"о характера) механических свойств комет-методике проектирования: конструированию, компоновке, расчетам, оформлению чертежей и спецификаций в соответствии с Единой системой конструкторской документации (ЕСКД). Кроме предварительных и проверочных расчетов введены также уточненные расчеты, когда в силовых трансмиссиях учитываются упругоколебательные и ударные процессы, нелинейные характеристики приводных систем, переменность некоторых при- веденных параметров.Поскольку в настоящее время широко применяются методы автоматизированного проектирования машин, авторы сочли необходимым в содержание данного пособия включить соответствующую главу.Научно-технический прогресс, резкое повышение производительности труда, существенное увеличение производства средств механизации и автоматизации подъемно-транспортных, погрузочно-разгрузочных и складских работ в целях значительного сокращения сферы применения ручного, малоквалифицированного и тяжелого физического труда обусловили широкое применение сбалансированных манипуляторов. Ввиду этого в пособии изложены особенности их проектирования.Для оценки работоспособности механизмов и металлоконструкций привлекаются не только статические и кинетостат ическис. но и умругоди- памические критерии. Учтена флуктуация (рассеивание случайно!"о характера) механических свойств комет-
Настоящее учебное пособие-результат многолетней преподавательской деятельности авторов на кафедре подъемно-транспортных машин и роботов Уральского политехнического института им. С. М. Кирова.
Данное пособие рассчитано на студентов всех видов обучения специальности «Подъемно-транспортные машины и оборудование» высших технических учебных заведений, рабочие планы которых предусматривают выполнение семестровых курсового проек та по грузоподъемным машинам общего назначения (ГПМ) и курсовой работы по строительной механике и металлоконструкциям 11 о д ве м но- гра нсш) ртпых машин (СМ ПТМ).
Положения данного пособия могут быть использованы при курсовом проектировании по специальным кранам, при выполнении студенческой научно-исследовательской и дипломной работ или дипломного проекта.
Многие специальности механико- машиностроительных и технологических факультетов втузов в своих учебных планах имеют курсовое проектирование по ПТМ, в состав которых входят, как известно, и ГПМ. Поэтому пособие может быть использовано при выполнении соответствующих курсовых проектов и работ.
В книге изложены методика и порядок проектирования механизмов и металлоконструкций ГПМ. В отличие от многих других работ подобного типа в ней уделено много внимания
Настоящее учебное пособие-результат многолетней преподавательской деятельности авторов на кафедре подъемно-транспортных машин и роботов Уральского политехнического института им. С. М. Кирова.
Данное пособие рассчитано на студентов всех видов обучения специальности «Подъемно-транспортные машины и оборудование» высших технических учебных заведений, рабочие планы которых предусматривают выполнение семестровых курсового проек та по грузоподъемным машинам общего назначения (ГПМ) и курсовой работы по строительной механике и металлоконструкциям 11 о д ве м но- гра нсш) ртпых машин (СМ ПТМ).
Положения данного пособия могут быть использованы при курсовом проектировании по специальным кранам, при выполнении студенческой научно-исследовательской и дипломной работ или дипломного проекта.
Многие специальности механико- машиностроительных и технологических факультетов втузов в своих учебных планах имеют курсовое проектирование по ПТМ, в состав которых входят, как известно, и ГПМ. Поэтому пособие может быть использовано при выполнении соответствующих курсовых проектов и работ.
В книге изложены методика и порядок проектирования механизмов и металлоконструкций ГПМ. В отличие от многих других работ подобного типа в ней уделено много внимания
методике проектирования: конструированию, компоновке, расчетам, оформлению чертежей и спецификаций в соответствии с Единой системой конструкторской документации (ЕСКД). Кроме предварительных и проверочных расчетов введены также уточненные расчеты, когда в силовых трансмиссиях учитываются упругоколебательные и ударные процессы, нелинейные характеристики приводных систем, переменность некоторых при- веденных параметров.
Поскольку в настоящее время широко применяются методы автоматизированного проектирования машин, авторы сочли необходимым в содержание данного пособия включить соответствующую главу.
Научно-технический прогресс, резкое повышение производительности труда, существенное увеличение производства средств механизации и автоматизации подъемно-транспортных, погрузочно-разгрузочных и складских работ в целях значительного сокращения сферы применения ручного, малоквалифицированного и тяжелого физического труда обусловили широкое применение сбалансированных манипуляторов. Ввиду этого в пособии изложены особенности их проектирования.
Для оценки работоспособности механизмов и металлоконструкций привлекаются не только статические и кинетостат ическис. но и умругоди- памические критерии. Учтена флуктуация (рассеивание случайно!"о характера) механических свойств комет-
методике проектирования: конструированию, компоновке, расчетам, оформлению чертежей и спецификаций в соответствии с Единой системой конструкторской документации (ЕСКД). Кроме предварительных и проверочных расчетов введены также уточненные расчеты, когда в силовых трансмиссиях учитываются упругоколебательные и ударные процессы, нелинейные характеристики приводных систем, переменность некоторых при- веденных параметров.
Поскольку в настоящее время широко применяются методы автоматизированного проектирования машин, авторы сочли необходимым в содержание данного пособия включить соответствующую главу.
Научно-технический прогресс, резкое повышение производительности труда, существенное увеличение производства средств механизации и автоматизации подъемно-транспортных, погрузочно-разгрузочных и складских работ в целях значительного сокращения сферы применения ручного, малоквалифицированного и тяжелого физического труда обусловили широкое применение сбалансированных манипуляторов. Ввиду этого в пособии изложены особенности их проектирования.
Для оценки работоспособности механизмов и металлоконструкций привлекаются не только статические и кинетостат ическис. но и умругоди- памические критерии. Учтена флуктуация (рассеивание случайно!"о характера) механических свойств комет-
рукционных материалов и внешних действующих нагрузок. Для количественной оценки надежности деталей механизмов использованы вероятностно-статистические методы.Поскольку многие методики подобных расчетов имеют большое значение для создания надежного и экономичного оборудования, они могут оказаться полезными инженерно-техническим работникам, занимающимся проектированием и модернизацией ГПМ.Большинство методик и подходов к расчетам и конструированию, приведенных в данном пособии, в той или иной мере опубликованы.рукционных материалов и внешних действующих нагрузок. Для количественной оценки надежности деталей механизмов использованы вероятностно-статистические методы.Поскольку многие методики подобных расчетов имеют большое значение для создания надежного и экономичного оборудования, они могут оказаться полезными инженерно-техническим работникам, занимающимся проектированием и модернизацией ГПМ.Большинство методик и подходов к расчетам и конструированию, приведенных в данном пособии, в той или иной мере опубликованы.Материал пособия подготовили следующие авторы: С. А. Казак-предисловие, введение, гл. 1, 8. § 12.6, заключение; Е. С. Кузнецов-гл. 2. 4, § 12.1, 12.2, 12.4, 12.7; Ю. В. Навар- ский-гл. 3, 5, $ 12.3, 12.5; В. Е. Ду- сье-гл. 6, § И.1-11.3, 12.8; Г. Г. Ко- жушко и С. А. Кокшаров-ГЛ. 7; М. А. Г урин] - гл. 9; Л. В. Стоцкая- гл. 10, § 11.4-11.7 и Приложения.Ограниченный объем пособия не позволил осветить все вопросы проектирования ГПМ в равной степени подробно. Поэтому авторы будут благодарны читателям за все критические замечания и пожелания.Материал пособия подготовили следующие авторы: С. А. Казак-предисловие, введение, гл. 1, 8. § 12.6, заключение; Е. С. Кузнецов-гл. 2. 4, § 12.1, 12.2, 12.4, 12.7; Ю. В. Навар- ский-гл. 3, 5, $ 12.3, 12.5; В. Е. Ду- сье-гл. 6, § И.1-11.3, 12.8; Г. Г. Ко- жушко и С. А. Кокшаров-ГЛ. 7; М. А. Г урин] - гл. 9; Л. В. Стоцкая- гл. 10, § 11.4-11.7 и Приложения.Ограниченный объем пособия не позволил осветить все вопросы проектирования ГПМ в равной степени подробно. Поэтому авторы будут благодарны читателям за все критические замечания и пожелания.
рукционных материалов и внешних действующих нагрузок. Для количественной оценки надежности деталей механизмов использованы вероятностно-статистические методы.
Поскольку многие методики подобных расчетов имеют большое значение для создания надежного и экономичного оборудования, они могут оказаться полезными инженерно-техническим работникам, занимающимся проектированием и модернизацией ГПМ.
Большинство методик и подходов к расчетам и конструированию, приведенных в данном пособии, в той или иной мере опубликованы.
рукционных материалов и внешних действующих нагрузок. Для количественной оценки надежности деталей механизмов использованы вероятностно-статистические методы.
Поскольку многие методики подобных расчетов имеют большое значение для создания надежного и экономичного оборудования, они могут оказаться полезными инженерно-техническим работникам, занимающимся проектированием и модернизацией ГПМ.
Большинство методик и подходов к расчетам и конструированию, приведенных в данном пособии, в той или иной мере опубликованы.
Материал пособия подготовили следующие авторы: С. А. Казак-предисловие, введение, гл. 1, 8. § 12.6, заключение; Е. С. Кузнецов-гл. 2. 4, § 12.1, 12.2, 12.4, 12.7; Ю. В. Навар- ский-гл. 3, 5, $ 12.3, 12.5; В. Е. Ду- сье-гл. 6, § И.1-11.3, 12.8; Г. Г. Ко- жушко и С. А. Кокшаров-ГЛ. 7; М. А. Г урин] - гл. 9; Л. В. Стоцкая- гл. 10, § 11.4-11.7 и Приложения.
Ограниченный объем пособия не позволил осветить все вопросы проектирования ГПМ в равной степени подробно. Поэтому авторы будут благодарны читателям за все критические замечания и пожелания.
Материал пособия подготовили следующие авторы: С. А. Казак-предисловие, введение, гл. 1, 8. § 12.6, заключение; Е. С. Кузнецов-гл. 2. 4, § 12.1, 12.2, 12.4, 12.7; Ю. В. Навар- ский-гл. 3, 5, $ 12.3, 12.5; В. Е. Ду- сье-гл. 6, § И.1-11.3, 12.8; Г. Г. Ко- жушко и С. А. Кокшаров-ГЛ. 7; М. А. Г урин] - гл. 9; Л. В. Стоцкая- гл. 10, § 11.4-11.7 и Приложения.
Ограниченный объем пособия не позволил осветить все вопросы проектирования ГПМ в равной степени подробно. Поэтому авторы будут благодарны читателям за все критические замечания и пожелания.
Авторы
ВВЕДЕНИЕ
Грузоподъемные машины - высокоэффективное средетво комплексной механизации и автоматизации подъем- ио-транспоргных, погрузочно-разгрузочных и складских (ПРТС) работ. Применение таких машин уменьшает объем использования тяжелых ручных операций и способствует резкому повышению производительноети труда. Автоматизация ГПМ позволяет включить ее в поточную линию, а универсальность использования --сделать составным элементом гибкого автоматизированного производства.
Курсовое проектирование ГПМ, основываясь на практике ранее выполнявшихся студентом графических и расчетных работ по черчению, начертательной геометрии, теории механизмов и машин, деталям машин, призвано выработать навыки проектирования машины в целом и тем самым закончить общеинженерную подготовку будущего специалиста.
Практическая самостоятельная ра
бота студента над темой курсового проекта будет эффек i явной только в том случае, если обучающийся твердо усвоит основные теоретические положения ранее изучавшегося лекционного материала, успешно выполнит расчетный (желательно с применением ЭВМ в диалоговом режиме) и лабораторный практикумы (рекомендуется применение статистической обработки экспериментальных данных). Курсовое проектирование способствует практическому закреплению ранее приобретенных знаний и навыков.
Вместе с этим курсовое проектирование вводит студента, в круг вопросов, которые он будет изучать в будущих спецдисциплинах. Характер работы в процессе курсового проектирования позволяет решать задачи студенческой научно-исследователь- ской работы. Хорошо подготовленные студенты могут выполнять реальные проекты, выдвигаемые производством.
Глава 1
ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИЯ
Цели и задачи курсового проектирования
Основная цель курсового проектирования - обучение основам конструирования сложной машины, закрепление, углубление и обобщение знаний, приобретенных студентом при изучении теории дисциплин «Грузоподъемные машины» (ГПМ) и «Строительная механика и металлоконструкции подъемно-транспортных машин» (СМ ПТМ). За время курсового проектирования студент должен получить навыки конструирования сложной сборочной единицы.
Приступая к курсовому проектированию ГПМ, студент уже имеет опыт расчетно-графических работ, выполненных им при изучении начертательной геометрии, технического черчения, теории механизмов и машин, деталей машин и других предметов. Он уже должен понимать принципиальное отличие данного курсового проекта от предшествовавших. Если раньше он проектировал детали и обособленные сборочные единицы, то здесь он впервые сталкивается с проектированием всей машины, состоящей из нескольких взаимосвязанных механизмов и металлоконструкций.
В чем же состоят особенности проектирования машин? Здесь уже нельзя рассматривать сборочные единицы обособленно одну от другой, как эго делалось студентом раньше. Нужно все время помнить об их взаимосвязи-изменение конструкции или параметров одной сборочной единицы влечет за собой, как правило, со
ответствующее изменение конструкции и параметров других сборочных единиц, входящих в состав данной машины.
Вместе с гем проект по ГПМ является и первым проектом по специальности, подго тавливая с туцента к выполнению более сложных курсовых и дипломного проектов или работ. Студент знакомится с различными конструкциями машин, являющихся средством комплексной механизации и автоматизации погрузочно-разгрузочных и транспортно-складских (ПРТС) работ, углубляет свои знания и навыки в методах учета динамических процессов (как детерминированными, так и статистическими способами) при нагружениях механизмов и несущих металлоконструкций, совершенст вуется в использовании нормативной, учебно-методической, научно-технической и справочной литературы [ГОСТов, СТ СЭВ, ОСТов, руководящих технических материалов (РТМ), нормативно- технической документации (НТД), справочников, таблиц, номограмм и др.], а также проектно-конструкторской документации краностроительных предприятий, специализированных проектных и научно-исследовательских организаций.
Студент приобретает навыки по увязке разнородных и разнохарактерных требований и определяющих факторов при выборе системы привода и принципов управления машиной, при учете «Правил устройства и безопасной эксплуатации грузоподъемных кранов» Государственного комитета по надзору за безопасным веде-
нисм работ в промышленности и горному надзору при Совете Министров СССР (Правила Госгортехназдора, или Правила ГГТН) [16].
В процессе курсового проектирования студент выполняет графические и расчетные работы. При этом, применяя не только калькуляторы, но и прибегая к программированному счету на ЭЦВМ и АВМ с использованием банков данных и библиотек программ вычислительного центра факультета или института, студент совершенствует навыки расчета и знакомится с началами автоматизации проектирования.
При работе нал заданной темой курсового проекта студенту нужно помнить, что создаваемая им машина должна соответствовать действующим ГОСТам, обладать необходимыми прочностью, долговечностью и надежностью. Вмес те с тем она должна быть создана при отсутствии избыточных запасов прочности, при соблюдении экономии в расходовании конструкционных материалов.
Задание на курсовое проектирование
Гема курсового проекта должна быть комплексной. Обычно это проектирование крана общего назначения: мостового, консольного, велосипедного, стрелового поворотного, козлового и др. Темой проекта может быть также проектирование крановой тележки, тали, напольной электро тележки, сложной лебедки, шпиля, кабестана и т. и.
Грузоподъемные машины - один из наиболее подходящих объектов для курсового проектирования при подготовке будущего инженера-механика любой специальности. ГПМ широко распрост ранены в промышленности и будут часто встречаться на практике специалисту любого профиля; они обычно состоят из нескольких различных механизмов, привода и металлоконструкций: на примере таких машин можно четко и ясно проследить силовые потоки от действия внешне приложенных нагрузок.
изучить динамические процессы при движении как всей машины в целом, гак и отдельных ее механизмов (а иногда и при совмещенном их движении) и деталей, проследить динамику- нагружения соединительных звеньев как при переходных, так и при установившихся процессах. Это имеет существенное значение для детального изучения работы любой машины.
Так как учет рассеивания механических свойств конструкционных материалов и действующих нагрузок в ГПМ делает1 необходимым применение вероятностно-статистических методов расчета, то в процессе выполнения курсового проекта появляется возможность рассчитать надежность как вероятность безотказной работы (ВБР) детали, механизма уже на стадии проектирования.
Краны сложной конструкции могут проектироваться двумя-гремя студентами, в результате чего вырабатываются навыки совместной работы. Может быть рекомендовано вариантное проектирование одного и того же крана: с разным приводом, разным типом конструкции и материалом стрелы, моста или башни, с различными конструктивными решениями отдельных сборочных единиц, механизмов и т.д. Каждый проект должен содержать элементы новизны.
Способные студенты могут быть привлечены к выполнению реальных или поисковых проектов, в той или иной мере связанных с госбюджетной или хоздоговорной научно-исследовательской или учебно-методической работой кафедры.
Каждый курсовой проект выполняется в полном соответствии с индивидуальным заданием установленного образца. Задание желательно увязывать с подготовкой и склонност ями студента. Иногда вместе с заданием или на его бланке помещается эскиз, чертеж или фотография общего вида прототипа проектируемой машины.
Задание обязательно должно быть подписано руководителем. В отдельных случаях оно утверждается заведующим кафедрой (реальный проект, курсовая работа, поисковая тема и
т.п.). Индивидуальное задание сохраняется на протяжении всего проектирования и прикладывается к расчетно-пояснительной записке (РПЗ).
Курсовой проект по ГПМ, так же как и все другие курсовые проекты, должен выполняться в соответствии с требованиями и указаниями ЕСКД. Эта система включает около 150 стандартов, в которые постоянно вносятся уточнения и изменения.
Согласно стандартам ЕСКД. существуют следующие виды изделий: детали, сборочные единицы, комплексы, комплекты. Определены также различные виды конструкторских документов графического и текстового типа: чертеж детали, сборочный чертеж, чертеж общего вида, спецификация, пояснительная записка, технические условия, расчеты и др., а также стадии их разработки (техническое задание, техническое предложение, эскизный проект, разработка рабочей документации) и этапы их выполнения.
Каждому документу проекта в зависимости от его принадлежности и определенной стадии разработки присваивается литера, которая ставится в соот вет ствующей графе основной надписи.
В ходе курсового проектирования в большинстве случаев студент работает с деталями и сборочными единицами той или иной сложности. Комплект или комплекс встречается очень редко.
Курсовой проект содержит в себе
элементы эскизного и технического проектирования, а также разработки рабочей документации. С методикой эскизного проектирования студент знакомится при выполнении предварительных проектировочных расчетов и составлении кинематических и структурных схем механизмов. Методика выполнения технического проекта осваивается студентом при разработке чертежей сложных сборочных единиц, выполнении проверочных расчетов, техническом описании машины, определении ее важнейших технико-экономических показателей. Навыки разработки документации развиваются и углубляются при выполнении чертежей заданных сборочных единиц и деталей, составлении спецификации, проведении уточненных расчетов, составлении списка использованной литературы и окончательном оформлении РПЗ.
Стандартов на курсовое проектирование нет, но можно руководствоваться ГОСТ 2.103-68 ^ (СТ СЭВ 208-75), в котором предусмотрены определенные стадии проектирования и этапы выполнения работ. Стадии разработки, перечень основных работ, форма отчетности по курсовому проекту приведены в табл. 1.1.
Различные стадии курсового проектирования, последовательность выполнения основных работ и описание отчетных материалов более подробно описаны в последующих разделах данного пособия и в литературе [41].
Таблица L1
Стадии разработки
Перечень основных работФорма отчетности
(ГОСТ 2.103 6Х)
Разработка технического предложения (ГОСТ 2.118 73)
Ознакомление с техническим за-Перечень литературы и нор
да ни ем (темой проекта, исходными мативио-проектных материалов данными, объемом работ и сроками выполнения). Подбор и изучение литературы и нормативнопроектных материалов
Выбор прототипа конструкцииКинематические схемы меха-
Составлениекинематических низмов
схем механизмов
Эскизное проектирование
(ГОСТ 2Л19-73)
Предвари гельное определениеПредварительные расчеты
основных параметров унифицированных изделий (крюковых под-
Продолжение табл. 1.1
Стадии разработки (ГОСТ 2J05-68)
Перечень основных работ
Форма отечности
весок, канатов, двигателей, редукторов. муфт, тормозов, колесных установок и др.), входящих в состав механизмов, и их выбор
Предвари тельное определение основных параметров сборочных единиц, не являющихся унифицированными (барабанов, верхних блоков. уравнительного балансира, специальной подвески и др.), входящих в состав механизмов
Компонование нескольких вариантов механизмов с привязкой их к опорной металлоконструкции Выбор рационального варианта
Предварительное определение размеров основных элементов металлоконструкций кранов. Компонование конструкции
Варианты компонования и их обоснование
Техническое проектирование
(ГОСТ 2,120-73)
Проверочные расчеты механизмов (проверка длительности пус- котормозных процессов, прочности деталей какой-либо сборочной единицы, запасов спеиления колес с рельсами), прочности и жесткости металлоконструкций
Уточнение скоростей движения механизмов, коэффициентов полезного действия
Конструирование и расчет па прочность какой-либо сборочной единицы, не являющейся унифицированной, входящей в состав механизма
Определение динамических нагрузок, действующих на какой-либо элемент механизма
Расчет прочностной надежности данного элемента
Расчет положений конечных выключателей, конпевых упоров и других приборов безопасности
Разработка чертежа общего вида машины и составление се технической характеристики
П ронеренн ые ру ководителем расчеты
Подписанный руководителем и нормоконтролером чертеж общего вида машины
Схема расположения приборов безопасности
Разработка рабочей конструкторской доку* ментации
Составление спецификаций на сборочные чертежи тележки, механизмов и более мелких сборочных единиц
Вычерчивание сборочных чертежей и чертежей деталей
Оформление расчсгно-поясни- тельной записки
Подписанные руководи!едем и нормоконтролером спецификации, сборочные чертежи, чертежи деталей и РПЗ
Введение; назначение и область применения; техническая характеристика; описание и обоснова-
ние выбранной конструкции; расчеты, подтверждающие работоспособность и надежность конструкции; ожидаемые технико-экономические показатели; уровень унификации (ГОСТ 2.!06 -73)
Комплектность и взаимосвязь документации в составе курсового проекта
Многолетняя практика показала, что задачи курсового проектирования могуч быть успешно решены при следующем составе конструкторских документов. Семестровый курсовой проект по ГПМ должен содержать четыре листа чертежей формата АГ спецификации и расчетно-пояснительную записку (РПЗ.) общим объемом 30.. .50 страниц формата А4. Семестровая курсовая работа по СМ ПТМ должна состоять из двух-трех листов чертежей формата А1, спецификации и РПЗ объемом 15.. .20 страниц формата А4.
Состав конструкторских и других отчетных документов при выполнении исследовательской курсовой работы (а не проекта) по ГПМ может быть разным.
Распределение объема графической части курсового проекта зависит от целей и задач проектирования, но чаще всего оно бывает следующим: сборочный чертеж проектируемой машины -1 лист; сборочная единица сложного типа (например, какой-либо механизм)- 1 лист; сборочная единица, входящая в обстав механизма по предыдущему листу,- I лист; четыре детали, входящие в состав сборочной единицы по предыдущему листу, I лист. Аналогично распределяется объем графической части и в курсовой работе по СМ ПТМ: сборочная единица моста, крановой балки, рамы тележки, консоли или укосины - 1 лист; балка, ферма и др.- 1 лист.
Основной конструкторский документ для сборочных единиц, комплексов и комплектов -спецификация. Сборочный чертеж вносится в спецификацию на данное изделие и, следовательно, по отношению к спецификации является документом подчиненным. Специфика ци я-это документ. определяющий состав сборочных единиц, комплексов или комплектов. Следовательно, она отражает технологию изготовления данной сборочной единицы, комплекса или
комплекта. Вместе с тем от спецификации зависит состав последующих конструкторских документов.
В РПЗ должно быть введение с обоснованием принятой конструкции, технико-экономическими характеристиками спроектированной машины и определением коэффициента унификации. Кроме того, РПЗ должна включать необходимые расчеты, связанные с выбором основных параметров кинематических схем механизмов и всей машины в целом, обоснование использования унифицированных и стандартных изделий, которые применяют в разрабатываемых черт ежах описываемого проекта, а также проверочные и уточненные расчеты.
Организационно-методические основы проектирования
При конструировании любой машины перед конструктором стоит задача -создать машину, которая бы имела высокую производительность, достаточные надежность и долговечность, сравнительно малую массу, небольшие габариты, простую и безопасную систему обслуживания и была удобной в управлении. Основные параметры ГПМ должны соответствовать стандартам СЭВ. ГОСТам.
В курсовых проектах допускаются некоторые обоснованные отступления от стандартов в тех случаях, когда эт о улучшает эксплуатационные показатели машин.
Конструкции кранов должны отвечать требованиям Правил ГГТН и «Правил устройства электроустановок». Более широкие расчетные, конструктивные и эксплуатационные требования к ГПМ предъявляют отраслевые и ведомственные РТМ (руководящий технический материал) и технические условия.
Практика показывает, что начало проектирования - выбор общей схемы машины и решение основных принципиальных в опросо в -для с г у де нт о в бывает наиболее трудным. Работа студента над проектом должна выполняться примерно в следующем по-
рядке (см. табл. 1.1). Получив задание и прослушав вводную беседу руководителя, студент должен изучить задание на проект, собрать необходимую литературу, отобрать аналоги проектируемой машины (ее механизмов и несущих металлоконструкций), провести критический анализ, уяснив преимущества и недостатки прототипа. Здесь предполагается обязательное тщательное изучение всех видов технической литературы.
Схем у машины, меха и из- м о в выбирают путем сравнительного анализа нескольких вариантов, с точки зрения конструктивной целесообразности. совершенства кинематической и силовой схем, габаритов, металлоемкости, надежности, степени агрегатности, удобства обслуживания и т. д.
Однако создать конструкцию, полностью отвечающую предъявляемым к ней требованиям, очень сложно, что обусловлено противоречивостью выдвигаемых требований. Так, требование минимальных габаритов противоречит требованию удобства обслуживания, требование прочности и жесткости конструкции - требованию минимальной массы и т.д. В этих случаях идут на компромиссное решение, поступаясь некоторыми, не имеющими в данных условиях первостепенного значения требованиями.
После выбора схемы механизма производят предварительный расчет:
определяют параметры основных стандартизованных или унифицированных изделий, входящих в состав механизмов (крюковых подвесок, канатов, двигателей, редукторов, муфт, тормозов, ходовых колес и др.):,
выбирают типы (серии) и типоразмеры данных изделий:
определяют основные параметры изделий, не являющихся стандартизованными или унифицированными (верхних блоков, уравнительных балансиров, деталей открытых зубчатых передач, деталей опорно-поворотных устройств и др.), или изделий, унификация которых охватывает
лишь узкую часть их типоразмеров (барабанов, блоков и др.).
Завершив предварительный расче т и выбрав составляющие механизм (машину) изделия, приступают к компонованию. Попытки сначала все предварительно рассчитать, а потом производить компонование и вычерчивание, как правило, обречены па неудачу, так как на этой стадии невозможно предвидеть все особенности конструкции.
При компоновании определяют наиболее целесообразное взаимное расположение сборочных единиц и отдельных деталей. На этой стадии проектирования очень важны разработка вариантов, углубленный их анализ и выбор наиболее рационального. Компонование несложных изделий можно проводить в одной проекции. в которой конструкция проявляется наиболее полно. При компоновании наиболее сложных устройств может потребоваться несколько проекций. При компоновании сборочные единицы, входящие в проектируемое изделие, изображают упрощенно в виде «габариток» (см. § 2.1). Компонование есть процесс поисков, прикидок, разработки вариантов, их сопоставления и выбора наиболее удачного Окончательный вариант компонования должен быть утвержден руководителем. Компонование должно быть помещено и описано в РПЗ. Эта часть курсового проекта представляет собой, по существу, эскизную разработку общего вида машины.
После выбора наиболее рационального варианта компонования приступают к конструктивной проработке. В соответствии с выполненным компонованием намечают расположение необходимого количества проекций, выбирая масштаб изображения таким образом, чтобы проектируемое изделие полностью входило в поле чертежа и давало ясное представление о сборке проектируемого объекта из изделий, которые определяются спецификацией к данному чертежу. Для этого составляют предвари тельные укрупненные
спецификации, соответствующие типовой технологии сборки (монтажа) изделия и его сборочных единиц, а также тем учебным задачам, которые поставлены в задании. На основании предварительных спецификаций определяют состав и структуру чертежей графической части проекта - необходимое количество и масштабы проекций. видов, сечений на чертежах машины и се сборочных единиц.
Конструктивную проработку ведут последовательно. определяя размеры отдельных деталей и исходя из их взаимного расположения При э том руководствую гея данными предварительных расчетов, а уточненные выбранные размеры сопровождают соответствующими проверочными расчетами. На этой стадии проектирования работа должна осуществляться сразу па всех проекциях. Попытка сначала проработать одну проекцию, потом вторую и. наконец, третью обречена на неудачу из-за того, что одна проекция полной ясности не дает.
Окончательно оформляются чертежи, спецификации и РПЗ.
Значительная часть курсового проекта представляет собой выполнение технического проекта и разработку рабочей документации. Проектирование механизма или машины - это творческий процесс расчетно-графической проработки конструкции, в котором тесно увязываются в единое целое конструктивные формы деталей и сборочных единиц с проверкой их прочности, выносливости и надежности. Параллельно выполняя чертежные и расчетные операции в ходе проектирования, студент должен стремиться придать рациональную форму детали с учетом многообразных требований эргономики, эстетики, технологичности и т.д.
Защита проекта производится перед комиссией в составе 2.. .3 человек, в том числе и руководителя. В докладе (5...? мин) студент характеризует выполненную работу, отмечая ее дос тоинства и недостатки, оригинальные разработки в расчетной и графической части проекта.
Общие положения по расчету ГПМ
Режимы работы ГПМ. Как известно, условия нагружения крана и его механизмов в процессе эксплуатации учитываются режимами работы, исходя из которых определяют требования к его надежности и безопасности. В настоящее время действует ГОСТ 25835-83 «Краны грузоподъемные. Классификация механизмов по режимам работы».
По этому стандарту группу режима работы механизма определяю! в зависимости от класса использования и класса нагружения (табл. 1.2).
Класс использования зависит оз общего времени работы за весь срок службы, в течение которого данный механизм находится в действии (табл. 1.3).
Коэффициент нагружения К, характеризующий класс нагружения, вычисляют по формуле
/ Л V г.
К
где ^-нагрузка, действующая на механизм (сила, момент) за время ги Н, Н■м; Ртах наибольшая нагрузка (сила, момент), определяемая с учетом всех факторов, действующих на механизм в течение рабочего цикла Н, Нм; /[-продолжительность времени действия нагрузки Р(. ч; 5л (. - суммарное время действия нагрузок на механизм, ч.
Класс нагружения определяют но табл. 1.4.
При определении времени работы учитывают время разгона, установившегося движения и торможения. Общее время работы механизма (ресурс) 7V является его машинным временем за срок службы крана и может быть определено по формуле
^раб ^с^дн^к.сп 1
где zc - среднесуточное время работы механизма, ч; пди-количество рабочих дней в году; /ьси-срок службы крана до списания, лет.
Таблица 1.2
Класе использования
Класс
нагружения
Класс йен ол ь- ювания
Класс
нагружения
В1
В2
вз
В4
BI
В2
ВЗ
В4
АО
1М
1М
1М
2М
А 4
ЗМ
4М
5М
6М
AI
1М
1М
2М
ЗМ
А5
4М
5М
6М
—
А2
IM
2М
ЗМ
4М
Аб
5М
6М
АЗ
2М
зм
4М
5М
Таблица 1.3
КлассАОAlА2АЗА4А 5Аб
использования
Общее времяДо 800 Св. 800Св. 1600Св. 3200Св. 6300Св. 12 500 Св
работы, чдо 1600до 3200до 6300до 12 500до 25 00025 000
до 50000
Т а б л и ц а 1.4
Работа при нагрузках:
81
До 0,125
значительно меньших номинальных
Св. 0,125
до
0,25
и в редких случаях номинальных
Св. 0,25
до
0,5
Св. 0,5
до
1,00
средних и номинальных
В2
Св. 0.125
до
0,25
преимущественно номинальных и
ВЗ
Св. 0,25
ДО
0,5
близких к номинальным
В4
Св. 0,5
до
1.00
Постоянная работа при номинальных и близких к
Класс нагруже-Коэффициент
ниянагружения
Качественная характеристика класса нагружения
номинальным нагрузкам
Среднесуточное время работы механизма принимается в зависимоеги от класса использования: для АО-до 0,5 вкл., для Al-св. 0,5 до 1 вкл., А2-св. 1 до 2 вкл., АЗ-св. 2 до 4 вкл., А4-СВ. 4 до 8 вкл., А5-св. 6 до 16 вкл., Аб-св. 16.
Количество рабочих дней в году принимают в зависимости от количества выходных дней в неделю: при двух выходных днях пдн = 250, при одном выходном дне и№ = 300, при непрерывном производстве нли = 360.
Срок службы крана до списания /к сп = 15. ..25 лет. Конкретное значение принимают по нормативным документам. Сроки службы различных элементов одного механизма могут быть меньше регламентированного общего времени механизма в целом.
При определении коэффициента нагружения в качестве нагрузок нужно принимать:
в механизмах подъема груза - веса грузов, которые равны или меньше номинального груза; веса грузозахватных органов, а в обоснованных случаях веса грузовых канатов и силы инерции масс грузов и грузозахватных органов;
в механизмах изменения вылета стрелы - нагрузка от весов груза, стрелы и элементов, перемещаемых вместе с ней, силы сопротивления от трения в опорных и шарнирных элементах, ветровую нагрузку рабочего состояния; силы инерции масс груза и стрелы; указанные нагрузки определяют при разных вылетах;
в механизмах передвижения крана (тележки) силы сопрртивления в ходовых частях крана (тележки), вегро- вую нагрузку рабочего состояния; силы инерции, создаваемые в период разгона двигателями, а в период торможения - тормозами;
в механизмах поворота-моменты, создаваемые двигателями в периоды разгона и тормозами в периоды торможения. моменты сопротивления вращению в опорно-поворотных устройствах от сил трения; ветровую нагрузку рабочего состояния.
В качестве нагрузок />тах нужно принимать:
в механизмах подъема груза- сумму весов номинального груза и грузозахватных органов;
в механизмах изменения вылета стрелы - наибольшую сумму указанных для Ps нагрузок (см. выше) в наиболее неблагоприятном положении стрелы;
в механизмах передвижения крана (тележки) наибольшую нагрузку, создаваемую максимальными моментами двигателей в период разгона;
в механизмах поворота - наибольшую нагрузку, создаваемую максимальными моментами двигателей в период разгона, а при наличии муфт предельного момента-с учетом их расчетного момента.
Так как в настоящее время действую! Правила ГГТН, регламентирующие режимы работы, и ГОСТ 25835-83. 25 546-82, регламентирующие группы режимов работы, то для их сопоставления рекомендуется использовать табл. 1.5.
Режим р а б о г ы к р а н а в целом регламентирует ГОСТ 25546-82. В этом стандарте классификация групп режима работы кранов выполнена в зависимости от класса использования и класса нагружения, класс использования определяют в зависимости от числа циклов работы за срок его службы в соответствии с табл. 1.6.
В цикл работы крана входит перемещение грузозахватного органа к грузу, подъем и перемещение груза, освобождение грузозахватного органа и возвращение его в исходное положение.
Срок службы крана устанавливают соответствующие ст андарты или технические условия на краны.
Класс нагружения по ГОСТ 25546-82 определяется коэффициентом нагружения
где Q;-масса груза, перемещаемого краном с числом циклов с< QHnM-номинальная грузоподъемность (по массе) крана: с-число циклов работы крана с грузом массой Qt; сл - число циклов работы крана за срок его службы; ст = £г,-.
Значение массы грузозахватного органа, навешиваемого на крюк крана или используемого для не-
Габлица 1.5
Режим работы иоI Травипам ГГТНРежим работы иоI Травипам ГГТНЛСГВТЛСГВТ
Режим работы ио
I Травипам ГГТН
Режим работы ио
I Травипам ГГТН
ЛСГВТ
ЛСГВТ
Группа режима работы механизма по ГОСТ 25X35 83Группа режима работы крана по ГОСТ 25546-82Группа режима работы механизма по ГОСТ 25X35 83Группа режима работы крана по ГОСТ 25546-82L М , 2М.ЗМ4М5М6М1К, 2К.ЗК4К.5К6К7К8КL М , 2М.ЗМ4М5М6М1К, 2К.ЗК4К.5К6К7К8К
Группа режима работы механизма по ГОСТ 25X35 83
Группа режима работы крана по ГОСТ 25546-82
Группа режима работы механизма по ГОСТ 25X35 83
Группа режима работы крана по ГОСТ 25546-82
L М , 2М.ЗМ4М5М6М
1К, 2К.ЗК4К.5К6К7К8К
L М , 2М.ЗМ4М5М6М
1К, 2К.ЗК4К.5К6К7К8К
Та блина 1.6
Класс использования
Число циклон работы крана за срок его службы
Класс использования
Число циклов работы крана за срок его службы
со
До 1,6-104
С5
Св. 2,5- Ю5 до 5- 105
С1
Св. 1,6' К)4 до 3.2- I04
С6
Св. 5 ■ Ю5 до 1 ■ I06
С2
Св. 3.2 ЛО4 до 6.3 ДО4
С7
Св. 1 ■ 106 до 2- 10*
сз
Св. 6.3-104 до 1.25 - Ю5
С8
Св. 2- КГ до 4- 106
С4
Св. 1,25-10- до 2,5- 105
С9
Св. 4- К)6
посредственного захвата груза (грейфер, подъемный элек громагии т, спредер и т.п.), включают в значения Qi И Сном.
Зависимость класса нагружения от коэффициента нагружения К дана в табл. 1.7.
Таблица 1.7
Класс нагружения Коэффициент нагружения
Q0
До 0,063
Q1
Св. 0.063 до 1,125
Q2
Си. 0,125 до 0,25
Q3
Св. 0.25 до 0,50
Q4
Св. 0,5 до 1,0
Группу режима работы по ГОСТ 25546-82 определяют в зависимости от класса использования и класса нагружения (табл. 1.8).
Соответствие между режимами работы крановых механизмов по Правилам ГГТН, ГОСТ 25835-83 и 25546-82 рекомендуется определять по табл. 1.5 при условии, что для режимов работы Л и С принят срок службы 15...20 лет, а для режимов работы Т и ВТ -5... 10 лет.
Расчезные нагрузки. Расчет механизмов и металлоконструкций ГПМ проводят па действующие нагрузки и их возможные комбинации, которые могут возникнуть в процессе эксплуатации. Все действующие на кран нагрузки можно подразделить следующим образом: вес груза, крана и его элементов; сопротивления движению, возникающие при работе (зрение, составляющие веса на уклоне); гидрометеорологические нагрузки (от ветра, снега, обледенения и т.д.); динамические (инерционные, упругоко- лебательные) и прочие (сейсмические, от взрывной волны, от качки судна).
Все нагрузки как по значению, так и по повторяемости и направленности имеют случайный (в понимании теории вероятностей) характер и должны учитываться как случайные величины или случайные функции fl Оф Некоторые положения вероятностного подхода изложены в гл. 8. Здесь же приведены кра ткие указания по детерминированному определению действующих нагрузок.
Весовые нагрузки. Определяют по рекомендациям, которые будут изложены в гл. 6.
Ветровая нагрузка. Учитывают при расчете прочности и устойчивости от опрокидывания ГПМ, работающих под открытым небом, по ГОСТ 1451-77 «Краны грузоподъемные. Нагрузка ветровая. Нормы и метод определения». Ее подразделяют на ветровую нагрузку рабочего состояния (при действии этой нагрузки кран должен нормально работать) и нагрузку нерабочего состояния (при действии этой нагрузки кран и его механизмы не работают).
Ветровая нагрузка состоит из суммы статической и динамической составляющих. Динамическую составляющую, вызываемую пульсацией скорости ветра, учитывают только при расчете на прочность металлоконструкций и при проверке устойчивости крана против опрокидывания.
Статическая ветровая нагрузка зависит от распределенной ветровой нагрузки р на данной высоте и расчетной площади металлоконструкции крана и груза А [2]: Рсг,. = рА.
Расчетную площадь конструкции и груза определяют по фактическим данным в соответствии с Приложе-
Таблица 1.8
Класе использования
Класс нагружения
Класс использования
Класс нагружения
Q0
Qi
Q2
Q3
Q4
Q0
01
* Q2
Q3
Q4
СО
1К
1К
1К
С5
ЗК
4К
5К
6К
7К
С1
—
JK
1К
2К
ЗК
С6
4К
5К
6К
7К
8К
С2
1К
1К
2К
ЗК
4К
С7
5К
6К
7К
8К
8К
СЗ
IK
2К
ЗК
4К
5К
С8
6К
7К
8К
8К
С4
2К
зк
4К
5К
6К
С9
7К
8К
8К
—
Скорость ветра, м/сДинамическое давление, Па14,012520,025028,5500Скорость ветра, м/сДинамическое давление, Па14,012520,025028,5500
Скорость ветра, м/с
Динамическое давление, Па
14,0
125
20,0
250
28,5
500
Скорость ветра, м/с
Динамическое давление, Па
14,0
125
20,0
250
28,5
500
Назначение кранов
Строительные, монтажные /утя полигонов железобетонных изделий, штучных грузов, а также стреловые самоходные общего назначения
Всех т ипов, устанавливаемые в речных и морских портах
Устанавливаемые на объектах, исключающих возможность перерыва в работе
Масса груза, т . .Площадь груза, м2Масса груза, т . .Площадь груза, м2Масса груза, т . .Площадь груза, м2Масса груза, т . .Площадь груза, м2
Масса груза, т . .
Площадь груза, м2
Масса груза, т . .
Площадь груза, м2
Масса груза, т . .
Площадь груза, м2
Масса груза, т . .
Площадь груза, м2
нием 1 к ГОСТ 1451 77. При отсутст- вии данных в задании площадь груза можно ориентировочно принимать в зависимости от его массы:
0.51.02.05.010
2.0 2.8 4.07,110
16 20 32 50100
14 16 20 2836
Распределенную вез ровую нагрузку находят по формуле р = qken.
Динамическое давление q в зависимости от скорости ветра принимают по табл. 1.9.
Коэффициент к учитывает повышение динамического давления ветра в зависимости от высоты расположения крана над поверхностью земли:
Высота, м...до 102060
Коэффициент...1,01,251,75
Высота, м ,100 2003 50 и
выше
Коэффициент . . .2,12,63,1
Груз считают находящимся в крайнем верхнем положении.
Коэффициент аэродинамической силы с принимаю! равным 0,8. ..1,2 для трубчатых конструкций; 1,2 для коробчатых конструкций, прямоугольных кабин, противовесов, канатов, груза; 1,5... 1.6 для балок с вы- сзупающими поясами и наружными ребрами, плоских ферм из прямоугольных профилей; коэффициент перегрузки и принимают равным 1 для нагрузок рабочего состояния, 1,1 для нерабочего состояния.
Ветровую нагрузку на груз принимаю! не менее 500 Н.
Ветровую нагрузку нерабочего состояния определяют аналогично.
Динамическое давление принимают в зависимости от района территории СССР (всего 7 районов) q = 270... 1000 Па; если район точно не известен. то q = 450 Па.
В расчет вводят коэффициент перегрузки п= 1,1, если делают расчет металлоконструкций по методу предельного состояния.
Снеговую нагрузку определяют как произведение горизонтальной проекции воспринимающей поверхности на давление снега qc — 500... 2000 Па в зависимости от климатической зоны. Для средней полосы европейской части СССР и Сцбири она равна 1000 Па.
Инерционные (кинетостатические) нагрузки возникают в кранах при пускотормозных процессах. При определении нагрузки растяжения или сжатия умножают ускорение (замедление) а центра масс на сумму тех масс т;. которые вовлекаются в движение данным звеном: Г; = ату при вращательном движении определяют крутящий момент сил инерции Т, = = eJ? где в-угловое ускорение; J-- момеш инерции движущихся масс.
Упругоколебательные нагрузки действуют в соединительных звеньях вследствие упругой податливости последних. Интенсивность этих нагрузок зависит о г начальных условий, а частота их повторяемости опреде- ляется параметрами упругой системы. Колебания могут быть собственными и вынужденными. Если частота периодического воздействия совпадает с какой-либо частотой собственных колебаний, возникнет резонанс, часто дающий чрезмерные перегрузки. Нарушение сцепления во фрикционных парах (ведущее колесо -
Вид нагрузкиВид нагрузки
Вид нагрузки
Вид нагрузки
рельс, фрикционная муфта предельного момента и др.) приводит к возникновению вредных фрикционных автоколебаний, отличающихся высокими частотами и размахами (см. гл. 8).
При рассмотрении возможных комбинаций совместного действия различных нагрузок в крановых механизмах принято рассматривать три расчетных случая (табл. 1.10).
Таблица IJ0
Собственный вес крана Все номинального груза
++ -
Динамические
инерционные
упругоколебательные
Ветровые
рабочего состояния
1
1 “Г
нерабочего состояния
—
—■
+
Случаи нагружения
I П ИТ
Составляющие весов на уклонах, при крене+++
Примечав и е. Знак плюс означает, что нагрузку нужно учитывать, знак минус-не нужно учитывать.
Случай I-нормальные условия эксплуатации при нормальных нагрузках и скоростях;
случай II-максимальные рабочие и динамические нагрузки в периоды резких пусков, реверсов, экстренных торможений и предельных ветровых нагрузок рабочего состояния. При этом могут возникать пробуксовки приводных колес, срабатывания муфт предельного момента, электрозащиты и др.;
случай III - максимально возможные нагрузки нерабочего состояния крана; он находится под открытым небом при неподвижных механизмах и без груза. На экран действуют кроме собственного веса наибольшие ветровые нагрузки (так называемый ураганный ветер), а иногда нагрузки
| :";• 1. I/ . д...
I ЙГtTC’XiСь-г: 1 ■ 4 '
$ СТу' /,.д. >
от снега и обледенения, а также от резких и больших температурных перепадов.
При перевозке и монтаже элементы крана могут подвергаться большим перегрузкам, что необходимо учитывать еще на стадии проектирования.
Для случая I детали рассчитывают на выносливость, долговечность и износ. Для случая II детали механизмов рассчитывают на прочность относительно пределов текучести и прочности в зависимости от материала; производят расчет на грузовую устойчивость крана против опрокидывания. Для случая Ш рассчитывают надежность работы тормозов, противоугонных устройств крана, механизмов изменения вылета стрелы, опорно-ходовых и опорно-поворотных устройств; производят расчет собственной устойчивости порожнего крана против опрокидывания ^от действия ветра нерабочего состояния. Случаи нагружения металлоконструкций имеют более детальную дифференциацию (см. гл. 6).
Расчет крановых деталей на выносливость (случай I) производят по эквивалентным нагрузкам но формулам
где Ртах и Ттах-максимальные расчетные нагрузки, кд- коэффициент долговечности, он равен kGkTkip; kti- коэффициент, учитывающий переменность нагрузки во времени; к т - коэффициент, учитывающий срок службы детали; к тр - коэффициен т тренировки.
Коэффициенты определяют следующим образом.
Коэффициент kti рассчитывают но формуле
где т- показатель степени уравнения кривой усталости (при расчете на контактную прочность hi = 3, при расчете на изгибную прочност ь т =
= 9); ^-нагрузка за весь срок службы, принимаемая по графику нагружения; Ртах - максимальная нагрузка: z,-число циклов действия нагрузки Д; zp-суммарное число циклов нагружения за расчетный срок службы.
Для расчетного определения коэффициента kG нужно располагать графиком загрузки. Такие графики имеются в рекомендациях ВНИИПТМАШа и приведены в учебнике [8], В первом приближении можно принимать следующие значения коэффициента: 0,65.. .0,8-при расчете на изгиб; 0,4.. .0,65-при расчете на контактную прочность.
Коэффициент кт определяют по формуле
где ~0-базовое число циклов нагружения. принимаемое по рекомендациям табл. l.H; z = бОТЛ'-при расчете на кручение деталей механизма подъема и передвижения, 307лр-при Таблица 1.11
Вид расчета
Наименование дезали
20
На изгиб
Валы
4' I06
или кручение
Зубр.я зубчатых
колес
4-106
Вал с напрессо-
ванной деталью
I07
Вал при поверх-
ностном упрочне-
НИИ
5-106
По кон-
Зубья зубчатых
тактным
колес
I07
напряже-
НИЯМ
расчете на контактную прочность деталей механизма передвижения. Здесь Т-суммарное машинное время работы механизма в часах за полный срок службы крана h в годах; величину Т для различных деталей можно принимать но табл. 1.12.
Значение частоты вращения детали в минуту пр принимают равным 0,9 лном для механизмов подъема и пр = ”номV^1 ^ для механизмов передвижения [2], где пном-частота вращения при установившемся движении.
При определении zp для механизмов подъема и передвижения h1-число включений механизма в минуту машинного времени, принимаемое для кранов общего назначения по кривым рис. 47 учебника [2. с. 70] при разных значениях относительной продолжительности включения. *
Коэффициент тренировки опреде- ляют по формуле [2] ктр = 1/^/щ где а-параметр, зависящий от материала и соотношений уровней напряжений, оп ределяемы й экспери мента л ьно. Если кратковременные пиковые динамические перегрузки отсутствуют, то д = 1 и к = 1. При наличии перегрузок высокого уровня а = 1,35+ 0.5 х х 1g 8П, где 8rl = zjzp - коэффициент относительной продолжи цельности типовой нагрузки с числом циклов нагружения zn.
Для деталей, работающих на изгиб. в механизмах режима работы 6 коэффициент долговечности кл = 1.
При числе циклов переменных напряжений менее 105 расчет на со-
Таблица 1.12
Группа режима работы механизма
(ГОСТ 25835-83)
Срок службы h. летСуммарное машинное время
Т, тыс. ч
Подшип-зубчатыхваловподшипни- зубчатыхвалов
никовпередачков качения передач
качения
1,2,3
4
5
1015251,01,52,5
510153,57,010.0
38105,013,016,0
6
351010,016,032,0
Рассчитываемые элсмен гыРассчитываемые элсмен гыРасчетные сочетанияРасчетные сочетанияТ а ил и ц л 1.13Т а ил и ц л 1.131И1111И111стальныеалюминиевыеМеханизмы:подъема груза, изменения вылета. ходовые и опорные1.41.61.41.61.31.5части, противоугонные устройства, грузозахватныеорганы, тормоза1.6/1.81,6/1.81.4-1.6передвижения и поворота1.4/1,61,4/1.6стальныеалюминиевыеМеханизмы:подъема груза, изменения вылета. ходовые и опорные1.41.61.41.61.31.5части, противоугонные устройства, грузозахватныеорганы, тормоза1.6/1.81,6/1.81.4-1.6передвижения и поворота1.4/1,61,4/1.6но сопротивлениюпи прочное I иусталостино сопротивлениюпи прочное I иусталостиМеталлические конструкции:Металлические конструкции:Примечание. В числителе запасы прочности элемента, изготовленного из проката и поковок, в знаменателе из стальных отливок. При плоском напряженном состоянии расчет веде гея ио приведенным напряжениям.Примечание. В числителе запасы прочности элемента, изготовленного из проката и поковок, в знаменателе из стальных отливок. При плоском напряженном состоянии расчет веде гея ио приведенным напряжениям.
Рассчитываемые элсмен гы
Рассчитываемые элсмен гы
Расчетные сочетания
Расчетные сочетания
Т а ил и ц л 1.13
Т а ил и ц л 1.13
1И111
1И111
стальные
алюминиевые
Механизмы:
подъема груза, изменения вылета. ходовые и опорные
1.4
1.6
1.4
1.6
1.3
1.5
части, противоугонные устройства, грузозахватные
органы, тормоза
1.6/1.8
1,6/1.8
1.4-1.6
передвижения и поворота
1.4/1,6
1,4/1.6
стальные
алюминиевые
Механизмы:
подъема груза, изменения вылета. ходовые и опорные
1.4
1.6
1.4
1.6
1.3
1.5
части, противоугонные устройства, грузозахватные
органы, тормоза
1.6/1.8
1,6/1.8
1.4-1.6
передвижения и поворота
1.4/1,6
1,4/1.6
но сопротивлениюпи прочное I и
усталости
но сопротивлениюпи прочное I и
усталости
Металлические конструкции:
Металлические конструкции:
Примечание. В числителе запасы прочности элемента, изготовленного из проката и поковок, в знаменателе из стальных отливок. При плоском напряженном состоянии расчет веде гея ио приведенным напряжениям.
Примечание. В числителе запасы прочности элемента, изготовленного из проката и поковок, в знаменателе из стальных отливок. При плоском напряженном состоянии расчет веде гея ио приведенным напряжениям.
противление усталости нс производится.
Максимальную расчетную нагрузку б' (опа обозначалась Р__х или Т пш) определяют ио формуле
бтах ^ б ном ч
где GHOM-нагрузка статического сопротивления. определяемая при работе механизма с номинальным грузом; к - расчетный коэффициент перегрузки, зависящий от типа механизма и условий его загружения.
При предварительных расчетах расчетный коэффициент перегрузки принимают равным к = 1.1 для механизма подъема и 2,5.. .3,0 для механизмов передвижения и поворота. При проверочных расчетах этот коэффициент определяют физическими условиями загружения, зависящими от коэффициента жесткости и места нахождения рассчитываемой детали в кинематической цени механизма, зазоров и интенсивности упругих колебаний, а также интенсивности соударения при ликвидации люфтов и др.
Допускаемые напряжения. В подъемно-транспортном машиностроении при расчете одноосно напряженных деталей крановых механизмов допускаемое напряжение [о] или [г] определяют по основному уравнению прочности [2; 8]:
о [а) =-у [т] = Х
где <5 , т -предельные напряжения материала при данном напряженном состоянии; н-запас прочности: а, т- фактические напряжения.
Расчет элементов на сопротивление усталости проводят' по условию
где [агД, [тгД-допускаемые напряжения; огк. тгк длительный предел выносливости, определяемый с учетом коэффициента асимметрии г, эффективного коэффициен та концент рации к, размеров .детали и ее термообработки; ^-коэффициент запаса выносливост и, принимаемый по табл. 1.13.
Предельные состояния. Вместо метода расчета но допускаемым напряжениям все шире применяют более совершенный метол расчета, но предельным состояниям. Однако ио! метод расчета используют главным образом для крановых металлоконструкций (см. гл. 6).
Допускаемые (предельные) вероятности безотказной работы. Как действующие нагрузки, так и основные прочностные характерце тики коне л - рукционных материалов обладают статистическим рассеиванием (имеют
вероятностную меру). Поэтому рас- четы прочности нужно выполнять вероятностными методами. В инженерной практике подъемно-транспортного машиностроения эти методы применяют пока редко. Исследования показали [10], что основные прочностные характеристики используемых конструкционных сталей распределены по нормальным законам с параметрами. указанными в табл. 1.14 и 1.15.
Таблица 1.14
Марка стали
I олщина заготовки, мм
М атемати чес кие ожидания пределов выносливости
изгиб
<n-i>
кручение 6-i>
СтЗсп
Любая
186,3
107,9
Ст 5
»
215,7
127,5
45
До 80
372.7
225,6
80. ..120
343,2
205,9
Болес 120
245,2
147,1
40Х
До 120
402,1
235,4
120. ..200
353,0
205,9
Более 200
313,8
196,1
40ХН
До 200
411,9
245,2
Более 200
353.0
205,9
34X1I3M
Более 160
392,3
235,4
Следовательно, зная геометрический параметр сечения, можно получить параметры нормального закона распределения прочности - математическое ожидание (Л) и среднеквадратическое отклонение оя. При известных пределах изменения дейст- вующей нагрузки F легко определить ее математическое ожидание (F) и среднеквадратическое отклонение oF. Поэтому математическое ожидание нормально распределенного резерва прочности (г) будет равно (рис. 1.1) <r> = <R>-<F>.
Так как прочность конструкции и действующие нагрузки чаще всего не имеют корреляционной связи, среднеквадратическое отклонение резерва прочности
^r — V GR + ^F •
Таблица 1.15
Марка стали
Диаметр заготовки, мм
МПа
V
<^>*
МПа
V,
СтЗсп
4.. .26
284,4
539,4
10.. .40
274,6
0,09
500,1
0,09
40.. .60
264,8
470,7
С г5сп
Любой (НВ 190)
323,6
0,07
588,4
0,07
80 (НВ 270)
745,3
1029,7
45
120 (НВ 240)
627,6
0,07
912,0
0,07
Любой (НВ 200)
519,8
833,6
120 (НВ 270)
833,6
1000,3
40 X
120 200 (Н В 240)
725,7
0,05
892,4
0.05
Любой (НВ 200)
559,0
814,0
40ХП
200 (НВ 240)
725,7
0,06
912,0
0,06
Вероятность безотказной работы, илиВероятность безотказной работы, илипрочностная надежностьпрочностная надежностьДля сочетания II выполняют расчет надежности по несущей способности. Поэтому статистические характеристики резерва прочности по несущей способности от действия наибольшей нагрузки сочетания будут равныДля сочетания II выполняют расчет надежности по несущей способности. Поэтому статистические характеристики резерва прочности по несущей способности от действия наибольшей нагрузки сочетания будут равныдолжна быть не меньше допустимой (предельной) величины Р ^ [Р].В соответствии с РТМ 24.090.25- 76 «Краны грузоподъемные. Расчет вероятности безотказной работы элементов» для кранов общего назначения [Р] - 0,99.Для приведенных выше трех расчетных сочетаний нагрузок (табл. 1.13) выполняют различные вероятностные расчеты прочностной надежности.Для сочетания I выполняют расчет усталостной надежности. Поэтому статистические характеристики резерва усталостной прочности равны <п> = <ст-1«> - <а«>;Л ।^/ X 1 л + s ti ,должна быть не меньше допустимой (предельной) величины Р ^ [Р].В соответствии с РТМ 24.090.25- 76 «Краны грузоподъемные. Расчет вероятности безотказной работы элементов» для кранов общего назначения [Р] - 0,99.Для приведенных выше трех расчетных сочетаний нагрузок (табл. 1.13) выполняют различные вероятностные расчеты прочностной надежности.Для сочетания I выполняют расчет усталостной надежности. Поэтому статистические характеристики резерва усталостной прочности равны <п> = <ст-1«> - <а«>;Л ।^/ X 1 л + s ti ,где </?„>', (Fn)-математические ожидания несущей способности и максимальной нагрузки сочетания II нагрузок соот ветственно; судП, о^ц-дис- персии несущей способности и наибольшей нагрузки сочетания II нагрузок соответственно. *Прочностная надежность по несущей способностигде </?„>', (Fn)-математические ожидания несущей способности и максимальной нагрузки сочетания II нагрузок соот ветственно; судП, о^ц-дис- персии несущей способности и наибольшей нагрузки сочетания II нагрузок соответственно. *Прочностная надежность по несущей способностигде (ст - 1 д ), ( ои) - математические ожидания предела выносливости детали и амплитуд переменных напряжений сочетания I нагрузок соответственно; Х-1Д, ха-среднеквадратические отклонения предела выносливости детали и амплитуд переменных напряжений сочетания II нагрузок соответственно.Уст алостная надежностьгде (ст - 1 д ), ( ои) - математические ожидания предела выносливости детали и амплитуд переменных напряжений сочетания I нагрузок соответственно; Х-1Д, ха-среднеквадратические отклонения предела выносливости детали и амплитуд переменных напряжений сочетания II нагрузок соответственно.Уст алостная надежностьооДля сочетания III расчет прочностной надежности выполняют точно так же, как и для сочетания II, только здесь действующая нагрузка - ветровая, а объекты расчета-элементы металлоконструкции.В предварительных расчетах коэффициент вариации предела выносливости детали можно принимать равным [10] v_u = 0,05 .. .0,15. Более подробно эти данные можно определить методами, изложенными в работе [42] и др.Для сочетания III расчет прочностной надежности выполняют точно так же, как и для сочетания II, только здесь действующая нагрузка - ветровая, а объекты расчета-элементы металлоконструкции.В предварительных расчетах коэффициент вариации предела выносливости детали можно принимать равным [10] v_u = 0,05 .. .0,15. Более подробно эти данные можно определить методами, изложенными в работе [42] и др.
Вероятность безотказной работы, или
Вероятность безотказной работы, или
прочностная надежность
прочностная надежность
Для сочетания II выполняют расчет надежности по несущей способности. Поэтому статистические характеристики резерва прочности по несущей способности от действия наибольшей нагрузки сочетания будут равны
Для сочетания II выполняют расчет надежности по несущей способности. Поэтому статистические характеристики резерва прочности по несущей способности от действия наибольшей нагрузки сочетания будут равны
должна быть не меньше допустимой (предельной) величины Р ^ [Р].
В соответствии с РТМ 24.090.25- 76 «Краны грузоподъемные. Расчет вероятности безотказной работы элементов» для кранов общего назначения [Р] - 0,99.
Для приведенных выше трех расчетных сочетаний нагрузок (табл. 1.13) выполняют различные вероятностные расчеты прочностной надежности.
Для сочетания I выполняют расчет усталостной надежности. Поэтому статистические характеристики резерва усталостной прочности равны <п> = <ст-1«> - <а«>;
Л ।^/ X 1 л + s ti ,
должна быть не меньше допустимой (предельной) величины Р ^ [Р].
В соответствии с РТМ 24.090.25- 76 «Краны грузоподъемные. Расчет вероятности безотказной работы элементов» для кранов общего назначения [Р] - 0,99.
Для приведенных выше трех расчетных сочетаний нагрузок (табл. 1.13) выполняют различные вероятностные расчеты прочностной надежности.
Для сочетания I выполняют расчет усталостной надежности. Поэтому статистические характеристики резерва усталостной прочности равны <п> = <ст-1«> - <а«>;
Л ।^/ X 1 л + s ti ,
где </?„>', (Fn)-математические ожидания несущей способности и максимальной нагрузки сочетания II нагрузок соот ветственно; судП, о^ц-дис- персии несущей способности и наибольшей нагрузки сочетания II нагрузок соответственно. *
Прочностная надежность по несущей способности
где </?„>', (Fn)-математические ожидания несущей способности и максимальной нагрузки сочетания II нагрузок соот ветственно; судП, о^ц-дис- персии несущей способности и наибольшей нагрузки сочетания II нагрузок соответственно. *
Прочностная надежность по несущей способности
где (ст - 1 д ), ( ои) - математические ожидания предела выносливости детали и амплитуд переменных напряжений сочетания I нагрузок соответственно; Х-1Д, ха-среднеквадратические отклонения предела выносливости детали и амплитуд переменных напряжений сочетания II нагрузок соответственно.
Уст алостная надежность
где (ст - 1 д ), ( ои) - математические ожидания предела выносливости детали и амплитуд переменных напряжений сочетания I нагрузок соответственно; Х-1Д, ха-среднеквадратические отклонения предела выносливости детали и амплитуд переменных напряжений сочетания II нагрузок соответственно.
Уст алостная надежность
о
о
Для сочетания III расчет прочностной надежности выполняют точно так же, как и для сочетания II, только здесь действующая нагрузка - ветровая, а объекты расчета-элементы металлоконструкции.
В предварительных расчетах коэффициент вариации предела выносливости детали можно принимать равным [10] v_u = 0,05 .. .0,15. Более подробно эти данные можно определить методами, изложенными в работе [42] и др.
Для сочетания III расчет прочностной надежности выполняют точно так же, как и для сочетания II, только здесь действующая нагрузка - ветровая, а объекты расчета-элементы металлоконструкции.
В предварительных расчетах коэффициент вариации предела выносливости детали можно принимать равным [10] v_u = 0,05 .. .0,15. Более подробно эти данные можно определить методами, изложенными в работе [42] и др.
Глава 2
ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЕ РАСЧЕТЫ МЕХАНИЗМОВ
В главе рассмотрены принципы выбора элементов, комплектующих механизмы подъема груза, передвижения крана (тележки) и поворота кранов общего назначения (мостовых, настенных, кранов с вращающейся и неподвижной колонной, велосипедных
кранов). Расчеты, излагаемые в данной главе, являются предварит ельными. так как в результате последующих работ по компонованию и проверочным расчетам может выясниться, что какой-либо из выбранных элементов необходимо заменить.
Механизм подъема груза
Исходные данные. В качестве исходных данных должны быть заданы: грузоподъемность Q, т; максимальная высота подъема Н, м; скорость подъема г. м/с; график нагружения; срок службы машины, лет; режим работы механизма по Правилам ГГТН [16] или группа режима работы ио ГОСТ 25835—83; род тока; тип машины.
В исходных данных могут указываться также класс нагружения механизма, режим работы электрообору- дования (или только относительная продолжительность включения электрооборудования ПВЭЛ) и др.
Выбор кинематической схемы механизма. Чтобы выбрать кинематическую схему механизма, необходимо познакомиться с конструкциями механизмов подъема груза, применяемых на различных машинах заданного типа. При этом следует четко уяснить: из каких составных частей собирается механизм; назначение данных составных частей; их конструктивные особенности; как передается силовой поток от двигателя к рабочему органу. Так, при проектировании мостового крана общего назначения предпочтение можно отдать кинематической схеме механизма подъема груза, в которой двигатель соединен с редуктором при помощи зубчатой муфты с промежуточным валом; роль тормозного шкива выполняет одна из полумуфт; отсутствуют открытые зубчатые передачи; концы быстроходного и тихоходного валов редуктора выходят в одну сторону; уравнитель
ный блок в полиспасте заменен уравнительным балансиром.
При выборе кратности полиспаста ип можно пользоваться рекомендуемыми значениями кратности в зависимости от грузоподъемности (табл. 2.1).
При больших грузоподъемностях (свыше 50 т) кратность сдвоенных полиспастов можно принимать равной [4]: при 80 и 200 т-4; при 100 и 250 г -5; при 125 г-6; при 160 и 320 т-8.
Таблица 2.1Таблица 2.1Характер навивки каната на бара- Тин поли- банспастапри грузоподъемности, тдо 12...610...1520. ..3040...50'НепосредственноСдвоенныйОдинарнымЧерез направляющие блокиОдинарный(стреловые, некоторые козло-Сдвоенный222; 33:44;512—_|;22:33;45:622; 3—Характер навивки каната на бара- Тин поли- банспастапри грузоподъемности, тдо 12...610...1520. ..3040...50'НепосредственноСдвоенныйОдинарнымЧерез направляющие блокиОдинарный(стреловые, некоторые козло-Сдвоенный222; 33:44;512—_|;22:33;45:622; 3—{{выс краны!выс краны!Пример кинематической схемы механизма подъема груза показан на рис. 2.1. Такая схема встречается в мос-
Таблица 2.1
Таблица 2.1
Характер навивки каната на бара- Тин поли- банспаста
при грузоподъемности, т
до 12...610...1520. ..3040...50'
НепосредственноСдвоенный
Одинарным
Через направляющие блокиОдинарный
(стреловые, некоторые козло-Сдвоенный
222; 33:44;5
12—_
|;22:33;45:6
22; 3—
Характер навивки каната на бара- Тин поли- банспаста
при грузоподъемности, т
до 12...610...1520. ..3040...50'
НепосредственноСдвоенный
Одинарным
Через направляющие блокиОдинарный
(стреловые, некоторые козло-Сдвоенный
222; 33:44;5
12—_
|;22:33;45:6
22; 3—
{
{
выс краны!
выс краны!
ТОВЫХ, КОЗЛОВЫХ и консольных кранах, у которых механизм подъема груза входит в состав грузовой тележки. На рис. 2.1,^ показана схема лебедки. па рис. 2.1, б-схема запасовки канатов. Механизм подъема груза в данном случае состоит из электродвигателя L соединительной муфты 2 с промежуточным валом 3, тормоза 4. редуктора 5, барабана 6, верхних блоков 7S уравнительного балансира #, каната 9 и крюковой подвески ЯАВместо уравнительного балансира 8 возможна установка уравнительного блока.
Выбор крюковой подвески. В ы- бор типа крюковой подвески. В Приложении I приведены различные типы крюковых подвесок. По типу крюка они бывают с однорогим и с двурогим крюком. Если в задании не указано, для перемещения каких грузов предназначен кран, то можно выбирать любой тип. Если кран предназначен для перемещения длинномерных грузов, наиболее предпочтительна крюковая подвеска с двурогим крюком.
Выбор типоразмера к р ю- к о в о й подвески. Первое условие - грузоподъемность крюковой подвески не должна быть меньше заданной грузоподъемности: 0п > Q. Второе условие--режим работы крюковой подвески должен соответствовать режиму работы механизма. Если в задании на проект указан не режим работы по Правилам ГГТН, а группа режима работы по ГОСТ 25835-83, их примерное соответствие можно принять по табл. 1.5.
После выбора крюковой подвески необходимо выписать условное обозначение ее типоразмера и основные параметры: грузоподъемность Qy. режим работы; число блоков Zn; диаметр блоков ио дну канавок £Гл0; расстояние между осями крайних внутренних блоков 5В)|; расстояние между осями крайних наружных блоков Z? ; расс тояние между осями крайне] о наружного и соседнего с ним внутреннего блоков by массу подвески mv. Рекомендуется также начертить в масштабе упрощенный габаритный чертеж крюковой подвески. В
дальнейшем условимся называть его «габариткой» данного изделия.
Пример «габари тки» крюковой подвески дан на рис. 2.2. «Габаригьу» удобнее выполнять па миллиме i ро- вой бумаге. Формат, обрамляющая линия и основная надпись для «та- баритки» не требуются. Мелкие, несущественные детали изображать не надо. Число проекций должно быть доста точным, чтобы показа ть i абари- ты и присоединительные размеры. Масштаб уменьшения лучше выбирать таким, чтобы «габаритка» свободно умещалась на половине стандартного листа писчей бумаги (на половине формата 1 1). Этот масштаб следует выдержать и в дальнейшем при вычерчивании «габариток» двигателей. редукторов, муфт, тормозов и г. д. «Габаритки» всех составных частей механизма подъема груза и других механизмов потребуются в дальнейшем при компоновании механизмов.
Уточнение схемы полиспаста и определение его кратности. В том случае, если число блоков выбранной крюковой подвески отличается от числа блоков на предварительно принятой кинематической схеме механизма, необходимо уточнить кинема i ическую схему, а именно схему полиспаста. После этого следует определить нс-
"u234r^0,990,970,96"u234r^0,990,970,9656780,940,930,910,9056780,940,930,910,90нениюнению5,05,56,05,05,56,0
"u234
r^0,990,970,96
"u234
r^0,990,970,96
5678
0,940,930,910,90
5678
0,940,930,910,90
нению
нению
5,0
5,5
6,0
5,0
5,5
6,0
редаточное число (кратность) полиспаста.
Выбор каната. Максимальное статическое усилие Smax (Н) в канате определяют по формуле:
s„., = у-"™ - (21)
^К П^п Пн Пн.бл
где G - все номинального груза и крю- ковой подвески, Н; Икб-число ветвей каната, навиваемых на барабан; ип- передаточное число (кратность) полиспаста; т|и-к.п.д. полиспаста; Лн.бл~ к.п.д. направляющих (обводных) блоков (направляющие блоки могут быть в механизмах подъема груза консольных настенных кранов, поворотных кранов на колонне, козловых кранов и др.).
Значения к.п.д. полиспаста, определенные с учетом разницы потерь в подвижных и неподвижных блоках [19], приведены для различной кратности полиспаста в табл. 2.2. Значения к.п.д. полиспаста подсчитаны в предположении качественной густой смазки подшипников качения в условиях нормальных температур. К.п.д. направляющих блоков можно опреде- личь по формуле цнбл = п^нбл, где ZH бп - число направляющих блоков; т|бл = 0,98-к.п.д. одного неподвижного блока при качественной смазке и работе в условиях нормальных температур [6].
Выбор типа каната. На грузоподъемных машинах общего назначения при однослойной навивке на барабан рекомендуется применять следующие два типа шестипрядных стальных канатов двойной свивки с одним органическим сердечником: 1) ЛК-Р6 х 19(1 + 6 + 6/6) + 1 о.с. ГОСТ 2688-80; 2) ЛК-РО 6x36 (1 + 7 + 7/7 + 14) + 1 о.с. ГОСТ 7668 -80.
В условиях абразивного износа предпочтительнее канаты с меньшим числом проволок, т.е. 6 х 19, по срав-
с канатами, у которых число
проволок 6 х 36 или 6 х 37.
Выбор типоразмера каната (см. Приложение 2). Марку материала проволоки ГОСТ 7372-79 разрешает только В и 1.
Типоразмер каната выбирают исходя из следующих условий. Первое условие - произведение максимального статического усилия в канате на коэффициент запаса прочности не должно превышать разрывного усилия каната в целом, указанного в таблице ГОСТа:
^тая^зап ^разр’ (2.2) где 5разр - разрывное усилие каната в целом, Н; кзап - коэффициент запаса прочности каната, назначаемый ГГТН. Значения кэап для разных групп режима работы приведены в табл. 2.3.
Таблица 2.3
Группа режима работы по нееч^ай№чз </^f
IM, 2М, ЗМ 4М
5М, 6М
Второе условие -должно выполняться соотношение между диаметром выбранного каната и диаметром блока крюковой подвески
^бл 4^ (2.3)
где D6jI- диаметр блока, измеряемый по средней линии навитого каната (£6л = Дбл0 + d^; dK-диаметр каната; е - коэффициент, регламентируемый нормами Госгортехнадзора СССР и зависящий от типа машины и режима работы; величина, обратная коэффициенту е, прямо пропорциональна степени перегиба каната на блоке (табл. 2.4).
Для вновь проектируемых электрических талей е = 22. Если соотношение (2.3) не выполняется, то нужно
Тип машины
Группа режима работы
IM, 2М. ЗМ204М255М306М35IM, 2М. ЗМ204М255М306М35Все группы рс- 20 жимаВсе группы рс- 20 жима
IM, 2М. ЗМ
20
4М
25
5М
30
6М
35
IM, 2М. ЗМ
20
4М
25
5М
30
6М
35
Все группы рс- 20 жима
Все группы рс- 20 жима
Грузоподъемные машины всех типов, за исключением стреловых кранов, электроталей и лебедок
Лебедки для подъема грузов и электротали
выбрать кана г другого диаметра с соблюдением условия (2.2). При этом можно изменить маркировочную группу или принять другой тип каната. Если условие (2.2) продолжает не выполняться, можно принять крюковую подвеску с большим числом блоков, что приведет к изменению кратности полиспаста, уменьшению усилия и диаметра каната. Можно не изменять число блоков в крюковой подвеске, а увеличивать их диаметр, но при этом потребуется спроектировать специальную подвеску.
Выбрав канат, необходимо выписать его основные параметры: условное обозначение типа, условное обозначение типоразмера, диаметр dK, марку проволоки, расчетную площадь сечения всех проволок Fx, маркировочную группу, вид покрытия поверхности проволоки, направление свивки каната, сочетание направлений свивки элементов, способ свивки каната.
Для грузоподъемных машин общего назначения можно рекомендовать проволоку без покрытия (значения разрывных усилий канатов с проволокой без покрытия указаны в таблицах Приложения 2 правее жирной линии) или оцинкованную проволоку для средпеагрессивных условий работы-группа С.
Направление свивки каната в разных половинах сдвоенного полиспаста рекомендуется принимать разным. Это возможно, если уравнительный блок полиспаста заменить уравнительным балансиром. В случае одинарного полиспаста можно заказывать канат любого направления свивки. С этим направлением в дальнейшем должно быть согласовано направление нарезки на барабане.
По сочетанию направлений свивки рекомендуют крестовую свивку. Односторонняя свивка возможна, если канат изготовлен нераскручиваю- щимся, из заранее деформированных проволок и прядей.
Определение основных размеров сборочных единиц «Установка верхних блоков» и «Уравнительный балансир». Установка верхних блоков. Диаметры блоков (за исключением уравнительных) можно принимать такими же, как в крюковой подвеске, или вычислять по соотношениям:
^бл ^кС ^бл О ^бл ^к* ^6i max ~
= ^бл о + -^2- (2.4)
Здесь Лбл, £>бл0, Облга;1Х-соответственно диаметры блока по средней линии навиваемого канат, ио дну канавки и максимальный; h2 - глубина канавки блока по ОСТ 24.191.05-72 (Приложение 3).
Формула для 1)6л|Па$ обязательна лишь для литых блоков при диамеч - рах каната до 28,5 мм. В других случаях можно пользоваться сооч ношением D6jl max D6a 0 + 4/к. OCT 24.191.05-72 устанавливает номинальный ряд значений D6l max: 320: 380: 450/530; 630; 750 и 900 мм. Полому в том случае, если блок литой и диаметр каната не превышает 28.5 мм, после определения D6;imax по соотношениям (2.4) необходимо принять ближайшее большее стандар тное значение, а затем уточнить значение /)6] 0 и Рбл.
Диаметры уравнительных блоков всех грузоподъемных машин, кроме электроталей и самоходных стреловых кранов, могут быть меньше, чем диаметры обычных блоков, на 20% [16]: а>рбл > 0,8Рбл, где Яур6л диа-
Вид А (подернуто)Вид А (подернуто)метр уравнительного блока по средней линии навиваемого каната.
Вид А (подернуто)
Вид А (подернуто)
Конструкция сборочной единицы «Установка верхних блоков» может быть выполнена по разным вариан- там. Некоторые варианты [4] пред- сшвлены в Приложении 3. На рис. 2.3 дан пример компонования трех верхних блоков и показаны основные размеры. Знание данных размеров необходимо для последующего компонования механизма и грузовой тележки (см. 1л. 3). При предварительном определении указанных размеров можно воспользоваться ориентировочными соотношениями. приведенными в табл. 2.5.
Расстояние между осями крайних блоков Lo можно принять исходя из условия одинакового допускаемого отклонения каната при его набегании на соответствующие верхние блоки и блоки крюковой подвески:
(2.5) где 5нар - расстояние между осями крайних наружных блоков выбранной крюковой подвески; Ьс - расстояние между крайним наружным и соседним с ним блоками крюковой подвески.
По значению Lu можно определить размер: LB бл = (1,4... 1,7) Ly. Расстояния между осями присоединительных отверстий су, с2, с3, с4 следует назначать конструктивно исходя из удобства размещения болтов и закручивания гаек.
После определения основных размеров установки верхних блоков рекомендуется начертить «габаритку» данной сборочной единицы, соблюдая выбранный ранее масштаб.
Установка уравнительного балансира. На рис. 2.4 показан один из возможных вариантов уста-
РазмерРазмерТаблица 2.5
Размер
Размер
Обозначение размераОбозначение размераОтношение размера к диамору блока D6j] 0 при числе верхних блоков
Обозначение размера
Обозначение размера
I2345
Габари 1 ы услановки верхнихдлина^в.бл
блоковширинаВя Бл
высотаНа5л
Выси га оси основных блоковЬв.м
Мсжоссвое расстояние между основными и уравнительным блоками^в.5л
0,60
1,15
1.15
1,301.75
1,25
0,60
0,80
1,40
1,301,75
0.80
Рис. 2.4Рис. 2.4^min ур.б ^блО’ E/J ^ ■^min ур.б ^блО’ E/J ^ ■
Рис. 2.4
Рис. 2.4
^min ур.б ^блО’ E/J ^ ■
^min ур.б ^блО’ E/J ^ ■
новки уравнительного балансира и обозначены основные размеры. Размер .4 б может быть определен из условия одинакового по знаку отклонения каната на внутренних блоках крюковой подвески и из условия максимально допускаемого отклонения при набегании на блок:
В™ Л>р.б SBH + 2/zminyp6tg[y], (2.6)
где Вън - расстояние между осями крайних внутренних блоков крюковой подвески; /?min б-минимальное допускаемое расстояние между осью блоков крюковой подвески и продольной осью уравнительного балансира; [у]- максимально принимаемое при предварительных расчетах значение угла отклонения каната от оси ручья блока.
Предварительно можно принять
Остальные размеры установки уравнительного балансира можно при
нять по следующим ориентировочным соотношениям: L б = (1,2 ... 1.3)ДрЛ: В б = (О,6...О.7)Дрб; Я ,= = (0.45.. .6.55) Лур-6; L 5 = fc.65 ...075)^^: h,,» = (0,25...<J.35)Л„л.
После определения данных размеров рекомендуется начертить «габа- ритку» установки уравнительного ба
лансира.
Определение основных размеров сборочной единицы «Установка барабана». На рис. 2.5 представлен один
Тихоходный Вал редуктора
По А
Рис. 2.5
Рис. 2.6Рис. 2.6Опора по АОпора по АРис. 2.7Рис. 2.7
Рис. 2.6
Рис. 2.6
Опора по А
Опора по А
Рис. 2.7
Рис. 2.7
из возможных вариантов установки барабана, предназначенного для сдвоенного полиспаста, и показаны основные размеры. Данный вариант широко применяют, когда в механизме отсутствует открытая зубчатая передача. Установка барабана в этом случае представляет собою сборочную единицу барабан с внешней опорой. В качестве внутренней опоры оси барабана используют конец тихоход
ного вала редуктора, имеющий расточку для размещения подшипника? На рис. 2.6 показан вариант установки барабана для сдвоенного полиспаста с двумя внешними опорами и зубчатым венцом, на рис. 2.7-вариант установки барабана для одинарного полиспаста при расположении одной из опор оси барабана в расточке тихоходного валгт редуктора. Другие варианты установки бара-
5чL5чLбана можно найти в литературе [2, 15] и др.
5
ч
L
5
ч
L
Диаметр барабана Р6, измеряемый по средней линии навитого каната, допускается принимать на 15% меньше значения, найденного по формуле (2.3). Приняв D6, следует найти диаметр барабана по дну канавок: D6o = D,-d..(2.7)
Полученное значение D60 следует округлить в большую сторону до стандартного значения из нормального ряда диаметров: 160; 200; 250; 320; 400; 450; 500; 560; 630; 710; 800; 900 и 1000 мм. Затем следует уточнить значение D6. Диаметр максимальной окружности, описываемой крайней точкой установки барабана Dmax, предварительно можно принять по следующим приближенным соотношениям, полученным на основе анализа существующих конструкций:%
(1,1... 1,3)D6-рис. 2.5; Dmax
- 1,2Дб-рис. 2.6; Dmax ^ D6 + 5<- рис. 2.7. Значение £*тах необходимо для компонования механизма. В дальнейшем (при расчете и конструировании сборочной единицы «Установка барабана») значение Dmax нужно уточнить.
Длина барабана, изображенного на рис. 2.5, равна
^б = Ч + /о + 24,(2.8)
где /и - длина одного нарезного участка; /0-длина гладкого среднего участка; 4-длина одного гладкого концевого участка. Длина одного нарезного участка равна
= 1 (% + знепр + z^),(2.9)
где г-шаг нарезки: значение / принимается в зависимости от диаметра каната по нормали машиностроения МН 5365-64 [20]; при отсутствии нормали значение / можно определить по приближенному соотношению t « (1,10 ... 1,23) d,: при этом полученная величина t должна быть округлена до значения, кратного 0,5; z - число рабочих витков для навивки половины полной рабочей длины каната; zHCnp = 1,5-число неприкосновенных витков, требуемых Правила
ми ГГТН для разгрузки деталей крепления каната на барабане; zKp = 3 ... 4 число витков для крепления конца каната. Число рабочих вилков определяют по формуле
zp = Lk.p/(tuD6),(2.10)
где LK - рабочая длина каната, соответствующая одному нарезному участку:
LK.p = //nn.(2.11)
Длина гладкого среднего участка может быть определена по формуле
"нар"нар 16 L I
где /?min6-минимальное допускаемое расстояние между осью блоков крюковой подвески и осью барабана (предварительно можно принимать ^min6 2Уд).
Длина гладкого концевого участка, необходимого для закрепления заготовки барабана в станке при нарезании канавок, может быть определена по соотношению /к = (4... 5)нк.
При компоновании механизма, которое производится на следующем этапе проектирования, требуется знание длины установки барабана Еус1 р и длины основания опоры L^,. С1;. а для расчета оси барабана на прочность знание расстояния между опорами L. На эти величины влияют: зазор между барабаном и опорой б, ширина опоры Воп, ширина основания опоры 5ОСН.ОП (см- Рис- 2.5). ширина зубчаю- го венца Д п (см. рис. 2.6). дл . , переходного участка /пер, толщина реборды / (рис. 2.7). а также значения /t, /2 и о t. Точных формул для определения этих величин не существует. Для принятия приближенных значений можно использовать соотношения подобия, получаемые путем анализа существующих конструкций.
Если крепление каната на барабане, изображенном на рис. 2.7. осуществляется с помощью закладного клина, располагаемого в специальном отверстии в приливещилиндричсской стенки барабана с ее внутренней стороны и не требующего витков на рабочей поверхности стенки, то
А- 7)
Высота оси барабана относительно основания внешней опоры может быть принята равной: h — (0,3 ... 0,6) /)6-барабаны по рис. 2.5 и 2.7; h = ~ (0.2 ... 0,3) DG- барабан по рис. 2.6. Расстояния между присоединительными отверстиями опор могут быть приняты: С, - (0.2... 0,3) С2 = (0.5 ... 0,8) L^u пл. После определе- ния основных размеров установки барабана рекомендуется начертить ее «габаригку».
Выбор двш а теля. Определение м а к с и малиной статической м о щ к о с т и. Максимальная статическая мощность А'сттах (кВт), которую должен иметь механизм в период установившегося движения при подъеме номинального груза, равна
т:и (" V(2.13)
где р = 0,80... 0,85-предварительное значение к.п.д. механизма; G-вес номинального i руза и крюковой под- вески, кН.
Выбор серии двигателя. В крановых механизмах подъема целесообразнее всего использовагь асинхронные двигатели с фазным ротором серин MTF, МТН, 4МТН, 4АК, 4АНК. Из них наибольшее применение получили серии MTF и МТН. Однако практика эксплуатации последних лет (по данным ВН И Ист рой дор - маша) показала, чго двигатели серии М ГЕ. ус i анавливаемые ла башенных кранах, часто выходят из строя из-за перегрева, обмотки. Поэтому применение их следует ограничить легким режимом работы. Серия МТН отличается более высоким классом нагре- востойкости изоляции по сравнению с серией MTF на 25 С. Поэтому двигатели серии МГН можно использовагь при среднем, тяжелом и весьма тяжелом режимах работы. Так как стоимость двигателей серии МТН на 20.. 50% выше, чем стоимость двигателей серии MTF, то использовать дни) а гели серии МТН при легком режиме работы нецелесообразно. Дви- 1 а тел и серии MTF выпускают мощностью до ЗОкВг. а серии МТН-до 200 кВт.
При группах режимах работы 1М, 2М, ЗМ разрешается использовагь асинхронные двигатели с короткозамкнутым ротором общепромышленной серии 4А. При этом можно выбирать или двухскоростные двигатели основного исполнения 4А, выпускаемые мощностью до 71 кВт, или модификацию основного исполнения - двигатели серии 4АС с повышенным скольжением, выпускаемые мощностью до 80 кВт . При весьма тяжелом режиме работы рекомендуется использовать двигатели постоянного тока с последовательным возбуждением (серия Д), выпускаемые мощностью до 187 кВт. Технические данные двигателей приведены в ГОСТ 184-71. 185-70, 19523-81 и в литературе [3, 12].
Выбор типа дви г а т е л я. Тип двигателя выбирают исходя из следующих условий.
Первое условие - относительная продолжительность включения двигателя ПВдв должна быть равна среднему значению относительной продолжительности включения электрооборудования ПВЭЛ при заданном режиме работы: ПВДН = ПВ,|. Если в исходных данных параметр ПВ,Л не задан, то предварительно можно принять [2, 6] средние значения ПВ)Д по правилам ГГТН.
Второе условие ■ номинальная мощность двигателя Мцв (значение, указываемое в т аблице ГОСТа) может быть принята меньше максимальной статической, так как эквивалентная мощность. развиваемая двигателем при работе с грузами разного веса и зависящая от1 использования механизма по грузоподъемности, всегда меньше Асттах [6]. Наши расчеты показали, что в кранах общего назначения можно принимать
Ада = (0,7...0,8)Асттдх.
При работе с грузами номинального веса крановые двигатели, обладающие перегрузочной способностью, выдерживают крат ковременную перегрузку.
Меньшие значения А^ следует брать для классов нагружения В1 и
В2, а болыпие-для ВЗ и 134. При этом необходима проверка выбранного двигателя на нагрев. Методика проверки изложена ниже.
Такой подход к выбору двигателя позволяет уменьшить его габариты, а следовательно, вес и стоимость.
Выбирая форму конца вала двига- тедя, следует отдавать предпочтение цилиндрической, если намечается ис- пользовать зубчатую муфту по ГОСТ 5006-83.
После выбора двигателя необходимо выписать условное обозначение его типа и следующие основные параметры: номинальную мощность .\'.в; максимальный момент 7^ВП1ах; относительную продолжительность включения ПВД11; частоту вращения /тдо; момент инерции ротора или якоря Трдв; диаметр конца вала dn дв и массу двигателя шдв- Если выбран двигатель с фазным ротором, величина Гав тая не нужна, так как вместо нее будет использоваться величина 7^усктах.
Выбор передачи. Выбор типа редуктора. В механизмах подъема груза могут быть использованы следующие типы цилиндрических редукторов: двухступенчатые Ц2У, Ц2Н, ЦДНД, ЦДН, Ц2, РК, РМ (типоразмеры РМ-500 и РМ-650; остальные типоразмеры РМ сняты с производства; если указанные типоразмеры не удовлетворяют требованиям кинематики и прочности, следует вместо типа РМ взять другой тип редуктора) и трехступенчатые ЦЗУ, ЦТНД и ГК.
Конструктивной особенностью данных т ипов (за исключением типа ГК) является возможность исполнения конца тихоходного вала с зубчатым венцом для муфты и расточкой для размещения опоры оси барабана. Редукторы типа ГК имеют на тихоходном валу шестерню для открытой зубчатой передачи.
Технические данные редукторов приведены в Приложении 5. а также в книгах [15, 17, 22] и др.
Выбор типоразмера редуктора производится по каталогу. При этом должны быть проверены условия, касающиеся прочности, долговечности и кинематики редуктора.
Первое условие-расчетный эквивалентный момент на тихоходном валу редуктора Т не должен превышать номинальный крутящий момент на тихоходном валу Г по паспорту редуктора:
(2,14)
Если в каталоге на редукторы не приводится номинальный крутящий момент на тихоходном валу (это относится, например, к редукторам типа ГК), то значение Т надо вычислить по другим номинальным параметрам редуктора (допускаемая мощность редуктора, допускаемая частота вращения быстроходного вала, передаточное число, к.п.д.).
Эквивалентный момент равен
Гр.з = ^Тр,(2.15)
где к Л - коэффициент долговечности; Тр- расчетный крутящий момент на тихоходном валу редуктора при подъеме номинального груза;
ka = kQk„(2.16)
где kQ -коэффициент переменности нагрузки; к(- коэффициент срока службы. Значение ку определяют по формуле ко = х/к, где к - коэффициент нагружения. Значения к в зависимости от класса нагружения приведены в табл. 1.4. Класс нагружения (если он не задан в исходных данных) предварительно можно принять любой, соответствующий заданной группе режима работы (см. табл. 1.2). Более точно величину к, а следовательно, и кд можно определить, используя соотношения в § 1.5; при этом относительные нагрузки Р; и продолжительность их действия t, можно взять по типовому графику нагружения для со- о гветствуютей группы режима работы. Типовые графики нагружения приведены в Приложении 4 и в книгах [2, 6, 8]. Коэффициент к, можно определить по формуле '
3
kt = >.(2.17)
X -о
Здесь z - суммарное число циклов контактных напряжений зуба шестерни тихоходной ступени редуктора; с0-базовое число циклов контактных напряжений, для типажных редукторов = 125 -106;
-Р=’т^ (2.18) где с,-число циклов нагружения на тихоходном валу редуктора; мт - передаточное число тихоходной ступени редуктора; можно принимать среднее значение ит = 5.
Значение zT определяют по формуле
-т = 60итгмаш, (2.19) где ит-частота вращения тихоходного вала редуктора, об/мин; ?маш-машинное время работы механизма, ч. Значения /маш приведены в табл. 1.3.
Если найденное значение кд выходит за пределы диапазона 0,5 ... 1,0. то его надо принимать равным ближайшему граничному значению этого диапазона.
Второе условие - передаточное число редуктора ир не должно отличаться от требуемого передаточного числа пртр более чем на + 15%:
■ 100% ^ 15 %. (2.20)
Если данное условие не выполняется, можно идти следующими путями: а) выбрать другой тип редуктора (например, трехступенчатый вместо двухступенчатого) с большим передаточным числом; б) изменить требуемое передаточное число путем изменения частоты вращения барабана за счет его диаметра (при этом надо повторить все расчеты, связанные с определением диаметра барабана); в) ввести в кинематическую схему механизма открытую зубчатую передачу.
Заводы-изготовители редукторов указывают иногда допускаемую час- тогу вращения быстроходного вала. В таком случае необходимо проверять третье условие -частота вращения быстроходного вала редуктора должна быть не меньше частоты вращения вала двигателя. Выбирая форму конца быстроходного вала, сле-
дует отдать предпочтение цилиндрической, если намечается использовать зубчатую муфту.
После выбора редуктора необходимо выписать условное обозначение его типоразмера и следующие основные параметры: номинальный крутящий момент на тихоходном валу Тр„; передаточное число мр; суммарное межосевое расстояние nwc; диаметры концов валов <быстр и г/втих, номинальную радиальную нагрузку на конец тихоходного вала Ррад; массу редуктора тр и схему сборки. Если выбирают редуктор типа ГК, необходимо выписать число зубьев шестерни гш на конце тихоходного вала, модуль зубьев т, ширину шестерни Z>ut.
Рекомендуе гея начертить «габа- ритку» редуктора.
Определение основных параметров открытой зубчатой передачи. Открытая зубчатая передача может быть в механизме, если: 1) не находится редуктора с требуемым передаточным числом; 2) по соображениям компоновки (размещение верхних блоков полиспаста, зазор между тормозом и барабаном и др.) требуется увеличить расстояние между осью быстроходного вала редуктора и осью барабана.
Основными параметрами открытой зубчатой передачи обычно считают: передаточное число мот, числа зубьев шестерни и венца ?ш и св, модуль зубьев т. межосевое расстояние aw.
Передаточное число выбирают из ряда стандартных значений по ГОСТ 2185-66: пст = (3,55); 4,0; (4,5); 5,0; (5, 6). Значения, указанные в скобках, менее предпочтительны.
После определения указанных параметров необходимо уточнить значение Dmax, мм (см. рис. 2.6), принятое выше: Dmax = mUH + 2). Значение модуля зубьев т известно, если выбран редуктор типа ГК. В других случаях модуль можно принять, ориентируясь на существующие конструктивные решения.
В дальнейшем (на этапе «Конструирование и расчет сборочных единиц»), если будет требоваться разра-
Группа режима работы . . . I М, 2М, ЗМ 4М5М.6МКоэффициент К, 1,51,75 2,02,5Группа режима работы . . . I М, 2М, ЗМ 4М5М.6МКоэффициент К, 1,51,75 2,02,5
Группа режима работы . . . I М, 2М, ЗМ 4М5М.6М
Коэффициент К, 1,51,75 2,02,5
Группа режима работы . . . I М, 2М, ЗМ 4М5М.6М
Коэффициент К, 1,51,75 2,02,5
ботка чертежа сборочной единицы «Установка барабана», необходимо уточнить размеры этой сборочной единицы L-. L, L б, принятые выше, так как они зависят и от ширины зубчатого венца ^ в. При атом можно принять S3n = 0,95
После выбора передачи необходимо определить фактическую скорость подъема груза гпод и фактический к.п.д. Механизма пмех.
Выбор муфт. Выбор тина муфты (см. в § 3.1). Типоразмер муфт выбирают по диаметрам концов соединяемых данной муфтой валов (ГОСТ 5006-83). При этом до- пускается комбинация втулок различных исполнений (с цилиндрическим или коническим отверстием). Диаметр отверстия втулки можно заказывать равным диаметру конца вала, если последний не превышает наибольшего для данного типоразмера значения, указанного в таблице ГОСТа. Технические данные муфт приведены в Приложении бив ГОСТ 5006-83. 21424-75 и 20884-75.
После выбора гипоразмеров муфт необходимо выписать условные обозначения типоразмеров и основные параметры каждой муфты (исключая муфгы, ведущим элементом которых является зубчатый венец на конце тихоходного вала редуктора): номинальный момент муфгы Тм н; максимально допустимые диаметры расточек во втулках полумуфт под концы валов 4,евтах и Д1равтах; момент инерции муфты JM и массу муфты тм. Рекомендуется также начертить «га- баритку» муфты.
Выбор тормоза. Расчетный т о р- мозной момент определяют по формуле
Тт., = к,Т„л. (2.21) где кт- коэффициент запаса торможения. назначаемый Правилами ГГТН в зависимости от режима работы ( табл. 2.6); Тс| т- статический крутя
щий момент при торможении, создаваемый весом номинального груза на валу, на котором устанавливается тормоз (Нм):
где Ртах-к.п.д. механизма, подсчитанный по максимальным значениям к.п.д. отдельных участков кинематической цепи; нмех-полное передаточное число механизма, включая передаточное число полиспаста.
Выбор типа тормоза. В механизмах подъема груза широко используют автоматические нормально замкнутые тормоза с пружинным замыканием и электромагнитным или электрогидравлическим приводом типов ткт, ткп, ткг, тктг.
При группах режима работы 4М, 5М и 6М рекомендуется применять тормоза с электрогидравлическим приводом типа ТКГ. На кранах большой грузоподъемности широко применяют тормоза с электромагнитами постоянного тока и диаметрами шкивов 400 ... 600 мм конструкции производственного объединения «Сибтяж- маш» [4] и тормоза типов ТКП с диаметрами шкивов 700... 800 мм конструкции ВНИИПТМАШа [21].
Выбрав тип тормоза, необходимо изучить особенности его конструкции, принцип работы, регулировку, достоинства и недостатки. Наиболее полно эти вопросы освещены в книгах [2, 21].
Выбор типоразмера тормоза. Технические данные тормозов приведены в Приложении 7, книгах [ 5, 20, 21] и др. При выборе типоразмера тормоза необходимо проверять следующие условия.
Первое условие-номинальный тормозной момент тормоза должен быть не меньше чем расчетный:
Таблица 2.6
Если величина Тт н значительно (более чем на 10%) превышает величину Тгр, то тормоз должен быть отрегулирован на значение Т и во всех последующих расчетах, касающихся процесса торможения, следует оперировать величиной Т .
Второе условие (касается только тормозов с электромагнитным приводом) - относительная продолжительность включения катушки электромагнита должна соответствовать режиму работы механизма. В противном случае катушка перегреется, что приведет к уменьшению тягового усилия электромагнита и тормоз не будет размыкаться.
Выбрав тормоз, необходимо выписать условные обозначения типоразмеров тормоза и его привода, а также следующие основные параметры: номинальный тормозной момент Т, н; относительную продолжительность включения катушки электромагнита ПВК эл (только для тормозов с электромагнитным приводом); номинальное усилие на штоке толкателя Ршт или тяговое усилие Рзл (тяговый момент Тэл) электромагнита; максимальный ход штока толкателя Лшт тах или якоря электромагнита А„тах; установочную длину замыкающей пружины L ; требуемый диаметр тормозного шкива DTau; ширину колодок Вк и массу тормоза m . Рекомендуется начертить «габарит- ку» тормоза.
Выбор муфты, имеющей тормозной шкив. В качестве тормозного шкива целесообразно использовать одну из полумуфт соединительной муфты. В этом случае муфта должна иметь специальное исполнение. Выбрать такую муфту можно из типажного ряда [20]. При этом кроме требований, предъявляемых к соединительной муфте обычного исполнения, должны проверяться следующие условия.
Первое условие - диаметр обода полумуфты должен быть равен необходимому диаметру тормозного шкива (или расстоянию между колодками); на величину необходимого диаметра тормозного шкива указывает первая цифра в обозначении ти
поразмера тормоза, например для тормоза ТКТ-300/200 необходимый диаметр тормозного шкива равен 300 мм.
Второе условие - ширина обода полумуфты должна быть на 5 мм больше ширины колодки тормоза или (в крайнем случае) равна ширине колодки, в противном случае не вся поверхность колодки будет контактировать со шкивом, что приведет к неравномерному износу фрикционных накладок.
Если не удается выбрать унифицированную муфту с тормозным шкивом, то на базе ранее выбранной стандартной соединительной муфты можно сконструировать специальную сборочную единицу «Муфта с тормозным шкивом».
После выбора муфты, имеющей тормозной шкив, необходимо выписать ее основные параметры: диаметр тормозного шкива Ь1Ш; ширину обода тормозного шкива ST ш; максимально допускаемый диаметр расточки под конический конец быстроходного вала редуктора <4тах; момент инерции Умтш и массу муфты тмтш. Рекомендуется также начертить «га- баритку» муфты.
Выбор тормозного шкива. Если компонование механизма (см. § 3.2) предполагает установку тормоза с использованием тормозного шкива, являющегося самостоятельным изделием, а не входящего в состав сборочной единицы «Муфта с тормозным шкивом», то тормозной шкив при его диаметре 100... 400 мм следует выбирать по ОСТ 24.290.06-75. Размеры тормозных шкивов приведены в Приложении 7.
После выбора стандартного тормозного шкива необходимо выписать условное обозначение его типоразмера и следующие параметры: наружный диаметр DT ш; ширину обода Воб; максимально допускаемый диаметр расточки 4,асттах; массу шкива т1Ш. Также необходимо указать форму поверхности расточки под вал (цилиндрическая или коническая).
При диаметре более 400 мм деталь «Тормозной шкив» необходимо
конструировать. Конфигурацию детали можно принимать такой же, как у стандартного тормозного шкива. Все размеры тормозною шкива должны соответствовать как тормозу, так и концу вала, на который насаживается шкив.
Механизм передвижения тележки (крана) с приводными колесами
Особенности расчета механизмов передвижения ходовых тележек козловых кранов рассмотрены в книге [1]. Здесь рассмотрены расчеты механизмов передвижения мостовых кранов и их тележек, получивших наибольшее распространение во внутризаводском транснорте.
Исходи ы е д а и и ы е. В качестве исходных данных должны быть заданы: скорость передвижения а, м с: режим работы механизма по Правилам ГГТН (или группа режима работы по ГОСТ 25835—83): пролет крана L, м: условия работы крана (в закрытом помещении пли на открытом воздухе и др.); график загрузки механизма.
Остальные исходные данные (грузоподъемность. род тока, срок службы, тип машины) те же. что были и при проектировании механизма подъема груза.
Выбор кинематической схемы. Механизмы передвижения тележек, как правило, имеют центральный привод с шхоходным трансмиссионным валом. Пример такой кинематической схемы показан на рис. 2.8. Число ходовых колес л слежек зависит от грузоподъемности. При грузоподъемности до 160 т предварительно можно принимала четыре колеса, при большей грузоподъемности - восемь. Предпочтительно расположение редуктора посередине между приводными ходовыми колесами При зл ом обе половины трансмиссионного вала закручиваются под нагрузкой на одинаковый угол, что способствует одновременному началу движения приводных колес и ликвидации перекосов. Тем не менее в тележках применяется
Виб АВиб АРис. 2.SРис. 2.Sи схема с боковым расположением редук тора, достоинство ко горого удобство монтажа редуктора. В лих схемах используют навесные редукторы. В механизмах передвижения ол- нобалочных мостовых крапов встречается привод с центральным расположением редуктора и о гкрыл ыми зубчатыми передачами на колеса. При этом уменьшаются масса и габариты редуктора. При такой схеме легче реализова ть больмюс передаточное число механизма. В механизмах передвижения двухбалочных кранов независимо ол места их работы и однобалочных кранов, предназначенных для работы на открытом воздухе, применяю!, как правило, раздельный привод. Он легок и удобен в изготовлении и монтаже. Однако при раздельном приводе несинхронное ль движения сторон крана больше, чем при центральном. Имеются рекомендации [2] при пролеiax меньше 16 м применял ь 1олько центральный привод. Для удобства обслуживания лормо- зов их можно располагать на вторых концах валов двигателей Различные кинематические схемы приведены в книгах [2. 8, 22] и др.
Виб А
Виб А
Рис. 2.S
Рис. 2.S
Число ходовых колес крана может быль 4. 8. 16. Оно зависит от грузоподъемности, пропела, режима рабо-
Грузоподъемность механизма главного подъема, тЧисло ходовых колес кранаДо 80480...8100100.., 160 Болы пс 1608; 1616Таблица 2.8Грузоподъемность, т581012,51616/3220/532/550/12,5Вес тележки, кН19,6 21,623,529,436.346,161,885,3132,4Примечание. В числителе грузоподъемность механизма тельного, если тележка имеет дна механизма подъема.главногоподъема, а взнаменателе вспомога-Грузоподъемность механизма главного подъема, тЧисло ходовых колес кранаДо 80480...8100100.., 160 Болы пс 1608; 1616Таблица 2.8Грузоподъемность, т581012,51616/3220/532/550/12,5Вес тележки, кН19,6 21,623,529,436.346,161,885,3132,4Примечание. В числителе грузоподъемность механизма тельного, если тележка имеет дна механизма подъема.главногоподъема, а взнаменателе вспомога-
Грузоподъемность механизма главного подъема, т
Число ходовых колес крана
До 80
4
80...
8
100100.., 160 Болы пс 160
8; 16
16
Таблица 2.8
Грузоподъемность, т58
10
12,5
16
16/32
20/5
32/550/12,5
Вес тележки, кН19,6 21,6
23,5
29,4
36.3
46,1
61,8
85,3132,4
Примечание. В числителе грузоподъемность механизма тельного, если тележка имеет дна механизма подъема.
главного
подъема, а в
знаменателе вспомога-
Грузоподъемность механизма главного подъема, т
Число ходовых колес крана
До 80
4
80...
8
100100.., 160 Болы пс 160
8; 16
16
Таблица 2.8
Грузоподъемность, т58
10
12,5
16
16/32
20/5
32/550/12,5
Вес тележки, кН19,6 21,6
23,5
29,4
36.3
46,1
61,8
85,3132,4
Примечание. В числителе грузоподъемность механизма тельного, если тележка имеет дна механизма подъема.
главного
подъема, а в
знаменателе вспомога-
ты и скорости движения крана. Предварительно число ходовых колес крана можно принять в зависимости от 1 рузоподъемности (табл. 2.7).
При числе ходовых колес 16 число приводов может быть равно 4. В механизмах передвижения однобалочных мостовых кранов опорного типа, предназначенных для работы в помещении. применяют, как правило, центральный привод механизма передвижения.
Определение статических нагрузок на ходовые колеса. Ходовые колеса тележки. Максимальную (в груженом состоянии) и минимальную (в порожнем состоянии) статические нагрузки на ходовое колесо тележки (Лттах и Лттш) следует определять с учетом коэффициента неравномерности нагружения колес: в груженом состоянии умножать на 1,1: в порожнем состоянии-на 0,9.
Вес тележки GT для кранов грузоподъемностью 5 ... 50 т можно взять из табл. 2.8. Приведенные значения определены на основании ГОСТ 25711-83.
Вес тележки для промежуточных значений грузоподъемности можно определить методом интерполяции.
Для тележек кранов, имеющих грузоподъемность 80 ... 500 т, вес тележки можно найти по ГОСТ 6711-81. Если грузоподъемность крана не попадает в диапазоны грузоподъемностей названных стандартов, предварительно вес тележки можно принять равным:
GT = (0,25... 0,35) G - группы режима работы 1М ... 4М;
G, = (0,4... 0,5) G группы режима работы 5М ... 6М.
Если проектируют тележку с одним механизмом подъема, то принимают меньшее значение числового коэффициента при данной группе режима работы.
Ходовые колеса д в у х б а л о ч- ного крана. На рис. 2.9 и 2.10 показаны расчетные схемы, по которым можно определить максимальные нагрузки на все колеса одной стороны крана Рпшх. Эти схемы могут быть использованы и для определения минимальных нагрузок /\т (показаны штриховой линией) на все.колеса одной стороны крана, когда тележка без груза находится в крайнем положении. Выбор той или иной схемы из представленных на рис. 2.9
Р и с. 2.!()
&г5м1,0Д,м0,8Q.т80/20/,.м2,7Д.м1,981012,51616/3,220/512/550/12,51,21.31,952,011.912,01,11.121.31,121,61,9100/20125/20160/32200/32250/32320/32400/80500/802,7; 3,13,23.44,35,21,9; 2,52,53,14,03,8&г5м1,0Д,м0,8Q.т80/20/,.м2,7Д.м1,981012,51616/3,220/512/550/12,51,21.31,952,011.912,01,11.121.31,121,61,9100/20125/20160/32200/32250/32320/32400/80500/802,7; 3,13,23.44,35,21,9; 2,52,53,14,03,8Таблица 2.9Таблица 2.9
&г5
м1,0
Д,м0,8
Q.т80/20
/,.м2,7
Д.м1,9
81012,51616/3,220/512/550/12,5
1,21.31,952,011.912,0
1,11.121.31,121,61,9
100/20125/20160/32200/32250/32320/32400/80500/80
2,7; 3,13,23.44,35,2
1,9; 2,52,53,14,03,8
&г5
м1,0
Д,м0,8
Q.т80/20
/,.м2,7
Д.м1,9
81012,51616/3,220/512/550/12,5
1,21.31,952,011.912,0
1,11.121.31,121,61,9
100/20125/20160/32200/32250/32320/32400/80500/80
2,7; 3,13,23.44,35,2
1,9; 2,52,53,14,03,8
Таблица 2.9
Таблица 2.9
и 2.10 зависит от грузоподъемности крана и соотношения величин ^ и /,, представляющих расстояния от вертикальной оси крюка механизма главно! о подъема до оси ближайшего подкранового рельса в крайних положениях тележки при несжатых буферах. Значение Ц обычно больше значения /2. Расчет показывает, что для кранов грузоподъемностью до 16 т влияние веса кабины оказывается более существенным, чем влияние разницы плеч /] и /2, а значит, для этих кранов следует использовать схему на рис. 2.9. Для кранов грузоподъемностью 16/3,2 т и выше следует использовать схему на рис. 2.10. На схемах обозначено: GM - вес моста крана, включая вес электрооборудования, расположенного на нем: G - вес номинального груза механизма главного подъема; GKa6- вес кабины управления; /^-расстояние от центра массы кабины до оси ближайшего подкранового рельса.
Представляя кран в виде двухопорной балки и составляя уравнения моментов сил относительно опор, можно получить выражения для определения Pniilx и Pmill. Для расчета этих величин необходимо знать числовые значения параметров GM, GKa6, /каб, /,, /2. Вес моста крана равен
Gm = G,p - о;а6 - G„ (2.24) где G - конструкт ивный вес крана с электрооборудованием.
Краны облегченного типа грузоподъемностью 5 ... 50 т могут иметь исполнение, при котором кран управляется с пола, т. е. кабина отсутствует. В этом случае GM = GKp — GT.
Вес крана можно найти по таблицам ГОСТ 25711-83 и 6711-81. Вес кабины управления зависит от того, открытая или закрытая кабина. Открытые кабины предназначены для
установки на кранах, работающих преимущественно в закрытых помещениях при температуре —10... + 28 °C [22] и при наличии физически опасных и вредных производственных факторов (концентрация аэрозолей и вредных веществ в воздухе, уровень шума, вибрация и др.), действующих в течение времени меньше 20% от времени смены. Вес открытой кабины с электрооборудованием, расположенным в ней, можно принять [20] равным 10 ... 13 кН, а закрытой - 14... 17 кН.
Значение /каб можно принять одинаковым для всех кранов и равным 2,4 м. Значения /t и /2 для кранов различной грузоподъемности приведены в табл. 2.9.
Нагрузки на колеса одной стороны крана можно принимат ь распределенными равномерно.
Ходовые колеса однобалочного крана грузоподъемностью до 5 т. В однобалочных мостовых кранах значение iA (рис. 2.11) меньше значения /2, поэтому расчет ным положением для определения максимальной и минимальной нагрузок на ходовые колеса одной из сторон крана является крайнее левое положение электротали. На рис. 2.11 G1T-eec электротали.
Расчетная схема кранов исполнения А (управление с пола) отличается от изображенной на рис. 2.11 отсутствием кабины.
Рис. 2.11
Вес моста крана равен GM = GKp — — Gn -исполнение A; GM = GKp — — GKa6 — GaT - исполнение Б (управление из кабины). Вес крана G можно определить по ГОСТ 22045-82. Вес электротали GH можно найти по ГОСТ 22584-77. Значение /каб можно принимать таким же, как и в двухбалочных кранах, т.е. 2,4 м. Значения 1Х для кранов, работающих в помещении (тип 1) и на открытом воздухе (тип 2), представлены в табл. 2.10.
Большие значения соответствуют большим высотам подъема (высоты подъема по ГОСТ 22045-82 могут быть 6, 12 и 18 м).
Число ходовых колес однобалочных кранов, имеющих грузоподъемность до 5 т, равно 4. Если кран имеет управление с пола, то наименьшую и наибольшую нагрузку на одно колесо молено определять, считая, что оба колеса одной стороны крана нагружены одинаково. Если же кран имеет управление из кабины, то необходимо учитывать несимметричность ее расположения относительно колес одной стороны (рис. 2.12). На рис. 2.12 показана схема для наиболее нагруженной стороны крана. Значения базы А крана и размера Ьх приведены в табл. 2.10. Меньшие значения принимают для меньших пролетов (пролеты по ГОСТ 22045-82 могут быть от 4,5 до 28,5 м). Значение SKa6 можно принять равным 1,35 м. Нагрузки на колеса определяют по уравнениям статики.
Выбор колес. В табл. 2.11 приведены диаметры ходовых колес D, диапазоны допускаемых нагрузок [Ретах]
Рис. 2.12
на колеса по ОСТ 24.090.44-82 и соответствующие типоразмеры рельсов.
Зная максимальную статическую нагрузку на одно колесо, вычисленную ранее, можно выбрать колесо по условию р ^ ГР Т
При этом для групп режима работы ЗМ и выше, а также при скоростях движения 1 м/с и выше следует выбирать больший диаметр колеса и больший типоразмер рельса из приведенных в таблице. После выбора колеса необходимо выписать значения D и [Рктах].
Выбор колесных установок. Ходовые колеса тележек и кранов входят в состав сборочных единиц «Приводное колесо в сборе» и «Неприводное колесо в сборе». Эти сборочные единицы называют и колесными установками. Кроме детали «Ходовое колесо» они содержат обычно еще вал (ось), шпонку (шпонки), подшипники, крышки подшипников и другие со-
Таблица 2.10
Грузоподъемность, 1
Тип 1
Тип 2
/|
А
bi
А
^1
1,0
0.55... 1,00
1,5;
2,0;
2.6
4,0
1,705
1,800
—
2,0
0,80... 1.10
0,70... 0,94
2,6;
4,0
1,85
3,2
0,605... 1,045
1,5 2,0;
2,6; 4,0;
5,0
1,705;
1,787;
1,800
0,75... 0,96
5.0
0,850... 1,275
1,705;
1,800;
1,787;
1,770
0,915... 1,115
2,6; 4,0;
5,0
Максимальная статическая нагрузка па колесо. кН
Диаметр колеса, мм
Типоразмер рельса с выпуклой ю- ловкой
30 ...50
200; 250
Р24 ГОСТ 6368 82
Св. 50 до 100 нключ.
320; 400
Р43 ГОСТ 7173 54
КР70 ГОСТ'4121 76
100...200
400; 500
Р43 ГОСТ 7173- 54
Р50 ГОСТ 7174 75
КР7О ГОСТ 4121 76
200.250
500: 560; 630
Р43 ГОСТ 7173- 54
Р50 ГОСТ 7174 75
КР70 ГОСТ 4121-76
КР80 ГОС Т 4121 76
250...320
630; 710
Р43 ГОСТ 7173 54
Р50 ГОСТ 7174 75
КР80 ГОСТ 4121 76
КР100 ГОСТ 4121 76
320...500
710; 800
КР80 ГОС Г 4121 76
КР100 ГОСТ 4121 76
500...800
800; 900; 1000
КР100 ГОСТ 4121 76
800...1000
900; 1000
KPI20 ГОСТ 4121 76
КР120 ГОСТ 412 i 76
КР140 ГОСТ 4121 76
путствующие детали и стандартные изделия. Конструкции и параметры унифицированных колесных установок приведены в Приложении 8, а также в ОСТ 24.090.09-75 и в книге [4]. При группах режима работы 4М ... 6М рекомендуется применять только унифицированные колесные установки со сферическими роликоподшипниками. Существующий ОСТ 24.09.09 75 различает два типа двухребордных колесных установок: К2РП - с приводным колесом; К2РН - с пеприводным колесом.
Тип К2РП может иметь три исполнения: исполнение 1 с одним концом вала со шпонкой; исполнение 2-с двумя концами вала (один со шпонкой, второй-со шлицами); исполнение 3-с одним концом вала со шлицами.
ОСТ 24.090.09-75 содержит все размеры колесных установок для колес диаметром 200 ... 1000 мм. Наличие различных исполнений позволяет рассматривать разные варианты компоновки механизма передвижения.
Типоразмер колесной установки выбирают по диаметру ходового колеса. Выбрав колесные установки, необходимо выписать условные обозначения их типоразмеров и следующие параметры: диаметр колеса D; диаметр конца вала d; диаметр цапфы dlx;
ширину дорожки катания В: число реборд среб: массу приводной шкул1р и неприводной тк.у.не11р установок, а также указать форму поверхности катания и тип подшипника.
При очень малой или очень большой нагрузке на колесо (менее 30 и более 1000 кН) после выбора ходового колеса конс труируют и рассчитывают специальную сборочную единицу «Колесная установка».
Выбор рельса. В качестве подтележечных и подкрановых рельсов можно использовать рельсы как с выпуклой головкой (типы Ри КР), так и плоские. Полосовую и квадратную сталь жела тельно использовать в кранах сравнительно небольшой грузоподъемности. например в однобалоч- ных (ГОСТ 22045 82) грузоподъемностью до 5 т. Крановые рельсы типа КР имеют стенку повышенной толщины и более широкую опорную поверхность по сравнению с железнодорожными рельсами типа Р, по- эюму допускают большую нагрузку и обеспечивают более равномерную передачу ее на верхний пояс опорной балки. Рельсы этого Типа предпочтительны для кранов большой грузоподъемности.
Выбор г и ио ра змера ре л ь- са. При выборе по табл. 2.11 типоразмера рельса необходимо прове
Тип колесаТип колесадля тележкидля тележкидля кранадля кранаИфИф(2.26)(2.26)
Тип колеса
Тип колеса
для тележки
для тележки
для крана
для крана
Иф
Иф
(2.26)
(2.26)
рять соотношение ширины дорожки катания колеса В и номинальной ширины головки рельса Ь; В должно быть больше b на значение, указанное в табл. 2.12.
Таблица 2.12
Разница \В - by мм
Крановое двухребордное
цилиндрическое30
Крановое двухребордное коническое40
Тележечное двухребордное15 ... 20
Тележечное одноребордное30
БезребордноеНе более 60
Если данное условие нс выполнять, то не будет компенсироваться неточность установки колес и укладки рельсов.
Выбрав типоразмер рельса, необходимо выписать условное обозначение его типоразмера и следующие параметры: номинальную ширину головки b и радиус головки г. Если выбирается подтележечный рельс, то дополнительно необходимо выписать: ширину основания рельса />осн; расстояние от основания до нейтральной оси у; площадь поперечного сечения F; момент инерции сечения Jx; линейную плотность тпог; мерные длины /мерн; немерные длины /нем и материал. Рекомендуется начертить поперечное сечение рельса с указанием всех размеров.
Определение сопротивлений передвижению тележек и кранов. Полное сопротивление W (кН) передвижению
тележки или крана в период разгона, приведенное к ободу колеса, может включать в себя следующие составляющие:
w= и;р + wv + и; + i%H +
+ w,„„, (2.25)
где И^р-сопротивление, создаваемое силами трения; И7 - сопротивление, создаваемое уклоном подтележечного или подкранового пути; И^-сопротивление, создаваемое вез ром, если тележка (кран) работает на открытом воздухе; WHH- сопротивление, создаваемое инерцией вращающихся и поступательно движущихся масс тележки или крана; ИД1б -сопротивление, создаваемое раскачиванием груза на гибкой подвеске.
С о п р о г и в л е и и е., с о з, i а в а е- м о е сил а м и т рения. Для тележек и кранов, имеющих ходовые колеса с ребордами, сопротивления, создаваемые силами трения И4Р (кН), определяют по формулам:
(2.27)(2.27)
(2.27)
(2.27)
где ц коэффициент трения качения колеса по рельсу, мм (табл. 2.13); / приведенный коэффициент трения скольжения в подшипниках колес (табл. 2.14); Ад(,п - коэффициент дополнительных сопротивлений, оире-
Та блица 2.13
Форма головки рельса
Диаметр колеса, мм
200... 320400... 560630,,. 700800<)00...1000
Плоская
Закругленная
0,30,50,60,650.7
0,4,0.60,81,001,2
Таблица 2.14
Тип подшипника
f
Шариковый, роликовый (исключая роликовый с коническимироликами)0,015
Роликовый с коническими роликами0,020
Скольжения0,100
ОбъектФорма поверхности
качании колеса
Привод меха низ-Примечание
ма
Кран опорныйКоническая
Центральный1.2
Раздельный1,1
Цилиндрическая
Центральный1.5
Раздельный1,1
Тс :ежкаЦилиндрическая
Центральный2.5Троллейный токопро-
вод । 2.0Гибкий токоподвод
Кран подвесной Коническая
Односторонний2,0/2.5
Двусторонний1,8/2,0
деляемых в основном трением реборд о головку рельса и трением элементов токосъемного устройства (табл. 2.15); GT, GKp, G-соответственно вес тележки, крана и номинального груза, кН; Р-диаметр колеса, мм; ^- диаметр цапфы вала (оси) колеса, мм.
В значениях /<Д0|1 цифра в числителе означает использование в ходовых колесах ■ подшипников качения, а в знаменателе - подшипников скольжения.
Если проектируется механизм передвижения с ^унифицированной сборочной единицей «Колесная усга- новка», I. е. диаметр цапфы вала (оси) колеса неизвестен, то предварительно можно принимать du = (0,20... 0.25) х х D.
Сопротивление И/ (кН), со- з д а в а с м о е уклон о м. определяют но формулам:
для тележки Wy = а(6\ 4- Grp); (2.28) для крана И7 = a(GKp + Gip), (2.29) где а - уклон рельсового пути; для тележки равен 0.002; для крана 0.00 L
С о н р о т и в л е н и е. создав а е- мое ветром рабочего состоя- н и я. определяют по нормам ГОСТ 1451-77.
Сопротивление И'», (кН), со- з д а в а е м о с с и л а м и и н е р ц и и, определяют по формуле
И,,... = 8nitIOCTn, (2.30)
где 8 -коэффициент, учитывающий инерцию вращающихся частей механизма (при скорости передвижения меньше I м/с можно принимать 8 = 1,25 [6]; больше 1 м/с — 8 = 1.15): тпост масса поступательно движуще
гося объекта (тележки или крана), т; а-ускорение при разгоне, м/с2.
Значение а предварительно можно принять равным а = (0,5... 1,0) [а], где [«]-допускаемое ускорение м/с2, приведенное в табл. 2.16.
Значения ускорений, приведенные в табл. 2.16, следует понимать как средние. Если выполняется условие сцепления колес с рельсами, то кран (тележка) может работать с ускорением 0.3 м/с2 и выше.
Сопротивление, создаваемое раскачиванием груза на гибкой подвеске. При движении тележки или крана груз совершает колебания относительно оси, отклоненной от вертикали в сторону, противоположную направлению движения. В результате возникает дополнительное сопротивление движению ^гиб = G Iga, где а-угол отклонения груза от вертикали; а ^ 2а/д.
Данная составляющая вызывается силой инерции, действующей на груз при его колебаниях, и может быть также выражена
НгИб = (шгр + тп/п, . (2-31)
Таблица 2.16
Назначение кранаГрузоподъемность
крана, I
до 3,2 3,2... свыше
12,512,5
Перегрузка штучных гру
зов:
с помощью приводного,
захвата
при ручной строповке
0.10
0,20
0,10
0.15
0.10
0,10
Обслуживание монтажных работ
0,10
0.07
0,05
где mvp- масса груза, т; тп масса подвески. I.
Выбор двигателя. Мощность д в и га тел я. Необходимую мощность /V (кВт) определяют но формуле
N =.(2.32)
П г.рЧ'п- р
где рпр = 0.8 ... 0,85 - предварительное значение к. и. д. механизма; уПА.р- кратиоегь среднепускового момента двигателя по отношению к номинальному (табл. 2. [7). Введение в формулу коэффициента у/11ср объясняется тем. что сопротивление передвижению Wопределено с учетом сил инерции и раскачивания груза, исчезающих в момент окончания разгона механизма. Доста точная же интенсив- ность разгона механизма обеспечивается благодаря перегрузочной способности, характеризуемой коэффициентом ^п.ср- Значение v.1cp предварительно можно принять любым в диапазоне, указанном в табл. 2.17.
Та б л и ца 2,17
Тип двинпеля
У1ч,
Асинхронный с фазным ротором
1.5.
.. 1,6
с короткозамкнутым ротором МТКЕ
1.3.
..2,6
МТКН
1,6.
..2.4
4АС
1.65
... 1ф()
4АЕ
1,1 .
.. 1.8
Постоянною тока с последовательным возбуждением
1.Х.
.. 2,0
Выбор сер и и
д в и г
а т е ,ч я.
Производится аналогично тому, как
это рекомендовано для механизма подъема груза. Двигатели серий 4АК и 4АНК. предназначенные для лебедок, принимать не следует. Дополнительно при легком режиме работы можно рекомендовать асинхронные двигазели с короткозамкнутым ротором серии 4АЕ. Данная серия представляет собой модификацию основного исполнения общепромышленной серии 4А. Двигатели серии 4АЕ имеют встроенный электромагнитный тормоз п выпускаются мощностью до 25 кВт. Коэффициент запаса торможения т ормоза, определяемый как от
ношение тормозного момента к номинальному моменту двигателя, равен 1,5. При этом предпочтение следует' отдавать двух- и трехскоростным двигателям серии 4АЕ.
Прогрессивным направлением в проектировании крановых механизмов является разработка унифицированных* блок-приводов. Блок-привод механизма передвижения включает в себя двигатель, тормоз, редуктор и ходовое колесо (возможно, с горизонтальными направляющими роликами), объединенные в одну компактную сборочную единицу, не содержащую трансмиссионных валов. В этом смысле серия 4АЕ, выпускаемая в виде блока «двигатель - тормоз», представляет интерес.
Выбор типа двигателя. Тип двигателя выбирают исходя из следующих условий.
Первое условие- относительная продолжительность включения двигателя должна соответствовать относительной продолжительности включения механизма.
Второе условие- номинальная мощность двигателя должна быть равна или несколько больше значения мощности, вычисленного по формуле (2.32): Аглв 2?N-центральный привод; /Удв ^ N/2np - раздельный привод, где с„р-число приводов механизма.
Если выбирают двигатель серии MTKF, МТКН или 4АЕ, необходимо уточнить кратность среднепускового момента упср. после чего уточнить значение мощности, полученное по формуле (2.32), и повторить выбор типа двигателя.
У точнение значения уП1Ср производится по формулам: \|/п ср = (0,7... 0,8) Vmax Для двигателей серий МТ К и Ml КН, Уп,ср (.Vmin Т Унач.пуск)/2 ДЛЯ двигателей серии 4АЕ, где фтах, утт. Унач.пуск - кратности максимального, минимального и начального пускового моментов двигателя по отношению к номинальному. Значения утах. Ут in и унач.пуск либо приведены в каталогах на двигатели, либо их можно определить как отношение соответствующего момента двигателя к номинальному моменту (см. гл. 8).
После выбора типа двигателя необходимо выписать условное обозначение его типа и основные параметры (те же, что рекомендованы для двигателя механизма- подъема груза), а также начертить «габаритку».
Выбор передачи. Передачу выбирают исходя из кинематической схемы механизма. Если в схеме имеется открытая зубчатая ступень или ее необходимость вызвана большим передаточным числом механизма, то вначале надо определить основные параметры открытой зубчатой ступени: передаточное число мот, модуль зубьев т, числа зубьев шестерни и колеса г, и z2 и межосевое расстояние aw. Передаточное число иот следует назначать из ряда стандартных передаточных чисел (ГОСТ 2185- 66): 2,0; (2,24); 2,5; (2,8); 3,15; (3,55); 4,0; (4,5); 5,0; (5,6). Число зубьев zt предварительно можно принять равным минимальному, получаемому при нарезании зубьев без смещения исходного контура (zt = 17), или несколько большим данного значения. Диаметр начальной окружности колеса dw2 конструктивно можно принимать равным диаметру ходового колеса D. Получаемое значение модуля следует округлить до ближайшего большего значения из ряда стандартных модулей (ГОСТ 9563-60): 5,0; (5,5); 6,0; (7,0); 8,0; (9,0); 10,0; (11,0); 12,0; (14,0); 18,0. Значения, стоящие в скобках,- менее предпочтительны. После округления модуля следует уточнить величину dw2 и определить межосевое расстояние aw.
В дальнейшем, если заданием на проект предусмотрены конструирование и расчет сборочной единицы «Установка ходового колеса» и имеется открытая передача, необходимо проверить зубья открытой передачи на изгиб.
Выбор типа редуктора. В механизмах передвижения тележек, как правило, используют вертикальные крановые редукторы. Известны различные типы вертикальных редукторов, из которых следует рекомендовать типы В К и ВКУ-М, закрепляемые на вертикальной плите, и навес
ные редукторы ЦЗВК (ОСТ 24.191.10- 75) и ЦЗВКФ.
В механизмах передвижения кранов кроме вертикальных редукторов можно использовать горизонтальные, применяемые в механизмах подъема груза (см. § 2.1).
При проектировании блок-приво- дов механизмов передвижения могут быть использованы планетарные редукторы, скомплектованные из секционных планетарных передач, разработанных канд. техн, наук М. С. Кауфманом.
Технические данные редукторов приведены в Приложении 5, а также в книгах [4, 15, 17] и др.
Выбор типоразмера редуктора. Типоразмер редуктора (кроме планетарных редукторов) выбирают по методике, аналогичной той, что была изложена для механизма подъема груза, за исключением четырех отличий.
Первое отличие - для редукторов типа ЦЗВК и ЦЗВКФ Zo = 63- К)6. Второе отличие - суммарное число циклов контактных напряжений тихоходного зубчатого колеса редуктора определяют по формуле
гт = зо«тиш, (2.зз) так как работает не одна (как в механизме подъема груза), а две активные поверхности зубьев.
Третье отличие -расчетный крутящий момент Т (Н ■ м) на тихоходном валу редуктора Т определяю! по формуле
Г = Г I/ л (^ 34) ^дятах^рЧр^ V
где Т1В тах - максимальный момент двигателя, Н м; для двигателей с фазным ротором необходимо использовать момент Tnmax; и , г| - соотве т - ственно передаточное число и к.п.д. редуктора.
Так как редуктор еще не выбран, вместо ир можно подставлять значение, взятое из паспорт-пых данных на принятый тип редуктора и близкое к требуемому передаточному числу. К.п.д. редуктора можно принять по табл. 2.20 для намечаемого типа редуктора.
Если в каталоге 7^ тах не приведен (например, в каталогах на двигатели общепромышленной серии 4А вместо Та» max приводится кратность максимального момента утах), то его можно определить по формуле
Тдв max ^дв.иVmax '
где ^.„-номинальный момент двигателя, Н ■ м:
Т = N кй 35) 2ДВ,Н J ’ дв/^ди ■
Здесь N^ - номинальная мощность двигателя, Вт; мдв - номинальная угловая скорость двигателя, рад/с.
Четвертое отличие - коэффициен т долговечности к должен быть в пределах 0,63 ... 1,00, за исключением редукторов типа 1ДЗНК. Если он выходит за пределы данного диапазона, то его надо приравнять к ближайшему граничному значению. Для редукторов типа ЦЗВК ка = 0,5 ... 1,0.
После выбора типоразмера редуктора следует выписать условное обозначение его типоразмера, основные параметры и начертить «габаритку».
Кроме того, после выбора передачи необходимо определить фактическое передаточное число механизма имех, фактическую скорость передвижения ипср и фактический к.п.д. механизма рмех. После определения т|мех следует уточнить значение мощности по формуле (2.32).
Выбор муфт и тормоза. Выбор муфт (см. § 2.1). Если выбирают зубчатую муфту для соединения вала двигателя с быстроходным валом редуктора типа ЦЗВКФ, то необходимо проверять соответствие модуля, числа зубьев и ширины зубчатого венца обоймы подобным параметрам зубчатого венца втулки, поставляемой в составе редуктора.
Выбор тормоза. Согласно Правилам ГГТН, тормоза в механизмах передвижения нужно устанавливать в тех случаях, если: 1) машина работает на открытом воздухе; 2) машина, предназначенная для работы в помещении, передвигается по пути, уложенному на полу; 3) машина (тележка), предназначенная для работы в помещении на надземном рельсо
вом пути, перемещается со скорос тью более 0,53 м/с.
Расчетный тормозной момент механизма ТТ рмсх при работе крана в закрытом помещении определяют при движении без груза под уклон в предположении, что реборды колес (или горизонтальные направляющие ролики) не задевают за головки рельсов:
Л.Р.м„= /Уо+ Uo-Cpo, (2.36)
где Гу0, Тпн0, Ттр0-моменты, Н м, создаваемые уклоном, инерцией и силами зрения и приведенные к валу, на котором установлен тормоз:
•р ^К о' кН* ■ т
* у 0 —
.(2 37)
^мех
^МСА П k - I
гк радиус ходового колеса, м:
Тн ОГр О гдеТн ОГр О где11к-т-к п Д механизма на участке кинематической цепи «приводное ко- лесо -тормоз»; ГК 0■ ^ино- ^КРо - со- противления передвижению тележки (крана) без груза, создаваемые уклоном. инерцией и трением соответственно. К: ГК0 = а6т-для тележки: 1Е0 nG'kp для крана; ^„y^Sm/z для тележки; И' 0 = Sm^a для крана ^тро = GT(2p Pjd^k/Ь для тележки; 0 = СКр(2ц Ц-.fd^D для крана. Здесь ктрол - коэффициент, учитывающий сопротивление движению тележки при троллейном токоподводе; ^трол = |'25"
Тн О
Гр О где
Тн О
Гр О где
Замедление а берется того же значения, что и значение ускорения а при разгоне. Этим закладываются одинаковые условия сцепления колес с рельсами при разгоне и торможении. Кроме того, создается одинаковое силовое воздействие на груз при разгоне и торможении.
Расчетный тормозной момент механизма при работе на открытом воздухе и отсутствии противоугонных устройств определяют по формуле Г.р.мех ^ шп < Г' О + Тв () НУр Тр О ) '
где ^зап" 1.2-коэффициент запаса торможения согласно Правилам ГГТН; Твонер"момент ветровой нагрузки нерабочего состояния И^Онер, действующей на тележку (крап), приведенный к валу, на котором установлен тормоз:
^в О иср^н 0 нср\ П к — Е ^мех -
И\п определяют но нормам, изложенным в ГОСТ М51-77.
Расчетный тормозной момент тормоза TT.V определяют по формуле
гр Г . р. м е X
'т.р "\’
где ег-число тормозов в механизме.
Выбор типа и типоразмера тор- мозг! производится по тем же принципам, что и для механизма подъема груза. Выбрав тормоз, необходимо выписать условное обозначение его типоразмера, т ипоразмера привода тормоза, основные параметры, а также начертить «габаритку» тормоза.
Выбор тормозного шкиаа производится аналогично тому, как эго было описано для механизма подъема груза (см. § 2.1).
Механизм поворота крана
И с х о д н ы е да н н ы е. В качестве исходных данных должны быть заданы: частота вращения крана пур, об/мин (или угол и время поворота): режим работы механизма по Правилам ГГТН (или группа режима работы по ГОСТ 25835 83): максимальный вылет L. м; график загрузки механизма.
Остальные исходные .тайные (тру- зо подъем и ость, высота подъема, род тока, срок службы, тип машины, условия работы-па открытом воздухе или в закрытом помещении и др.) те же. что и при проектировании других механизмов крана.
Выбор места расположения и кинематической схемы механизма. М е с- то расположения механизма. Механизм поворота может располагаться как нг! поворотной, так и на неповоротной части крана. Если зацепление «шестерня-венец» внешнее, то при расположении механизма на
поворотной части передаточное число данного зацепления увеличивается на 1. так как шестерня, обегая венец, совершает планетарное движение.
Кинематическая схема м е- х а и и з м а. Схема содержит открытую пару «шест ерня - венец», а также двигатель, тормоз, редуктор. Кроме того, в кинематическую схему могут входить соединительная муфта, фрикционная предохранительная муфта и открытые зубчатые ступени (цилиндрическая или коническая). Лучшими являются кинематические схемы, не содержащие открытых пар (не считая пары «шестерня-венец»). Предпочтительным является применение тех или иных редукторов с вертикальным расположением тихоходного вала, так как при этом исчезает необходимость в открытой конической паре и появляется возможность блочного выполнения механизма (к редуктору можно прикрепить вертикальный фланцевый двигатель). К сожалению, блочные конструкции механизмов по- ворото пока недостаточно распространены (исключение составляют механизмы поворота башенных и самоходных стреловых кранов). Развитие блочных конструкций сдерживается отсутствием типажа на редукторы с вертикальным расположением валов.
Выбор конструкций опор поворотной части. Различные конструктивные решения опор представлены в книгах (8, 15, 20] и др. В стационарных кранах с вращающейся колонной и в настенных кранах, а также в верхних опорах велосипедных кранов и стационарных кранов шт неподвижной колонне используют подшипники качения, чаше всего радиальные сферические двухрядные. В качестве нижней опоры в велосипедных кранах и стационарных кранах на неподвижной колонне используют обойму с горизонтальными роликами.
Построение расчетной схемы крана и определение параметров, необходимых для расчета. Настенный к р а и . Пример расчетной схемы настенного стационарного поворотного
крана показан на рис. 2.13. Принципиально данный кран не отличается от крана с вращающейся колонной (рис. 2.14). но имеет другое соотношение параметров и выделен ГОСТ 1981 Г 82 как самостоятельный тип. Расстояние между опорами И для кранов среднего режима работы с электро л алью грузоподъемностью 0.5 ... 3.2 т, имеющих вылеты 2.5 . 6.3 м, можно принять по ГОСТ 19811 -82.
Для кранов большей грузоподъемности расстояние /?(м) должно быть увеличено. Его следует принимать не менее 0.5L. Расстояние с от оси вращения до центра массы поворотной части крана равно примерно (0,25... 0,30) L. Диаметры цапф dx и
Рис. 2.13
Рис. 2.14
d2 под сферическими подшипниками верхней и нижней опор предварительно можно принять равными dx = = d2 = 0,07/?. диаметр цапфы d^ под упорным подшипником нижней опоры - (0,6 ... 0,7)
Вес поворотной части GIj(,B кранов с электро талью грузоиодьемностью 0,5 ... 3,2 т также можно определить по ГОСТ 1981 I -82. Для кранов большей грузоподъемности и больших вылетов вес поворотной части можно определить по удельной мегаллоем- кости:
? QL где тпов масса поворотной части крана, т.
Расчеты показали, что значение нкд можно принять равным 0,25т/(т-м). Вес электротали G3 л можно взять по ГОСТ 22584-77. Вес электротали грузоподъемностью 0,5 т при высоте подъема до 6 м равен 0.83 кН.
Крап с вращающейся к о- л о н и о й. Пример расчетной схемы стационарного крана с вращающейся колонной показан на рис. 2.14. Схемы верхней и нижней опор в принципе не отличаются от опор настенного крана. Расстояние между опорами h для кранов среднего режима работы с электроталью грузоподъемностью 0,5 ... 3.2 т. имеющих вылеты 2,5 ... 6.3 м, приведено в ГОСТ 19811-82.
Для кранов большей грузоподъемности и больших вылетов расстояние h (м) можно определять, учитывая, во-первых, ч то оно обычно близко по лачснию к высоте подъема Н. и, во-вторых, не должно быть меньшим, чем
A = 0,15Qb.(2.38)
Второе условие вызвано тем, что с возрастанием произведения QL возрастают нагрузки на опоры, следовательно, и их размеры. Данное ограничение h получено путем анализа существующих конструкций кранов подобного типа. Значения с, dv d2 и d2 можно принимать аналогично тому, как это рекомендовано для настенных кранов.
Вес поворотной части Gn0B кранов с электроталью грузоподъемностью 0,5 ... 3,2 т также можно определить по ГОСТ 19811-82. Для кранов большей грузоподъемности и больших вылетов вес поворотной части можно определить по удельной металлоемкости аналогично тому, как это рекомендовано для настенных кранов, принимая туд = 0,25 т/(т м).
Вес тележки на канатной тяге можно принять равным GT = (0,07... 0,08) Grp.
Кран на неподвижной колонне. Пример расчетной схемы стационарного крана на неподвижной колонне показан на рис. 2.15. Расстояние между опорами И можно принять по формуле (2.38). Значения с, Lmin, ^2, tZ3, b, dp и Др можно принять по соотношениям: с = (0,25 ... 0,30) L; Lmin = 0,8 ... 2,0 м-большие значения при грузоподъемности выше 5 т; d2 - 0,07Л; ^з = (0,6... 0,7) d2; b = = 0,3L; rZp = (0,25 ... 0,35) Dp; Dp = = (0,5.. .0,6)ДКОЛ. Диаметр Дкол (м) кованой колонны, имеющей круглое сплошное сечение, следует принимать по условию
>0.217 /-^-.(2.39)
V Ин
где Ми- момент, изгибающий колонну, кН -м; Мй = RHh; [п]и- допускаемое напряжение при изгибе по симметричному циклу нагружения [6], приведенное в табл. 2.18; RH -горизонтальная реакция опоры, кН.
Таблица 2.18
Предел [Д]н. МПа Предел LctJm* МПа прочностипрочности
ав, МПапв, МПа
392,3 39,23 588,4 53,94 490,4 44,13 686,5 63,75
Значение RH находится из уравнения статики (уравнения моментов сил относительно какой-либо точки А или В из опор). Для этого необходимо знать вес поворотной части крана GnoB, включающий в себя вес тележки GT (или вес электротали G.>a) и вес противовеса Gnp. Вес поворотной части можно принять равным 0,9 веса крана GKp (кН). Вес кранов с электроталью грузоподъемностью 0,5...
3,2 т можно определить по ГОСТ 19811-82. Вес крана большей грузоподъемности и больших вылетов можно определить по удельной металлоемкости:
т = —
уд QL ’
где тм, масса крана (без противовеса), т. Значение туд можно принять равным 0,5 т/(т-м).
Рекомендации по определению веса тележки (или электротали) приведены выше. Вес противовеса Gnp определяют по условию равенства момента. изгибающего колонну крана, когда тележка (электроталь) с номинальным грузом находится на максимальном вылете, и момента, когда тележка (электроталь) без груза находится на минимальном вылете.
В соответствии с рекомендациями ВНИИПТМАШа [6] значения предела прочности о„ (МПа) по ГОСТ 1050-74 для некоторых марок конструкционных сталей приведены в табл. 2.19.
Таблица 2.19
Марка стали
а.
Марка стали
Степь 20
411,9
Сталь 45
598,2
- » — 25
451,1
—»50
627,6
- »30
490.4
- » - 55
647.3
—»35
» — 40
529,6
568,8
- » — 60
676,7
Велосипедный кран. Расчетная схема велосипедного крана при расположении стрелы вдоль подкранового пути показана на рис. 2.16. При расположении стрелы поперек подкранового пути горизонтальные реакции 7?н уменьшаются, так как нагрузка от опрокидывающего момента воспринимается в основном горизонтальными направляющими роликами. Схемы верхней и нижней опор те же, что и у стационарных кранов на неподвижной колонне.
Велосипедные краны имеют постоянный вылет. Расстояние между опорами И можно принять равным (0,58 ... 0,75) И. Значения с, d^, d3 и b можно принимать по гем же соотно-
Рис. 2.16
шениям, что приведены выше для стационарных кранов на неподвижной колонне. Диаметр оси ролика dp нижней опоры можно определять но формуле (2.39), подставляя вместо DKiM диаметр оси ролика. При этом Ми - максимальный изгибающий момент, действующий на ось ролика.
Для конструкционных углеродистых сталей 45 и 50 можно [2] принять: [а]и = 81,6... 102,0 МПа, расстояние между опорами оси ролика /о р = 2,5 d . максимальную нагрузку на ролик Р = RJ (2 cos а), угол а = = 30 \ Значения Dp и Ркол можно принимать равными Dp = (2,5 ... 3,5) d ; ОКол = (5,5 ... 6,5) Dp. Колонну, как правило, выполняют сварной, и она имеет сложное поперечное сечение [8]. При ее проектировании следует проверить значение £>кол по условию изгиба, определив момент сопротивления сечения изгибу. Вес поворотной части крана G[toB можно брать равным 0,5 GKP. В вес крана GKp не входит вес противовеса Gtip. Как и в случае крана на неподвижной колонне, вес крана можно определить по удельной металлоемкости, принимая туд = = 0,35 т/(т ■ м). Вес противовеса G„p определяют из равенства моментов Ми1 и Ми2, изгибающих колонну: 34и 1 GvpL 3- Gr[0Qt Gnpb. Л/И2
Gupb GnvBc.
Определение опорных реакций и выбор подшипников. Вертикальную
Rv и горизонтальную RH реакции (кН) в опорах определяю! путем составления уравнений статики. Так как частота вращения кранов обычно не более I об/мин. а угол поворота, как правило, меньше 360°, то подшипники выбирают но статической грузо- подьемношн.
Типы под ш и п ников. Для вос- приятия горизонтальных (радиальных) нагрузок применяют радиальные сферические двухрядные шариковые подшипники с цилиндрическим отверстием (тин 1000) по ГОСТ 5720-75 или (реже) роликовые радиальные сферические двухрядные с цилиндрическим отверстием (тип 3000) по ГОСТ 5721 -75. Для восприятия вертикальных (осевых) нагрузок применяют шариковые упорные одинарные подшипники (тип 8000) по ГОСТ 6874 75. При нагрузках, превышающих значения допускаемой статической грузоподъемности, можно применять нестандартные подшипники качения.
Типоразмер подшипника. Выбирают по условию: максимальная статическая нагрузка на подшипник. равная реакции в опоре, не должна превышать базовой статической радиальной грузоподъемности Сог (для сферических подшипников) или базовой статической осевой грузоподъемности СО(, (для упорных подшипников).
Выбрав типоразмер подшипника, необходимо выписать его основные параметры: обозначение типоразмера; внутренний и наружный диаметры; ширину (для сферических) или высоту (для упорных); базовую ста- т ическую грузоподъемность.
Определение момента сопротивления повороту. Момент сопротивления повороту (кН ■ м) крана, действующий в период разгона механизма, равен
= ^тр + ^в + Тин, где /р-момент сил трения в опор- но-поворогном устройстве; Тн момент ветровой нагрузки рабочего состояния (если кран работает на открытом воздухе); Тин-момен7 сил инерции, действующих на груз, мед
ленно поворачивающиеся части крана (металлоконструкция поворотной части, противовес и т.д.) и вращающиеся части механизма поворота (ротор двигателя, тормозной шкив, муфты и т.д.).
Момент сил трения в опорно-поворотном устройстве. Равен сумме моментов сил трения в верхней (Ттрв) и нижней (Тф н) опорах:
т = т т
Момент сил трения в верхней опоре. Для настенного крана и крана с вращающейся колонной момент равен
TTPB=/KH^-10"\
где /"-приведенный коэффициент трения скольжения в подшипнике; для подшипников качения/ = 0,015; dt берется в мм. Для крана на неподвижной колонне и велосипедного крана T„..=/^RH^ + к/^ю-5.
Момент сил трения в нижней о п о р е для настенного крана и крана с вращающейся колонной равен 7',р.„=/(^„^ + л//10^3.
Для крана на неподвижной колонне и велосипедного крана
Т =
тр н2- IO3Dp cos а
где ц-коэффициент трения качения, м. Значение ц можно взять из табл. 2.13 (вместо диаметра колеса - диаметр ролика Dp). Для роликов, у которых В* = 100 ...150 мм, ц = = 0,25 мм. Если Dp < 100 мм, значение ц можно определить методом экстраполяции.
Момент ветровой нагрузки рабочего состояния. Максимальное (за время поворота крана) значение
т — р 1 I р j p и
В.ПОВ‘в ’ 2 В.гр1^ 4 НЛ1р,у*
где Рв.ио^ Рв.гр. EVnp-соответственно
ветровая нагрузка рабочего состояния на поворотную часть крана, груз и противовес, кН; /„-расстояние о г оси поворота до центра ветрового давления на поворотную часть крана, м; Л.пов, Л.гр- Л.пр и /в определяют по ГОСТ 1451 -77.
Момент сил инерции 7^н = = Je, где ./-момент инерции (относительно оси поворота крана) медленно поворачивающихся частей крана, груза и вращающихся частей механизма поворота, т м2; е-угловое ускорение крана, рад/с2.
Момент инерции J = у7мпч, где у = 1,2... 1,4-коэффициент учета инерции вращающихся частей механизма поворота; 7МПЧ -момент инерции (относительно оси поворота крана) груза и медленно поворачивающихся частей крана, тм2; 7М1П1Ч = = c^mj-Xj, где >и --масса у-й медленно поворачивающейся части (груз, про- тивовес, стрела и т.д.); х--расстояние от центра массы у-й медленно поворачивающейся части до оси поворота крана, м; ^ = 1,3 ... 1,4-коэффициент приведения геометрических радиусов вращения к радиусам инерции.
Расстояния от центров массы груза, поворотной части и противовеса до оси поворота крана равны: хгр = = L: хпов = с; хпо = Ь. Угловое уско-
рение при разгоне может быть найдено по допустимому линейному ускорению груза [а] (табл. 2.16): е = = [a]/L. Величины [а] и L должны быть подставлены в данную формулу в м/с2 и м соответственно.
Определение мощности двигателя и выбор блок-схемы привода и типа двигателя. Мощность двигателя N (кВт) определяют по формуле
N = (2.40)
Ппрфп.ср
где сокр-угловая скорость вращения крана, рад/с; г|пр - предварительное значение к. п. д. механизма (г|пр = = 0,8 ... 0,9; если планируется использовать в механизме червячную передачу, то Г|пр = 0,75 ... 0,80). Значения уп.ср приведены в табл. 2.17.
Выбор блок-схемы привода. Привод механизма поворота может представлять собой комбинацию комплектующих его изделий по вариантам, основные из которых показаны на рис. 2.17.
Вариант i (рис. 2.17, а). Привод механизма представляет собой единый блок «тормоз-двигатель-редуктор -шестерня» с вертикальным расположением тихоходного вала. Имеется типаж, охватывающий три типоразмера таких блок-приводов, приме-
няемых в строительных башенных кранах [31].
Вариант 2 (рис. 2.17, б). Блок 1 состоит из вертикального фланцевого двигателя и встроенного электромаг- t нитного тормоза; с блоком состыкован редуктор 2 с вертикальным тихоходным валом, составленный, например, из планетарных секционных передач. На конец тихоходного вала 1 редуктора насажена шестерня 3.
Вариант 3 (рис. 2.17, в). Вертикальный двигатель 7 с двумя концами вала, фланцем и лапами (исполнения по способу монтажа и направлению вала М2001 или JM2081); на верхнем конце вала двигателя закреплен тор- । мозной шкив 2 (ОСТ 24.290. 06-75); к лапам двигателя крепится горизонтальный неунифицированный тормоз 3 (конструкция тормоза может быть аналогична применяемой в блок-при- f водах механизмов поворота строительных башенных кранов), колодки которого охватывают шкив 2; к фланцу двигателя прикреплен редуктор 4 с вертикальным тихоходным валом; на конец тихоходного вала редуктора насажена шестерня 5.
Вариант 4 (рис. 2.17,г). Блок 7 I состоит из горизонтального двигателя со встроенным электромагнитным тормозом; с ним с помощью соединительной муфты 2 стыкуется неунифицированный червячный редуктор 3 с । предохранительной фрикционной муфтой и вертикальным тихоходным валом; на конец тихоходного вала насажена шестерня 4.
Вариант 5 (рис. 2.17,6). При данном варианте привод собирают из отдельных составных частей: тормоза 7. тормозного шкива 2, двигателя го- ; ризотального на лапах 3. соединительной муфты 4, редуктора 5, открытой конической передачи б, цилиндрической шестерни 7.
Выбор того или иного варианта блок-схемы привода механизма пово- 1 рота целесообразно начинать с варианта 7. Если этот вариант не проходит, переходят к варианту 2 и т. д.
Блок-приводы выпускают мощностью 3.5 и 5 кВт. Их технические данные представлены в Приложении
Мощность блок-привода не должна быть меньше необходимой мощности Аг. Если блок-привод подходит, необходимо выписать условное обозначение его гипоразмера, тип двигателя. тип редуктора, чин тормоза, а также параметры: мощность двигаче- ля ^дB; передаточное число редуктора и , номинальный тормозной момент Тгн, число зубьев шестерни гш. модуль зубьев шестерни т и массу блок-привода т6,ац,. Рекомендуется начертить «габаритку» блок-привода.
При варианте блок-схемы привода 2 можно использоват ь двух- и трех- скоросгные двигатели серии 4AF. с короткозамкнутым ротором и встроенным электромагнитным тормозом, которые имеют вертикальное исполнение. их выпускают мощностью до 25 кВт [3].
При варианте блок-схемы 3 можно использовать двигатели серий MTF, МТН с фазным ротором и двух- и трехскорос i ные двигатели с короткозамкнутым рот ором серии МТКН. При .четком режиме работы можно применять односкоростные двигатели с короткозамкнутым ротором серий MTKF и 4АС. Все эти серии могут иметь вертикальное исполнение с фланцем и лапами и двумя концами вала.
При варианте блок-схемы 4 можно использовать двигатели серии 4АЕ. при варианте 5-двигатели серии MTF, МТН, MTKF. МТКН и 4АС.
Мощность выбранного двигателя не должна быть меньше значения -V. вычисленного по формуле (2.40). При выборе двшателей серий MTKF, МТКН и 4АЕ необходимо уточнит!, кратность среднепускового момента хр111Ср, после чего по формуле (2.40) найти новое значение мощноещ и повторить выбор типа двигателя, как это было рекомендовано (см. § 2.2). Выбрав чип двигателя, необходимо выписать его основные параметры и начертить «габаритку».
Выбор передачи. Разбивка передаточного ч и с л а механизма на передаточные числа редуктора и открытых ступеней может произво-
диться по-разному в следующих двух случаях.
Случай / соответствует варианту / выбора блок-схемы привода (рис. 2.17. а), когда передаточное число редуктора и известно. Тогда определяют необходимое передаточное число открытой передачи: иот = м/w . Здесь и необходимое передаточное число механизма: и = п№;пкр.
Открытая передача может быть одно- и двухступенчатой или более. Лучше, если она будет одноступенчатой. Соотношение чисел зубьев вен- ца опорно-поворотного устройства и шестерни св/гш обычно находится в пределах 4... 10. При этом отношение 2j2w должно быть равно одному из значений стандартного ряда передаточных чисел (ГОСТ 2185-66): 4,0; (4.5); 5.0; (5.6); 6,3; (7.1); 8,0; (9.0); 10.
При расположении механизма поворота на поворотной части крана и внешнем зацеплении шестерни и венца передаточное число открытой планетарной ступени равно лш_в = zH/ + 1; при внутреннем зацеплении ищи = 2jzn. — I; при расположении механизма на неповоротной части крана иш_я = 2jzlu.
Если разница между мот и нш-в не превышает 15%, разбивку передаточного числа механизма можно закончить. Если разница более 15%, необходимо вводить дополнительно 1 ... 2 ступени.
Случай 2 соот ветствует вариантам 2... 5 выбора блок-схемы привода (рис. 2.17.6, 6, г. 6), когда передаточное число редуктора еще неизвестно. Тогда задаются отношением zjz^, определяют »гп^в и затем находят необходимое передаточное число оставшейся части передачи и„ст = ы/иш-в. После этого при вариантах 2 и 3 блок-схемы привода (рис. 2.17,6, в) следует выбрать редуктор, составленный, например, из планетарных секционных передач. Если передаточное число редуктора ир отличается от передаточного числа иост не более чем на 15%. на этом разбивку передаточного числа механизма можно закончить. При варианте 4 блок-схемы привода (рис. 2.17, г) передаточное
число неунифицир.ованного червячного редуктора можно брать равным или близким мост, следя, чтобы расхождение не превышало 15%, и выбирая передаточные числа из стандартного ряда: 80; 100; 12 5; 140; 160; 180; 200; 2 50. При этом редуктор может быть одно- или двухступенчатым.
При варианте 5 блок-схемы привода 5 (рис. 2.17,0) мост = иконпр.тр, где цкон - передаточное число открытой конической передачи; цр1р-требуемое передаточное число редуктора. Обычно мкон = 1,0... 6.3. Следует назначать мтон из стандартного ряда: 1.0; (1,25); 1.6; (2,0); 2,5: (3,15); 4.0 (5.0); 6,3. Приняв значение мкон, определяют wp тр и выбирают унифицированный цилиндрический, цилиндроконический или червячный редуктор, стремясь, чтобы расхождение величин м и Wp.Tp не превышало 15%.
Выбор унифицированного редуктора. При вариантах блок- схемы 2, 3, 5 привода (рис. 2.17.6. в, 6) можно выбрать унифицированный редуктор. В вариантах 2 и 3 это может быть редуктор, составленный из секционных планетарных передач. В атласе [15] приведены характеристики и чертежи двух типов червячных редукторов с вертикальным валом.
В варианте 5 можно использовать типы горизонтальных цилиндрических редукторов, указанные в § 2.1 для механизма подъема груза, коническо-цилиндрические двух- и трехступенчатые редукторы типов КЦ1, КЦ2, КЦ2-М. КЦН-Д, червячные редукторы типов 42. 24 и глобоидные типов 4г и РГСЛ.
Принцип выбора редукторов (за исключением планетарных) тот же, что и в механизмах подъема груза и передвижения крана (тележки). При этом Zo = 125 ■ 106; Zs определяют по формуле (2.33); Тр определяю!' по формуле (2.34); кд должен находиться в пределах 0,63 ... 1,00.
Выбрав унифицированный редуктор, необходимо выписать его основные параметры и начертить «габа- ритку»,
Определение основных параметров открытой зубча-
гой передачи. Кроме передаточного числа основными параметрами открытой зубчатой передачи являются числа зубьев, модуль и межосевое расстояние. Число зубьев шастерни, зацепленной с зубчатым венцом, можно принимать равным 20... 30. Модуль зубьев шестерни и венца следует назначать из ряда стандартных модулей (ГОСТ 9563-60): 10: (И); 12; (14); 16; (18); 20; (22); 25. '
Модули и числа зубьев других ступеней открытой зубчатой передачи можно принимать стандартными, близкими ио значению модулям и числам зубьев подобной ступени какого-либо поворотного крана, предел явленного в ли тера гуре [15] или на заводских чертежах.
После выбора передачи определяют фактическое передаточное число механизма нмс^ фактическую частоту вращения крана //кр.ф и к. п. д. механизма Пмех, причем к. п.д. передачи «шестерня-венец» при наличии пластичной смазки 0,96... 0,97, к. п.д. конической передачи 0.96... 0,97; к. п.д. упругой втулочно-пальцевой муфты [17] 0,99: к .п.д. зубчатой муфты 6,990... 0.995; к. п.д. редукторов см. в габл. 2.20.
После определения к. п. д. механизма необходимо уточнить по формуле (2.40) значение мощности.
Выбор соединительной муфты. Выбор соединительной муфты при блок-схеме по вариантам 4 и 5 (рис. 2.17. г, д) производился аналогично тому, как эго описано в § 2.1 для механизма подъема груза. При вариантах 2 и 3 (рис. 2.17. б, в) для соединения двигателя с редуктором необходимо конструировать специ
альную сборочную единицу «Соединительная муфта» или насаживать первую шестерню редуктора непосредственно на конец вала двигателя.
Выбор тормоза. Расчетный тормозной момент. При работе крана на открытом воздухе его определяют по уравнению т — т I т т Jr.p*jhh1 2тр1 -
При работе крана в помещении т = т . т 1 т.р 1 ин 1*тр ( *
Так как тормозной момент определяют на валу, на котором установлен тормоз (первый, он же быстроходный, вал механизма), то 7^р 7ИН1 и 7]Рщ приведенные к первому валу моменты ветровой нагрузки, сил инерции и сил трения в опорно-поворотном устройстве. Они равны:
^вЛмех.1 . ^ 'инПмсх.г , н I “’ И Н 1*
^мехП мех . г^мехП мех . гЗдесь г|мех т-к. п. д. механизма при торможении. Он может существенно отличаться от к. п. д, механизма при разгоне и установившемся движении в том случае, если в механизме есть червячная передача. При определении Лмех.т надо использовать минимальное значение к. п.д. червячного редуктора.
^мехП мех . г
^мехП мех . г
Выбор типоразмера тормоза. При выборе тормоза возможны три случая. Случай 1 - тормоз встроен в двигатель (рис. 2.17,6, г\ Коэффициент запаса торможения встроенного тормоза установлен равным 1,5 по отношению к номинальному моменту двигателя. Если ока-
Таблица 2.20
Гии редуктораГии редуктораХарактеристика редуктораqp
Гии редуктора
Гии редуктора
0,96... 0,97 0,940,... 0,955 0,82 ... 0,92 0,75... 0.82 0,70... 0,75 0,97 ... 0,98 0,950... 0,965 0,93 .. .0,97 0,89 ... 0,960,96... 0,97 0,940,... 0,955 0,82 ... 0,92 0,75... 0.82 0,70... 0,75 0,97 ... 0,98 0,950... 0,965 0,93 .. .0,97 0,89 ... 0,96
0,96... 0,97 0,940,... 0,955 0,82 ... 0,92 0,75... 0.82 0,70... 0,75 0,97 ... 0,98 0,950... 0,965 0,93 .. .0,97 0,89 ... 0,96
0,96... 0,97 0,940,... 0,955 0,82 ... 0,92 0,75... 0.82 0,70... 0,75 0,97 ... 0,98 0,950... 0,965 0,93 .. .0,97 0,89 ... 0,96
Цилиндрический
Червячный
Конический одноступенчатый
Цилиндроконический
Планетарный
Двухступенчатый Трехступенчатый Передаточное10... 25
число26... 40
40
Двухступенчаный Трехступенчатый
жегся. что тормозной момент встроенного тормоза меньше, чем Тт , необходимо отказаться от данных вариантов блок-схемы привода. Случай ?-тормоз с горизонтальным расположением колодок закреплен на лапах вертикального двигателя (рис. 2.17.6/. О- При этом тормоз может входить в состав блок-привода (рис. 2.17, н) и тогда надо проверить тормозной момент тормоза. Если же тормоз с горизонтальным расположением колодок не унифицирован (рис. 2.17), его надо конструировать и рассчитывать как новую сборочную единицу. При этом предварительно выбирают тормозной шкив но ОСТ 24.290.06-75 путем согласования размеров посадочного отверстия его ступицы с размерами конца вала двига
теля. Случай 3- тормоз устанавливают вертикально на собственной опоре (рис. 2.17, д). В этом случае выбирают унифицированный вертикальный тормоз. Выбор принципиально не отличается от описанного в механизме подъема груза.
Выбор предохранительной муфты. Если кинематическая схема механизма содержит червячный редуктор, недостаток которого - возможность самоторможения, а следовательно, поломки при торможении поворотной части крана, то необходимо применять предохранительную муфту. Расчет момента, на который должна регулироваться муфта, можно делать по методике [19]. Целесообразно использовать фрикционные предохранительные муфты (ГОСТ 15622-77).
Глава 3
ОСНОВЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ ГРУЗОПОДЪЕМНЫХ МАШИН
. Некоторые правила конструирования
Выбор материалов. При разработке крановых конструкций необходимо уделить большое внимание выбору материала, так как от этого в значительной степени зависят ст оимость машины и ее масса. Выбирая марку материала, учитывают его необходимую прочность, сопротивление усталости, износостойкость, стремясь получить деталь с наименьшей массой.
Для малонагруженных деталей широко используют конструкционные стали обыкновенного качества (ГОСТ 380-71), которые подразделяют на три группы в зависимости от регламентируем ых показателей - механических свойств (СтО, Ст1, ..., Стб). химического состава (БСтО, ..., БСтб) и обоих этих показателей (В Ст1В Ст5).
Сталь углеродистую качественную (ГОСТ 1050-74) применяют для изготовления более ответственных деталей ПТМ. причем высокоуглеро-
дистые стали-для деталей, работающих при больших нагрузках любого характера. Для изготовления тяжело- нагруженных деталей, а также подверженных интенсивному истиранию, применяют стали конструкционные легированные (ГОСТ 4543-71), которые делят на низко- и среднеуглеродистые. В зависимости от числа легирующих элементов и их количества различают хромистые (15Х, ..., 50Х), марганцовистые (15Г,..., 5ОГ2), хромомарганцовистые (18ХГ, ЗОХГТ и др.), хромомолибденовые (15ХМ, 30ХМА и др.), хромоникелевые (20ХН, 30XH3A и др.) и др. Для деталей машин, работающих в условиях низких температур, применяют сталь северного исполнения, малочувствительную к хрупкому разрушению. Такие стали можно применять при температурах до —50...—80°C (например, сталь 18Х2Н4ВА).
Литые детали подъемно-транспортных машин изготовляют из конструкционной стали марок 15Л, ..., 55Л (ГОСТ 977-75) и серого чугуна
(ГОСТ 1412-79), который характеризуется хорошими технологическими свойствами и малой стоимостью. Ответственные отливки выполняют из высокопрочного (ГОСТ 7293-79) и t ковкого чугунов. Пределы прочности высокопрочного чугуна с шаровидным графитом 380 ... 1200 МПа, а(ГОСТ 1412-79), который характеризуется хорошими технологическими свойствами и малой стоимостью. Ответственные отливки выполняют из высокопрочного (ГОСТ 7293-79) и t ковкого чугунов. Пределы прочности высокопрочного чугуна с шаровидным графитом 380 ... 1200 МПа, а
(ГОСТ 1412-79), который характеризуется хорошими технологическими свойствами и малой стоимостью. Ответственные отливки выполняют из высокопрочного (ГОСТ 7293-79) и t ковкого чугунов. Пределы прочности высокопрочного чугуна с шаровидным графитом 380 ... 1200 МПа, а
(ГОСТ 1412-79), который характеризуется хорошими технологическими свойствами и малой стоимостью. Ответственные отливки выполняют из высокопрочного (ГОСТ 7293-79) и t ковкого чугунов. Пределы прочности высокопрочного чугуна с шаровидным графитом 380 ... 1200 МПа, а
пределы текучести 240 ... 900 МПа- для марок ВЧ38-17, ВЧ120-4. В табл. 3.1 [22] указаны рекомендуемые основные материалы для изготовления деталей крановых механизмов. Материалы для изготовления металлических конструкций кранов приведены в гл. 6.
Та б л « на 3.1
Материал
Марка
Рекомендуемое применение
СТОИМОСТЬ, %, от стоимости стали 0 3
Сталь (ГОСТ
СтО
Распорные втулки, кольца* шайбы, крыш-
380 71)
ки и другие детали, не несущие значитедь- ньгх нагрузок
93
СтЗкп
Кованые корпусы и крышки подшипни-
ков, привариваемые втулки, платикщ коуши, сварные барабаны, блоки
100
ВСтЗсп
Вилки и щеки крюковых подвесок, барабаны* рычаги тормозов
1 14
Ст4сп
Гайки грузовых крюков, болты, шпильки,
непривариваемые детали. от которых требуется повышенная по сравнению со шалью СтЗ прочность и твердость
1 14
Ст5сп
Валы и оси механизмов передвижения, полу муфты, болты, работающие па срез в муфтах, венцах и ступицах барабанов
! 14
Стбсп
То же, что и из стали Ст5, а также шпонки, штифты, гайки с закаливаемыми
шлицами
114
Сгаль (ГОСТ
20
Кованые крюки, вилки и щеки крюковых
1050 - 74)
подвесок, траверсы и другие детали, которые подвергаются невысоким напряжениям и должны быть вязкими: их можно применять для цементируемых деталей
129
35
Валы и оси механизмов передвижения,
болты, работающие на срез в муфтах, венцах и ступицах барабанов
129
40
Валы всех механизмов* ответе гвенные болты, втулки и полумуфты
129
Сталь (ГОСТ
45
То же, что и из стали 40, а также крю-
1050 74)
ковыс траверсы, зубчатые колеса, налы, шестерни, тормозные шкивы, пальцы муфт и тормозов, буксы
128
Сталь (ГОСТ
65Г
Ходовые колеса
157
4543 71)
40Х.
Тяжело нагруженные валы, валы-шестер-
165
45Х
ни, червяки и звездочки механизмов
50Г
Детали, подверженные интенсивному истиранию, диски трения, шестерни, валы- шестерни
157
*
Стальные отлив-
35Л
Корпуса подшипников, буксы, ступицы
ки (ГОСТ 977-75)
барабанов* барабаны, блоки, рычаги тор-
МОЗОВ
345
55Л
Зубчатые колеса, тормозные шкивы
345
Чугунные отлив-
СЧ15
Блоки (с толщиной стенок до 15 мм),
ки (ГОСТ 1412-79)
крышки редукторов
150
МатериалМарка
Рекомендуемое применениеСтоимость %, oi
стоимости стали СтЗ
СЧ18
Блоки, барабаны, корпуса редукторов легкого и среднего режимов работы, тормозные колодки, звездочки215
СЧ28
Блоки, барабаны, корпуса и крышки редукторов повышенной прочности240
Бронза (ГОСТБр.
493 79)АЖ9-4Л
Венцы червячных колес, втулки и вкладыши подшипников-
Агрегатирование. Применяют как метод компонования механизмов, машин, оборудования и других изделий из рядов унифицированных деталей, сборочных единиц и агрегатов, обладающих геометрической и функциональной взаимозаменяемостью. При конструировании краповых механизмов широко применяют такие разработанные унифицированные изделия, как тормоза, редукторы, барабаны. крюковые подвески, ходовые колеса, позволяющие «составлять» из них механизмы с различными характеристиками.
Унификация конструктивных элементов дает значительный экономический эффект - сокращаю гея сроки и стоимость проектирования и изготовления машин, упрощаются обслуживание и ремонт. Применение унифицированных сборочных единиц позволяет унифицировать краны (при предварительной их типизации)-создать унифицированные ряды из минимального количества однотипных кранов. В мостовых кранах применяют внутрирядовую и диагональную унификацию. Внутрирядовая унификация применена в механизмах главного подъема выпускаемых в СССР кранов грузоподъемностью 80. .. 320 т; все основные размеры узлов определены из условия применения каната диаметром 30 мм для кранов грузоподъемное тью 80 ... 160 т и диаметром 45,5 мм для кранов грузоподъемностью 200 ... 320 т. Это позволило в данных механизмах ограничиться двумя типоразмерами редукторов, тремя гипоразмерами барабанов, одним типоразмером тормоза и т.д. Диагональная унификация использо
вана в кранах грузоподъемностью 5 ... 50 т, при этом базовые модели механизмов подъема грузоподъемностью 12,5 и 20 т среднего режима работы используют соответственно как механизмы подъема грузоподъемностью 20 и 32 т в легком режиме, 8 и 12,5 т в тяжелом режиме работы.
Рациональность силовой схемы. Габариты, масса, а также в значительной степени работоспособность конструкции зависят от рациональности заложенной в ней силовой схемы. Под рациональной понимается схема, в которой действующие силы взаимно уравновешены на возможно коротком участке различными элементами, работающими на растяжение, сжатие или кручение. При этом изгиб деталей либо исключается, либо сводится к минимальному.
В качестве примера рассмотрим влияние места схода канатов с барабана механизма подъема, имеющего открытую зубчатую передачу, на нагрузки, действующие на ось и подшипники барабана. Вопрос о месте схода канатов неизбежно возникает при компоновании механизмов на тележке, Здесь могут быть два варианта: либо канаты опускают со стороны зубчатого зацепления, либо с противоположной стороны. Если канаты сходят с противоположной стороны зацепления зубчатого венца с шестерней, то направления усилий S в канатах, сходящих с барабана, и окружного усилия Ро в зубчатом зацеплении, приложенного к зубчатому венцу, совпадают (рис. 34д/). Если же канаты сходят с барабана со ш ироны зубчатого зацепления (рис. 3.1,6), го эти силы направлены в противопо-
Р и с. 3,I
Рис. 3.3
ложные стороны. Таким образом, в первом случае изгибная нагрузка на ось барабана и радиальные силы, действующие на подшипники, будут определяться суммой натяжения канатов и окружного усилия, во втором случае-их разностью.
Другой пример. В приводе механизма поворота консольного крана (рис. 3.2), состоящего из двигателя /. редуктора 2, конической передачи 3 и
приводной шестерни 4, силовая схема нерациональна. В згой конструкции узлы передачи, крепежные болты и фундаменты нагружены усилиями привода, почти все детали работают на изгиб. Габариты механизма велики, что объясняемся разобщенностью отдельных сборочных единиц. Конические зубчатые колеса и опоры вертикального вала смазывают периодически. Для надежной работы механиз-
ма его элементы необходимо подвергать тщательной регулировке.
Агрегатированная конструкция привода поворота (рис. 3.3). состоящая из фланцево! о двига геля и редуктора с приводной шестерней на выходном валу, свободна от многих недостатков предыдущей конструкции: значительно меньше масса и габариты, усилия привода гасятся в корпусе редуктора, который нагружен только окружным и распорным усилиями на приводной шестерне; проще монтаж и обслуживание. В конечном итоге привод, выполненный по такой силовой схеме, более надежен и долговечен.
Компактность конструкции. Одним из признаков рациональности кон
струкции является ее компактность. Компактные конструкции, как правило, имеют меньшие размеры, массу и металлоемкость. Поэтому при конструировании всегда стремятся целесообразно использовать объем при вписывании в него деталей, сборочных единиц и конструкций в целом.
«2«25)5)Рис. 3.4Рис. 3.4Осевые размеры некоторых изделий могут быть уменьшены за счет увеличения их поперечных сечений. Так, длина канатного барабана может быть уменьшена увеличением его диаметра, что иногда приводит к значительному уменьшению габарита тележки по колее. В шлицевых, зубчатых, прессовых и других соединениях несущая способность проиор-
«2
«2
5)
5)
Рис. 3.4
Рис. 3.4
циональна квадрату диаметра и при одинаковой нагружаемости длина соединения подчиняется соотношению /t//2 = (D2D} )2. Таким образом, значительного сокращения осевых размеров можно достичь сравнительно малым увеличением диаметра.
Уменьшения осевых размеров сборочных единиц можно добиться в ряде случаев использованием свободных полостей для расположения в них соединительных деталей, В узле соединения выходного вала редуктора с барабаном (рис. 3.4,«) использование полости зубчатой полумуфты, выполненной заодно с валом редуктора, для опирания оси барабана и введение последней в полость барабана приводят (рис. 3.4,б) к значительному
уменьшению габарита механизма: L2 < Lx.
Использование планетарных редукторов в трехопорных тележках [22] обеспечивает ее компактность (рис. 3.5) и простогу компонования. Барабан 7, опирающийся на подшипники 2 и 7. соединяется шлицами с блок-приводом 4. Приводное колесо 5 также жестко соединено с блок-приводом 6. На короткой балке Т-образ- ной рамы 3 установлены два холостых колеса.
712712Рии. 3.5Рии. 3.5Уменьшение вертикального габарита тележки может бы ть достигнуто за счет объединения корпусов редукторов и опор барабанов механизмов подъема с балками рамы и отсутствия настила [22]. Ходовые колеса
712
712
Рии. 3.5
Рии. 3.5
такой тележки выступают из балок минимально. Уменьшению габаритов тележки способствует также использование в качестве механизмов подъема электрических талей.
Центрирование деталей. Для центрирования цилиндрических поверхностей применяют посадки как с зазором, так и переходные. Из посадок с зазором рекомендуют посадки H6jh5 для особо точного центрирования; H^/hl для центрирования поверхностей при пониженных требованиях к соосности. Посадки H^jh^ H9/h8, H9/h9 применяют при центрировании фланцевых соединений. Из переходных посадок наиболее часто применяют посадку HJ/КЬ^ которая в среднем дает небольшой зазор и обеспечивает хорошее центрирование, не требуя значительных усилий при сборке и разборке. При больших длинах посадочных поверхностей (типа ступиц) вместо нее применяют HTj^ для облегчения сборки.
При назначении посадок необходимо учитывать температурный режим работы соединения. Посадка может сильно измениться при нагреве, особенно если сопрягаемые детали выполнены из материалов с различным коэффициентом линейного расширения. В таких случаях обязатель-
Рис. 3.6
но делают тепловой расчет соединения. Посадка деталей может быть осуществлена на различных диаметрах, например, как показано на рис. 3.6,а. Однако с целью повышения точности центрирования и уменьшения влияния температурных деформаций желательно центрировать детали по наименьшему допустимому конструкцией диаметру (рис. 3.6, и).
При центрировании деталей типа фланцев необходимо обеспечила ть достаточную длину центрирующих буртиков Н (рис. 3.7), высота кото-
Рис. 3.8
рых может быть определена соотношением [14] Н = 0.5x/D, где ^-диаметр центрирующей поверхности, мм.
Следует избегать центрирования одновременно по двум поверхностям (рис. 3.8, а). Центрировать необходимо только по одной поверхности, оставляя на другой зазор 8, достаточный для того, чтобы исключить соприкосновение при всех возможных неточностях изготовления, упругих деформациях и тепловых расширениях деталей (рис. 3.8,6).
Принцип самоустанавливаемости. В подвижных соединениях, где могут быть перекосы и смещения деталей, необходимо предусматривать возможность дел али самоустанавливать- ся. Такая возможность обеспечивает нормальную работу соединения при различных неточностях изготовления и монтажа. Так, установку радиальных опор колонны поворотного крана выполняют на сферических подшипниках качения для компенсации неточностей установки их корпусов. Поскольку упорные подшипники весьма чувствительны к перекосам, в конструкции нижней опоры предусматривают самоустановку подшипника посредством сферической поверхности. при этом центр ее сферы должен совпадать с центром сферической поверхности радиального подшипника.
Принцип самоустанавливаемости широко применяют при конструировании опор валов и осей, подвергающихся изгибу и перекосам. При установке оси барабана на шариковых радиальных подшипниках изгиб оси и нет очная установка опор вызывают
перекос подшипников и одностороннюю нагрузку шариков, которая может достигать номинальной. Для исключения этих дополнительных нагрузок применяют двухрядные сферические подшипники (см. рис. 3.4).
Работа тормоза, выполненного с жестким креплением тормозных колодок / к вертикальным рычагам 2 (рис. 3.9. а}, характеризуется большой неравномерностью распределения давления по поверхности контакта колодок с тормозным шкивом и весьма неравномерным износом тормозных накладок. При установке колодок на шарнирах (рис. 3.9,6) давление распределяется более равномерно и практически не завис.и от степени износа тормозных накладок. Поворот колодок в расторможенном положении тормоза предотвращается установкой пружинных фрикционов.
Соединения валов. В агрегатиро- ванных системах с механическим приводом для соединения валов электродвигателей с быстроходными валами редукторов и их тихоходных валов с барабанами, ходовыми колесами и другими сборочными единицами используют различные муфты. В таких соединениях муфты должны обеспечить не только передачу заданного крутящего момента, но и иметь возможность компенсировать различного рода смещения геометрических осей соединяемых валов.
Осевые А и радиальные 8 смещения валов (рис. З.Ю.п, «V а также их угловой перекос у (рис. 3.10.6) возникают, во-первых, в результате упругих деформаций деталей под нагрузкой и, во-вторых, в результате неточностей изготовления и сборки уз-
а)5)
Рис. 3.9
лов. В реальных соединениях валов все ли виды смещений наблюдаются одновременно (рис. 3.10, г).
Для соединения валов механизмов, передающих основные нагрузки и относящихся к группам режима работы 6К, 7К, и 8К по ГОСТ 25546-82, рекомендуется на мостовых и козловых кранах применять зубчатые муфты по ГОСТ 5006-83. Муфты с разъемной обоймой (чип 1), применяющиеся для непосредственного (без промежуточного вала) соединения валов. состоят из двух зубчатых втулок и двух соединенных болтами зубчатых обойм (рис. 3.11. и).
Поскольку, зубчатые втулки муфт перекашиваются относительно зубчатых обойм не только от перекоса валов, но и от их радиального смещения (рис. 3.11.6. «), то при максимально допустимом перекосе одной втулки, равном 0с30\ перекос соединяемых валов нс должен превышать С при отсутствии их радиального смешения. При наличии радиального смещения допуск на перекос валов уменьшается.
Зубчатые муфты типа 2 используют для соединения валов с применением промежуточного вала. Они представляю! собой комплект из
Р и с. з. 11
двух полумуфт, каждая из которых состоит из зубчатой втулки, зубчатой обоймы и фланца (рис. 3.12). Компенсация перекосов и смещений валов осуществляется гак же, как и муфтами первого типа, с той лишь разницей, что вследствие большего расстояния между зубчатыми втулками увеличивается допустимое радиальное смещение соединяемых валов.
Рис. 3.12
При работе зубчатых муфт вследствие неточностей изготовления втулок и обойм нагрузка на зубья распределяется неравномерно и в результате валы испытывают изгибающие нагрузки. Кроме того, изгибающие нагрузки возникают и от трения зубьев при вращении смещенных валов. Поэтому при расчете валов, соединенных зубчатыми муфтами, необходимо учитывать дополнительный изгибающий момент, который принято считать равным 0,1 от передаваемого муфтой наибольшего крутящего момента длительно действующего на соединяемых валах.
Основные достоинства зубчатых муфт: достаточно высокая несущая способность и надежность: сравнительно небольшие габариты; способность компенсировать небольшие смещения валов. К недостаткам относят наличие боковых зазоров в зубчатых зацеплениях и жес ткость соединения по сравнению с упругими муфтами.
Для соединения валов электродвигателей с быстроходными валами редукторов часто применяют упругие муфты, способные смягчить удары и гасить крутильные колебания. Муфты упругие втулочно-пальцевые (ГОСТ 21424-75) рекомендуют для групп режима работы 1К5К. Они состоят из двух фланцевых полумуфт, соединенных стальными пальцами с резиновыми втулками или набором резиновых колец (рис. 3.13). Смещения
соединяемых валов компенсируются деформациями упругих элементов. Перекос осей валов не должен превышать у - Г. наибольшие радиальные смешения равны 0.6 мм.
Муфты с упругой резиновой горообразной оболочкой, параметры которых регламентированы ГОСТ 20884-75, состоят из двух полу муфт, резиновой или резинокордной оболочки и прижимных колец (рис. 3.14). В быстроходных муфтах оболочка цельная, в остальных для удобства монтажа-с разъемом. Дос тоинством муфты является способность компенсировать значительные смещения валов (радиальные-5 = 1 ... 4 мм, осевые-до Л = 5 мм. угловые-v = 2 ... 6
Устанановка муфт должна производиться обязательно в соответствии
Рис. 3.14
с их назначением, т. е. зубчатые муфты типа 1, втулочно-пальцевые и с торообразной оболочкой следует применять только для соединения валов, установленных на подшипниках. Попытка установить их на промежуточный вал, не имеющий таких опор, приведет к сильному биению последнего, так как у него появляется дополнительная степень свободы в радиальном направлении. Зубчатые муфты типа 2 следует применять только в соединениях с промежуточным валом, не имеющим опор, причем фланцы муфт нужно насаживать на валы двигателей, редукторов, колес и г. д. как более массивные, а зубчатые втулки-на промежуточный вал. Применение зубчатой полумуфты типа 2 для непосредственного соединения валов (например, вала двигателя с быстроходным валом редуктора) приведет к невозможности компенсации радиальных смещений валов.
При выборе муфт сначала оценивают возможные смещения соединяемых валов из-за деформаций под нагрузкой металлических конструкций, на которых устанавливают соединяемые сборочные единицы; в предварительных расчетах можно принимать прогиб рам тележек равным 0,0005... 0,0006 от расстояния между соединяемыми узлами, а крановых мостов - 0,0010... 0,0014. Далее оценивают возможные смещения валов от собственных деформаций под на
грузкой барабанов, редукторов, ходовых колес и т.д. Выбирают тип муфты, которая способна компенсировать такие смещения. После этого но наибольшему длительно действующему крутящему моменту с учетом ответственности соединения выбирают типоразмер муфты и по диаметрам соединяемых валов назначаю! размеры расточки отверстий.
Заметим, что (в случае применения муфты с тормозным шкивом) на механизмах передвижения и поворота с целью снижения динамических нагрузок на детали муфты, полумуфты с тормозным шкивом следует устанавливать на вал с большей приведенной массой [9]. Поскольку в быстроходных механизмах передвижения приведенная масса поступательно движущихся частей крана (тележки) значительно больше вращающихся масс механизма, то полумуфту с тормозным шкивом следует устанавливать на вал редуктора, а не двигателя. Это приведет к увеличению долговечности элементов муфты.
3.2. Компонование механизмов, тележек, кранов
После того как на основании предварительных расчетов выбраны входящие в механизм или машину основные элементы, приступают к их компонованию- определяют наиболее целесообразное расположение сборочных единиц друг относительно друга и относительно металлических конструкций. Выбор той или иной компоновочной схемы производится с учетом достоинств и недостатков, а также всесторонней оценки их зехни- ко-экономических особенностей. В процессе компонования производится принципиальная проработка опорных металлоконструкций, на которые устанавливают сборочные единицы.
Компонование должно обязательно выполняться в масштабе, преимущественно в двух проекциях план и вид сбоку, лучше всего на миллиметровой бумаге. Компонование машины в плане, состоящей из нескольких
механизмов, рекомендуется производить используя вырезанные из бумаги «габаритки» основных элементов двигателей, редукторов, тормозов, канатных барабанов, верхних блоков и т.д. Окончательный вариант компонования, утвержденный руководителем, вшивается в расчетно-пояснительную записку.
Компонование подъемной лебедки. Общие требования к компонованию лебедки механизма подъема применительно к наиболее распространенной схеме с индивидуальным приводом сводятся к рациональному размещению сборочных единиц, ее компактности, надежности в работе, удобству обслуживания и экономичности. На рис. 3.15 представлены различные схемы компонования подъемной лебедки. Расположение сборочных единиц по схеме на рис. 3.15,zz отличается удобством монтажа и обслуживания, но большими габаритами из-за расположения двигал ел я и барабана по разные стороны от редуктора. Кроме того, увеличивают габариты и большие осевые размеры соединительных муфт.
Лебедка становится значительно компактнее при расположении барабана и двигателя с одной стороны редуктора (рис. 3.15,6). Однако ее габарит по ширине остается относи
тельно большим из-за значительных размеров муфты. соединяющей редуктор с барабаном.
Наилучшие показатели но габариту имеет конструкция лебедки с установкой одной из опор оси барабана внутри консоли тихоходного вала редуктора (рис. 3.15, я). Преимущество такого компонования лебедки-ее компактность, блочность и передача крутящего момента непосредственно с редуктора на барабан при помощи специальной зубчатой муфты минуя ось барабана.
В мостовых кранах грузоподъемностью 80... 320 л при небольших скоростях подъема передаточное число подъемной лебедки оказывается достаточно большим. В этом случае применяется механизм с открытой тихоходной зубчатой передачей (рис. 3.15, г) вместо более дорогого и громоздкого трехстуиенчатого редуктора. Для реализации компоновочных схем с открытой передачей ПО «Сибтяжмаш» разработало ряд унифицированных редукторов ГК с наружной шестерней на тихоходном валу [4].
Для улучшения условий компенсации несоосности и перекоса валов двигателя и редуктора, а также упрощения монтажа двигатель соединяют с редуктором при помощи промежу-
точного вала-вставки («плавающего» вала) (рис. 3.15,г). В какой-то степени ого конструктивное решение позволяет выравнивать вертикальные нагрузки на ходовые колеса тележки изменением положения электродвигателя. Тормоз на подъемной лебедке устанавливают на редукторной полумуфте. которую в этом случае выполняют в виде тормозного шкива, либо на тормозном шкиве, устанавливаемом на втором конце входного вала редуктора. Место для установки 'тормоза выбирают так, чтобы, во-первых, обеспечить удобство его обслуживания, во-вторых, не увеличивать габариты тележки и, в-третьих, между деталями тормоза и барабаном, при установке тормоза на редукторной полумуфте, должен быть достаточный зазор.
Компонуя лебедку на виде сбоку, устанавливают все предварительно выбранное оборудование-двигатель, редуктор, тормоз, барабан так. чтобы их оси вращения лежали в одной горизонтальной плоскости (рис. 3.16). При этом всегда оказывается, что расстояние по высоте от оси до опорных площадок сборочных единиц разное. При назначении высоты расположения осей вращения над настилом тележки И руководствуются стремлением расположить лебедку как можно ниже. Как правило, определяющим размером положения лебедки является высота вала редуктора h.
Гак как оборудование нельзя ставить непосредственно на верхний лист рамы из-за его неровности, тс под сборочные единицы устанавливают рамы в виде приваренных и обра- боI энных платиков. прокатных профилей или сварных подставок.
Таким образом, устанавливая редуктор на платики минимальной высоты 20 ... 40 мм, получают высоту всех остальных рам hv кг. hb. Если редуктор имеет поддон, выступающий за опорные площадки, то в верхнем листе рамы под него делают вырез. Устанавливая оборудование на платики. обеспечить возможность установки крепежных болтов с верхнего листа рамы тележки при сборке и ремонтах оборудования.
На компоновочной схеме относительное положение отдельных сборочных единиц фиксируют размерами (рис. 3.17), одни (отмечены звездочками) берут из предварительных расчетов и по справочникам на стандартные изделия, другие (например, /, lY, /2)-рассчитывают, Расчет размеров, определяющих относительное положение стандарт ных узлов, рассмотрим на примере непосредственного соединения двигателя с редуктором при помощи упругой втулочно-пальцевой муфты (рис. 3.18).
Положение полумуфты с тормозным шкивом на валу редуктора (размер 1^ определяется диаметром расточки dx втулки полумуфты. Если при конусности вала 1:10 задать диаметр расточки dv с т очностью ± 0,1 мм, то будет' гарантироваться установка полумуфты в осевом направлении с точностью порядка + 1 мм. При необходимости более точное положение по- лумуфты относительно вала в зависимости о г диаметров конусных поверхностей и их допусков можно рассчитать по методике, приведенной в справочном Приложении 4 ГОСТ 25307 - 82 (СТ СЭВ 1780-79) «Система допусков и посадок для конических соединений».
р
S
е
Рис. 3.17
Рис 3.1 к
На практике для расчета диаметра расточки dY в зависимости от диаметра цилиндрической части вала редуктора d и для контроля упаковки нолумуфты удобнее задавать размер К между торцом нолумуфты и началом конической част и вала (рис. 3.18).
Таким образом, расстояние между осями редуктора и тормоза
/ — / J — - " о 4- К + с — -.
Расстояние между осями редуктора и двигателя
L - /, Т Л г и.
при атом зазор между горцами но- лумуф; !обыано д ~ 2. . . 5 мм) является компенсатором смещении валон двигателя и редукт ора, Заметим здесь, ч го сели длина И смуницы полумуфты, устанавливаемой на вал двигателя, несколько мсньнгс. чех? н ч'а- дочная ллина вала б тм между горцом
i
полумуфты и упорным буртиком вала устанавливается дистанционная шайба (поз. 1, рис. 3.18).
Располагая барабан и двигатель с одной стороны редуктора, необходимо обеспечить зазор (А ^ 50 мм) между деталями крепления каната к барабану и тормозом (см. рис. 3.17). Причем, поскольку выступающие детали барабана и тормоза лежат на разных уровнях, необходимо рассматривать наличие необходимого зазора на боковой проекции механизма. Иногда из-за невозможности обеспечить этот зазор принимают больший, чем требуется по расчету, типоразмер редуктора. Прежде чем принять такое решение, рекомендуется рассмотреть возможность установки тормоза на другом конце быстроходного вала редуктора.
Компоновочные схемы подъемных лебедок поворотных кранов не отличаются от приведенных. Исключение составляют лебедки кранов очень небольшой грузоподъемности, где в качестве передаточного устройства применяют червячные редукторы.
При установке лебедки на металлоконструкции поворотной части крана с целью уменьшения угла отклонения каната (в плане) от продольной оси стрелы стремятся увеличить диаметр барабана. Его длина и угол отклонения каната при этом уменьшаются, но возникает трудность в размещении двигателя и барабана с одной стороны редуктора, особенно в случае применения редукторов типа Ц2, имеющих небольшие межосевые расстояния. В связи с этим иногда применяют компонование по схеме на рис. 3.15, а.
Прорабатывая схему полиспаста подъемного механизма, установленного на поворотной части крана, рекомендуется определить максимальное провисание горизонтальных ветвей канатов при отсутствии груза на крюке и прочертить их положение с тем, чтобы не допустить задевания за элементы металлических конструкций. Если провисание оказывается большим (свыше 1/30 от максималь-
ной длины свободно висящего каната), то обычно несколько утяжеляют крюковую подвеску, вес которой можно определить по зависимости Q > ^тахМп
где q- линейный вес каната; /тах - наибольшее расстояние между точками опирания грузового каната; [/]- допускаемое провисание ветви грузового каната; wn-кратность полиспаста; Лп- к. и. д. полиспаста; Пн.бл-к. п. д. отклоняющего блока; а - количество отклоняющих блоков грузового каната.
Компонование привода механизма передвижения тележки. Наиболее распространенной компоновочной схемой приводной части является механизм с центральным приводом (рис. 3.19), в котором вертикальный (редко горизонтальный) редуктор располагают в середине колеи тележки. Двигатель соединяют с редуктором через промежуточный вал, что позволяет допускать большие смещения соединяемых валов, а также улучшить доступ к тормозу. Концы выходного вала редуктора соединяют с валами ходовых колес посредством трансмиссионных валов и зубчатых муфт. Редуктор закрепляют на вертикальном листе рамы тележки, причем этот лист должен отстоять от поперечной балки рамы на расстоянии b ^ 50 мм (рис. 3.19), с тем чтобы была возможность установить крепежные болты.
При компоновании привода важное значение имеет межцентровое расстояние редуктора. При малом значении этого расстояния может оказаться, что ходовые колеса упираются в верхний горизонтальный лист рамы тележки. В этом случае приходится подбирать другой редуктор с большим межцентровым расстоянием или подбирать ходовые колеса с меньшим диаметром (если, конечно, при этом будет обеспечена их прочность). Зазор между ребордами колес и верхним листом рамы тележки должен быть не менее 50 мм:
С = А - R,, - L- /?д,
Рис. 3.19
Рис. 3.20
где А -межцентровое расстояние редуктора; Лр-радиус колеса по ребордам; /л-толщина верхнего листа рамы тележки с платиками; йа- высота расположения оси двигателя.
При небольшой колее тележки длина трансмиссионных валов часто оказывается очень малой. В таких случаях редуктор смещают к одному из колес, исключив один трансмиссионный вал (рис. 3.20). Иногда вер
тикальный редуктор вообще выносят за ходовое колесо на боковую сторону тележки.
При компоновании по такой схеме применяется навесной редуктор типа ЦЗак и ЦЗВКФ, имеющий в тихоходном валу полость со шлицами (рис. 3.21). Такая схема исключает трудоемкую работу по выверке и центровке редуктора и не требует устройства специальных опорных площадок под ре-
Рис. 3.21
дуктор на раме тележки. Преимущество центрального привода передвижения перед приводом с боковым расположением редуктора - одновременность начала движения (или торможения) обоих приводных колес.
Недостаток нецентрального расположения привода - неодновремен- ность начала движения приводных колес, так как крутящий момент с выходного вала редуктора сначала передается на ближайшее к нему колесо и только после того, как трансмиссионный вал закрутится на угол, определяемый его крутильной жесткостью и передаваемым крутящим моментом, приходит во вращение второе приводное колесо. Так, для тележки с колеей 2,0 м и диаметром колес Dx-K = 500 мм при угле закручивания вала 0 30' на 1 м второе колесо начинает движение после того, как- нервое колесо пройдет путь, равный 4.4 мм. Боковые зазоры в зубчатых муфтах еще более увеличивают этот путь Запаздывание начала движения
одного из приводных колес приводи т к перекосам тележки при пусках и торможениях и может являться одной из причин интенсивного износа ходовых колес. Кроме того, при ремонте механизма с боковым расположением редуктора заменить приводные колеса гораздо труднее.
Компонование лебедки механизма передвижения с канатной тягой прак- • тически на отличается от компонования рассмотренных лебедок механизма подъема. Разница лишь в том, что на барабане закрепляются обе ветви тягового каната, обеспечивающего движение тележки в обе стороны. Благодаря размещению лебедки механизма передвижения (а также и лебедки подъема) вне тележки масса и габариты последней резко уменьшаются. Недостатком этого типа механизма является повышенный износ канатов, вследствие чего такой вид оборудования применяют лишь на поворотных, козловых и некоторых видах специальных кранов [2].
а)
Компонование привода механизма передвижения крана. Производится по одной из кинематических схем, принятых в предварительном расчете.
В схеме с тихоходной трансмиссией привод располагают на площадке пролетной балки примерно в середине моста. При применении вертикального редуктора ширина площадки получается меньше, чем при использовании горизонтального редуктора. Длина трансмиссионного вала, соединяющего выходные валы редуктора с приводными колесами, зависит от пролета крана. Вал состоит из отдельных секций, соединяемых друг
У23
с другом зубчатыми муфтами. Длину секций принимают равной 2... 6 м, а их число от двух при проле ie крана L — 13 м до шести при пролете L — 31 м. В качестве соединительных зубчатых муфт применяю т муфты типа МЗП, которые обеспечивают минимальное число опор трансмиссионного вала. Гак, при шестисекционном вале число опор, обеспечивающее неизменность геометрической схемы вала, равно всего лишь четырем (рис. 3.22. а). На валу, состоящем из четырех секций, достаточна установить две подшипниковые опоры (рис. 3.22.6).
Компонование центрального узла привода механизма передвижения крана со среднеходным валом (рис. 3.23) не отличается от схемы с тихоходной трансмиссией. Установка крана на балансирных тележках предопределяет особенность установки шестерни открытой передачи.
Поскольку балансир поворачивается на некоторый угол при наезде ходовых колес на встречную или попутную ступеньку в стыках рельсов, то зубчатое колесо открытой пары, закрепленное на ходовом колесе, также перемещается относительно металлоконструкции крана. Неизменность межцентрового расстояния зубчатого зацепления может быть обеспечена лишь в случае установки вала шестерни соосно с осью балансира, что конструктивно выполнить довольно сложно. Поэтому часто вал шестерни устанавливают на линии, соединяющей ось приводного колеса с осью балансира. При таком компоновании относительные перемещения зубчатых колес небольшие.
В схеме механизма с раздельным (индивидуальным) приводом концевых балок моста длинный трансмиссионный вал отсутствует. По этой схеме каждая концевая балка моста приводится в движение своим самостоятельным приводом. Раздельный привод обеспечивает нормальную работу крана при отношении пролета
моста к его базе не более 6. При большем соотношении необходимо значительно повышать жесткость моста в горизонтальной плоскости, что ведет к утяжелению крана. Этот вид привода находит самое широкое применение.
Компонование привода зависит от места его расположения и типа передаточного механизма. При расположении привода на площадке пролетной балки моста применяют как вертикальные редукторы (рис. 3.24), так и горизонтальные. В последнем случае усложняется установка опорных площадок под редуктор и увеличивается ширина галереи. Однако монтаж и обслуживание привода при эксплуатации более удобны,
В кранах большой грузоподъемности иногда удается разместить привод механизма передвижения на балансире. В этом случае к нему приваривают площадку для размещения двигателя, тормоза и вертикального редуктора (рис. 3.25).
Хорошие показатели дает использование в качестве раздельных механизмов передвижения, устанавливаемых на концевых балках моста или балансирах, блок-приводов, в которых объединены двигатель, тормоз и редуктор. Компонование блок-приво- дов осуществляют по одной из схем на рис. 3.26. В схемах а и б привод колес осуществляется через от-
Рис. 3.25
крытую зубчатую передачу редуктором с установленным на нем двигателем, имеющим фланцевое крепление или закрепленным на лапах. В схеме « следует использовать редукторы типа ВКкрФ, в конструкции которых предусмотрено фланцевое крепление электродвигателей. В схеме г применяют соосные редукторы
В механизмах передвижения кранов применяют как ребордные, так и безребордные колеса с горизонтальными роликами. При установке без- ребордных колес обязательное применение горизонтальных роликов усложняет конструкцию механизма передвижения, однако получаемый эффект-резкое уменьшение сопротивления передвижения и отсутствие
износа реборд-компенсирует эго усложнение. Горизонтальные ролики устанавливают на металлоконструкциях моста (рис. 3.27) либо на балансирных тележках (рис. 3.28). В качестве опорных элементов для этих роликов могут служить боковые поверхности подкрановых рельсов или специальные шины, закрепляемые на верхнем поясе подкрановых балок.
Компонование механизма поворота. Привод поворота, состоящий из двигателя, передаточного механизма и тормоза, можно расположить как на поворотной части крана, так и на неповоротной (или на (фундаменте рядом с краном). То или иное размещение привода определяется главным образом расположением пульта
Рис. 3.27
управления краном. Если пульт располагаю г на поворотной части крана, то и механизм размещают здесь же.
Компонование привода поворота применительно к наиболее распространенной схеме с применением червячного редуктора состоит в установлении взаимного расположения двигателя, тормоза и редуктора (рис. 3.29), а также всего привода относительно зубчатого венца.. При компоновании руководствуются необходимостью удобного доступа ко всем сборочным единицам для регулировок и обслуживания.
При применении червячных редукторов механизмы поворота выполняют с предохранительными устройствами. которые ограничивают передаваемый механизмом крутящий момент, Необходимость ограничения крутящего момента вызывается тем, что. поскольку приведенная масса поворотных частей крана значительно больше вращающихся масс механизма. при отключении двигателя инерционные силы поворотных частей крана создают момент, направленный к двигателю (от червячного колеса к червяку), и при наличии само-
тормозящейся передачи (несамотор- мозящаяся передача в результате плохой смазки, загрязнения, износа может оказаться самотормозящейся) могут привести к поломке деталей механизма. Наиболее часто в качестве предохранительного устройства применяют фрикционные муфты, встроенные в редуктор (рис. 3.30), максимальный передаваемый момент которых регулируется поджатием пружины. При компоновании привода поворота с применением цилиндрических с вертикальными валами или планетарных редукторов (см. рис. 2.17,д, в, б) фланцевый двигатель закрепляют на редукторе, обеспечивая соединения их валов и устанавливают нестандартный тормоз с замыканием в горизонтальной плоскости. Тормоз укрепляют на кронштейне, который крепят к лапам двигателя (рис. 3.31).
При конструировании узла крепления редуктора необходимо обеспечить точность установки шестерни открытой передачи относительно зуб- чатого венца. Для этого корпус редуктора фиксируют обработанной поверхностью отверстия установочного листа / (рис. 3.30), который после вы-
A
Рис. ЗЛЯ
' верки зубчатого зацепления приваривают к металлоконструкции. Такое крепление редуктора обеспечивает восприя тие горизонтальных нагрузок, действующих на бегунковую шестерню, не болтами, а наружными проточками корпуса редуктора.Компонование тележки мостового двухбалочного крана. Расположение механизмов на раме тележки должно обеспечить ее минимальные габариты и массу, равномерную нагрузку на ходовые колеса при номинальном грузе на крюке. Если на тележке ус танавливают лва механизма подъема,' верки зубчатого зацепления приваривают к металлоконструкции. Такое крепление редуктора обеспечивает восприя тие горизонтальных нагрузок, действующих на бегунковую шестерню, не болтами, а наружными проточками корпуса редуктора.Компонование тележки мостового двухбалочного крана. Расположение механизмов на раме тележки должно обеспечить ее минимальные габариты и массу, равномерную нагрузку на ходовые колеса при номинальном грузе на крюке. Если на тележке ус танавливают лва механизма подъема,
' верки зубчатого зацепления приваривают к металлоконструкции. Такое крепление редуктора обеспечивает восприя тие горизонтальных нагрузок, действующих на бегунковую шестерню, не болтами, а наружными проточками корпуса редуктора.
Компонование тележки мостового двухбалочного крана. Расположение механизмов на раме тележки должно обеспечить ее минимальные габариты и массу, равномерную нагрузку на ходовые колеса при номинальном грузе на крюке. Если на тележке ус танавливают лва механизма подъема,
' верки зубчатого зацепления приваривают к металлоконструкции. Такое крепление редуктора обеспечивает восприя тие горизонтальных нагрузок, действующих на бегунковую шестерню, не болтами, а наружными проточками корпуса редуктора.
Компонование тележки мостового двухбалочного крана. Расположение механизмов на раме тележки должно обеспечить ее минимальные габариты и массу, равномерную нагрузку на ходовые колеса при номинальном грузе на крюке. Если на тележке ус танавливают лва механизма подъема,
ю равномерности нагрузки на ходовые колеса добиваются при номинальном грузе на крюке главного подъема. Нагрузку на ходовые колеса в порожнем состоянии с целью улучшения сцепления колес с рельсами стремятся распределить таким образом, чтобы на приводные колеса приходилось несколько большая нагрузка. чем па непроводтмне.
В результате ко?иионования тележки должны быть иотучены: ■) схема размещения механизмов на раме с размерами, определяющими их положение относительно рамы тележки: 2)
Рис. 3.29
габариты тележки; 3) схема несущих элементов рамы, воспринимающих вертикальные нагрузки (положение вертикальных листов, гнутых профилей и т.д.); 4) положения центров тяжести тележки в порожнем состоянии и при работе с номинальным грузом; 5) нагрузки на ходовые колеса в порожнем состоянии и от веса груза.
При проектировании тележки мостового крана с двумя механизмами подъема рекомендуется следующий порядок компонования (рис. 3.32).
Вырезанные из бумаги (по размерам в плайе) «габаритки» бараба
на, двигателя, тормоза, муфт и опор барабана механизма главного подъема компонуют в одну из вышеприведенных схем лебедок. Перечисленные сборочные единицы, прикрепляемые болтами, устанавливают не непосредственно на лист настила тележ- ки. а на специальные рамы (платики, сварные подставки, прокатный сортамент). При этом рамы всегда должны опираться не менее чем на два вертикальных листа рамы тележки.
Центр барабана главного подъема принимают за начало координат и проводят главные координатные оси: л.х -по оси барабана и гт-
Рис, 3.30Рис, 3.30Рис. 3.31Рис. 3.31перпендикулярно относительно осиперпендикулярно относительно осией. Симметрично уу намечается по-ей. Симметрично уу намечается по-
Рис, 3.30
Рис, 3.30
Рис. 3.31
Рис. 3.31
перпендикулярно относительно оси
перпендикулярно относительно оси
ей. Симметрично уу намечается по-
ей. Симметрично уу намечается по-
ложение подтележечных рельсов с таким расчетом, чтобы продольная ось редуктора совпадала (или была близка) с одним из них.
В соответствии с размерами узла ходовых колес (расстоянием между корпусами подшипников) пунктиром прочерчиваются вертикальные листы продольных («хребтовых») балок рамы тележки. Нагрузка от усилий в канатах, наматывающихся на барабан, через его опоры должна передаваться на эти балки, т. е. на них должны опираться корпуса подтип-
ников барабана (или корпус подшипника и редуктор при схеме с опорой на вал редуктора).
На этом этапе компонования выбираю! места схода канатов с барабана и места установки верхних блоков. С целью удобства обслуживания верхних блоков последние желательно устанавливать выше уровня настила рамы тележки.
В ряде конструкций при относительно небольшом межцентровом расстоянии редуктора расположить верхние блоки между барабаном и промежуточным валом не удается, поэтому верхние блоки часто располагают со стороны, противоположной быстроходному валу. Теперь, избегая S-образного перегиба каната (что значительно повышает его выносливость). назначают место схода канатов с барабана.
Пунктиром прочерчивают вертикальные листы поперечной балки
рамы, на которую опираются верхние блоки. При этом необходимо следить (па боковой проекции) за отсутствием касания вертикальных листов рамы тележки канатами при раскачивании груза. Прочерчивают вертикальные листы, на которые будут опираться двигатель и тормоз.
Вычерчивают в плане положение лебедки вспомогательного подъема. стремясь к компактному расположению относительно лебедки главного подъема. Здесь допускается некоторое несовпадение центра барабана вспомогательного подъема с осью ут. Иногда целесообразно двигатель и барабан располагать по разные стороны от редуктора. После этого пунктиром прочерчивают вертикальные элементы рамы, на которую будут опираться подшипник барабана, двигатель и тормоз.
Вычерчивают расположение привода механизма передвижения те-
лежки с учетом возможности крепления редуктора и пропуска трансмиссионного вала при уже намеченных элементах рамы тележки. Таким образом задаются положением приводных ходовых колес.
Намечают ориентировочно контур рамы с учетом возможности прохода обслуживающего персонала при ремонтах и регулировках оборудования.
Определяют центр тяжести рамы тележки (точка 0р), который с достаточной степенью т очности можно считать расположенным в геометрическом центре рамы. Вес рамы определяется разностью между ранее принятым весом тележки и суммой весов установленных на ней механизмов.
На виде тележки сверху координируются центры тяжести всего оборудования, находящегося на раме, причем вес двигателей, ба рабанов, верхних блоков и вертикальных редукторов прикладывают в геометрическом центре «габарит ок» соответствующих изделий. Вес тормозов, промежуточных валов и муфт невелик по сравнению с весом рамы тележки и перечисленного оборудования. Поэтому при определении вертикальных усилий, действующих на ходовые колеса, их вес можно не учитывать.
Вес горизонтальных редукторов прикладывают на расстоянии 1/3 их длины со стороны тихоходного вала.
Определяют координаты центра тяжести (точка Ол) порожней тележки:
где Gj-вес отдельных сборочных единиц; х? ту-координаты точек их приложения.
Определяют координату г центра тяжести груза, находящегося на крюке главного подъема (точка Огр). Эту координату легче всего определить по положению крюковой подвески, для чего рассматривают равновесие последней в плоскости базы тележки. Подвеску располагают
Рис. з.зз
между барабаном и верхними блоками на наибольшей высоте (рис. 3.33). В этом положении ось подвески находится от оси барабана на расстоянии н = щ + нр + Я + н„.
где //--высота расположения оси вала барабана над рамой гележки (определяется высотой расположения оси вала редуктора); //р-высота рамы тележки; се принимают равной 1/8... 1/5 от ориентировочно принятой базы тележки; И' > 200 мм-расстояние от подвески в ее верхнем положении до металлоконструкции тележки (регламентируется «Правилами» ГГТН); Нп - расстояние от оси до крайней верхней точки подвески.
Графическим методом* находят равнодействующую усилий в канатах, идущих на верхние блоки S", и равнодействующую усилий в канатах, идущих на барабан S'. Геометрически складывая усилия S" и S’, находят- равнодействующую усилий в ветвях каната S. действующую на крюковую
* С обо ле 8 Э, М. Графический метод определения равновесного положения подвижных блоков грузового полиспаста. Вестник машиностроения. 1975. № 5.
подвеску. Если она вертикальна, подвеска, нагруженная весом груза, находится в равновесии; если равнодействующая наклонена, подвеска будеч перемещаться в сторону ее горизонтальной составляющей.
Равновесное положение подвески находят в следующем порядке: а) измеряют расстояние между линией действия равнодействующей 5 и центром барабана - отрезок О vOa (рис. 3.33); б) откладывают это расстояние по горизонтали от оси барабана в сторону верхних блоков и через найденную точку А проводят вертикальную ось, на которой устанавливают крюковую подвеску; в) снова проверяют положение равнодействующей усилий в канатах подвески и, если она недостаточно приблизилась к вертикальному положению, повторяют построение.
Равновесное положение крюковой подвески и определяет положение равнодействующей на тележке от веса груза (точка Огр на рис. 3.32).
Определяют положение неприводных колес, т.е. базу тележки, из условия одинаковой нагрузки на приводные и холостые колеса:
где У и у"-расстояния от равнодействующих веса порожней тележки и груза соответственно до оси приводных колес.
Определяют нагрузку на ходовые колеса тележки в порожнем состоянии и от веса груза.
При этом с целью упрощения расчетов делают ряд допущений [22] - считают, что все опоры тележки лежат в одной плоскости, а рама пред- ставляет собой абсолютно жесткую конструкцию.
Перенеся силу тяжести порожней тележки в точку Ор (см. рис. 3.32) и уравновесив ее, получают силу в точке симметрии рамы и момент. Раскладывая последний по продольной и поперечной плоскостям, определяют нагрузки на ходовые колеса от веса порожней тележки:
(3.3)(3.3)Соответственно от веса груза
(3.3)
(3.3)
где GT = £б.-вес порожней тележки; G-вес номинального груза; Сп-вес подвески.
Статическая нагрузка на ходовые колеса в груженом положении
Как уже отмечалось, при компоновании тележки стремятся к равномерному распределению нагрузок на колеса. Поэтому, если разница в статической нагрузке на колеса составляет более 10%, изменяют расположение неприводных ходовых колес или верхних блоков. Наиболее существенное перераспределение нагрузок на ходовые колеса может быть осуществлено за счет изменения места расположения верхних блоков, опоры которых воспринимают нагрузку от веса груза примерно в мп — 1 раз больше, чем опоры барабана (wn-кратность полиспаста).
Окончательно прорабатывают раму тележки, при этом обязательно должно быть обеспечено отсутствие задевания канатов за вертикальные
листы рамы. Проставляют габариты и установочные размеры, определяющие положение механизмов на раме.
Компонование - процесс творческий. Так, уже на втором этапе компонования может оказаться, что выносной подшипник барабана не попадает на балку над потележечным рельсом и поэтому потребуется изменить компонование лебедки главного подъема либо предусмотреть поперечную балку для восприятия вертикальных усилий от опоры барабана. При выполнении шестого этапа двигатель механизма вспомогательного подъема может попасть па место, уже занятое блоками механизма главного подъема, положение которых определено в пятом этапе. Таким образом, каждый последующий этап компонования может войти в противоречие с предыдущим и всякий раз приходится пересматривать ранее принятые решения.
Компонование крана. При компоновании мостового крана решают следующие задачи:
исходя из грузоподъемности и пролета крана выбирают тип и общую схему моста крана, производят разбивку его на монтажные блоки;
определяют крайние положения тележки на мосту из условия максимального приближения ее при движении к концевым балкам моста;
определяют места расположения кабины управления и люльки для обслуживания троллеев крана. Наибольшее применение находят торцевые кабины, закрепляемые с одной стороны моста крана. Иногда, при пролетах моста более 30 м для улучшения обзора кабину прикрепляют к середине моста (панорамная кабина) либо непосредственно к тележке. Здесь необходимо определить способ входа в кабину и из нее на мост крана;
в зависимости от типа моста и габаритов тележки размещают площадки для обслуживания оборудования, а также ограждения;
прорабатывают принятую ранее схему механизма передвижения крана с точки зрения размещения на металлоконструкции моста;
определяют габариты крана и уточняют максимальные нагрузки на колеса крана при крайнем положении тележки со стороны кабины.
Компонование тележки мостовою однобалочного крана. В отличие от тележек мостовых двухбалочных кранов у тележек однобалочных кранов крюковая подвеска расположена сбоку от пролетной балки.
Конструкции тележек выполняю!' по пяти различным схемам. На рис. 3.34, а приведена схема угловой тележки, перемещающейся по трем рельсам. При этом приводные колеса / воспринимают вертикальную нагрузку, а колеса 2 и 3-горизонтальные нагрузки от эксцентрично приложенного суммарного веса груза и тележки относительно опорного колеса.
Угловая тележка (рис. 3.34,6) перемещается по двум рельсам. Ее центр тяжести как в порожнем, так и в груженом состоянии находится справа от опорного рельса, поэтому обратные колеса 2 все время прижаты к рельсу.
Несколько упрощает конструкцию тележки применение наклонных ходовых колес (рис. 3.34, в). Угол их наклона определяется из условия, чтобы линия действия нормальных опорных реакций верхних и нижних ходовых колес пересекалась в точке, лежащей на геометрической оси грузового полиспаста (если пренебречь возможным незначительным отклонением центра тяжести тележки от оси полиспаста). Такой же угол наклона ходовых колес обеспечивает равновесие тележки под действием вертикальных нагрузок.
Консольная тележка, выполненная по схеме 3.34, г, перемещается по путям, установленным на верхнем поясе пролетной балки. Обратные колеса 2, установленные внутри швеллера, удерживают тележку от опрокидывания. Опорные колеса ^являются приводными.
Схема консольной тележки на рис. 3.34,6 отличается от предыдущей применением трапецеидальной балки моста. В этом случае несколько
Рис. 3.34
Исполнение г / • ! Г» *1 1-,,Нагрузкана колесаио схемеприводныенижниеопорныеверхние опорныесуммарнаясуммарная, %*О'1,3000.2610,2611,822111,561,5880,288-1,876114,8«1,3280,261—1,58997,21,5500,2901,800110.2a1.4670.1671,634100,0* Haipy^a схемы J принята %1 100%Исполнение г / • ! Г» *1 1-,,Нагрузкана колесаио схемеприводныенижниеопорныеверхние опорныесуммарнаясуммарная, %*О'1,3000.2610,2611,822111,561,5880,288-1,876114,8«1,3280,261—1,58997,21,5500,2901,800110.2a1.4670.1671,634100,0* Haipy^a схемы J принята %1 100%i: Kos М. Bewcrlung neucrer Katzenbauar- icn dcr Finl/agerbritcken and Ponaikrane VDI - Z1 24 (1982) Nr. 4 Fcbruar (IL p. 135).i: Kos М. Bewcrlung neucrer Katzenbauar- icn dcr Finl/agerbritcken and Ponaikrane VDI - Z1 24 (1982) Nr. 4 Fcbruar (IL p. 135).Таблица 3.2Таблица 3.2
Исполнение г / • ! Г» *1 1-,,
Нагрузка
на колеса
ио схемеприводные
нижние
опорные
верхние опорные
суммарная
суммарная, %*
О'1,300
0.261
0,261
1,822
111,5
61,588
0,288
-
1,876
114,8
«1,328
0,261
—
1,589
97,2
1,550
0,290
1,800
110.2
a1.467
0.167
1,634
100,0
* Haipy^a схемы J принята %
1 100%
Исполнение г / • ! Г» *1 1-,,
Нагрузка
на колеса
ио схемеприводные
нижние
опорные
верхние опорные
суммарная
суммарная, %*
О'1,300
0.261
0,261
1,822
111,5
61,588
0,288
-
1,876
114,8
«1,328
0,261
—
1,589
97,2
1,550
0,290
1,800
110.2
a1.467
0.167
1,634
100,0
* Haipy^a схемы J принята %
1 100%
i: Kos М. Bewcrlung neucrer Katzenbauar- icn dcr Finl/agerbritcken and Ponaikrane VDI - Z1 24 (1982) Nr. 4 Fcbruar (IL p. 135).
i: Kos М. Bewcrlung neucrer Katzenbauar- icn dcr Finl/agerbritcken and Ponaikrane VDI - Z1 24 (1982) Nr. 4 Fcbruar (IL p. 135).
Таблица 3.2
Таблица 3.2
уменьшается вылет полиспаста {размер (Ли увеличивается колея тележки.
Сравнительная оценка рассмотренных схем тележек может быть произведена но ряду параметров: по нагрузке на ходовые колеса, по массе тележки, по степени удобства обслуживания, ремонт а и монтажа*.
В табл. 3.2 приведены относительные нагрузки на ходовые колеса тележек при b = 4н; h = 1ЛЬ. Номинальный вес груза принят равным единице, а вес тележки - равным 30% от него. Для схем а, б, в вес тележки прикладывается в середине вылета грузового полиспаста 0,5а, а для схем г. d-над приводным колесом.
Из табл. 3.2 следует, что наименьшую нагрузку воспринимают колеса
тележек, выполненных по схемам в и d, наибольшую-по схеме б.
На графике рис. 3.35 приведены зависимости массы тележек от грузоподъемности. Меньшую массу имеют тележки, выполненные по схемам в, д. Тележка на схеме б тяжелее их на 3,5... 5,0%. Тележки, выполненные по схеме «, имеют наибольшую массу-они тяжелее тележек, выполненных по схемам в и d, на 17... 21 %.
С точки зрения обслуживания и ремонта тележки схем а, б, в весьма неудобны, так как доступ к нижним колесам затруднен, а смена изношенных нижних рельсов возможна только с помощью специальных средств.
При сравнении рассматриваемых схем тележек следует учитывать и возможность унификации тележек для кранов разного пролета. В схемах а, б, в это затруднено, так как изменение сечения балки моста неизбежно приведет к изменению размеров рамы тележки. В схемах г, д размеры тележки не связаны с высокой балки моста, и поэтому тележка одного типоразмера может применяться на мостах различного пролета.
Оценивая схемы тележек при возникновении аварийной ситуации (землетрясение, внезапный обрыв каната грузового полиспаста и т.д.), заметим, что тележки схем б и в могут упасть с моста, в то время как падение тележек схем а, г и д при этом исключено.
Преимуществом тележки, выполненной по схеме d. является минимальный вылет грузового полиспаста. Этот вылет определяется требованием незадевания канатов за балку при раскачивании груза во время пуска и торможения крана.
Как видно из рис. 3.34, е, применение трапецеидальной балки позволяет значительно уменьшить вылет полиспаста (п, > а^ при обеспечении зазора S.
Проведенная сравнительная оценка рассмотренных схем тележек по различным параметрам (нагрузкам на ходовые колеса, массе, удобству обслуживания, ремонта и монтажа) по пятибалльной системе показала (табл. 3.3). что наилучшими технико-эксплуатационными показателями обладают тележки, выполненные по схемам г и d, на и худшим и - по схеме б.
Т а б л и ц а 3.3
Схема тележкиСуммарная оценка
(рис. 3.34)
баллы%*
а
11.00
43
б
9.75
38
в
13.25
52
23.00
90
д
25,50
100
*
Оценка схемы г) принята за
100%.
Компонование тележки однобалочного крана производится в том же порядке, что и тележки двухбалочного крана. При размещении механизмов на тележке барабан главного подъема стремятся расположить на минимальном вылете, который ограничивается требованием незадевания канатов за балку моста при раскачивании груза. Середину барабана главного подъема располагают вблизи середины базы тележки, чтобы на ходовые колеса была одинаковая нагрузка при номинальном грузе на крюке главного подъема. При расположении механизмов главного и вспомогательного подъема на одной консоли вспомогательный подъем устанавливают на большем вылете, причем его опрокидывающий момент от номи-
Рис. 3.36
пильного груза должен быть не более момента, создаваемого грузом главного подъема.
Пример компонования тележки однобалочного крана грузоподъемностью 50/10 т приведен на рис. 3.36.
Глава 4
ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ МЕХАНИЗМОВ
4.1. Механизм подъема груза
Проверка двигателя на время разгона. Двигатель должен разгонять механизм за достаточно короткое время, иначе уменьшится производитель-
ность крана. С другой стороны, если оно будет слишком мало, то разгон будет сопровождаться большим ускорением, что скажется на прочности элементов, устойчивости груза и т.д.
Время разгона механизма подъе-
(4.4)(4.4)
(4.4)
(4.4)
ма принимают I ...2 с [20]. В книге [23] рекомендуется диапазон времени разгона 2 ... 4 с. ВНИИПТМАШ [6] рекомендует для разных механизмов кранов грузоподъемностью до 75 т средние значения времени разгона, полученные экспериментально (рис. 4.1): механизм подъема груза-кривая /, механизм передвижения тележки-2, механизм передвижения крана -J.
- Для механизма подъема груза наибольшее время разгона получается при разгоне на подъем. Его можно определять по приближенной формуле (с)
— Мдв^мсх.р 1 X р,ф«1К[ •р т1 4 х /
'п-ер — JcT.p
где ^дв-угловая скорость двигателя, рад/с: 7мехр-приведенный к валу двигателя момент инерции при разгоне всех движущихся частей механизма, включая поступательно движущиеся массы, кг-м , Тпср-среднепусковой момент двигателя, Н • м; Г - момент статических сопротивлений при разгоне, приведенный к валу двигателя, Н • м.
Значение Тп ср определяют по формуле
тп.ер = TIBH Vn.cp, (4-2)
где упср-кратность среднепускового момента двигателя; для двигателей с фазным ротором значение уп ср принимают по табл. 2.17; для двигателей С КОрОТКОЗаМКНутЫМ рОГОрОМ ^п.ср определяют по характеристике двигателя (см. § 2.2).
Значение 7мех равно
^мсх.р = -^Нр + 7ПОСТ р.(4.3)
Здесь J -момент инерции при разгоне всех вращающихся частей механизма, приведенный к валу двигателя:
Лр = 7^о
где у =1,1 ... 1,2-коэффициент учета инерции вращающихся масс, расположенных на втором, третьем и последующих валах механизма; Jj-момент инерции вращающихся масс, расположенных на первом валу, равный сумме моментов инерции ротора (якоря) двигателя Jp дв, муфт JM, тормозного шкива JT ш и т.д.; JnoCT р- момент инерции при разгоне поступательно движущихся частей механизма плюс груза, приведенный к валу двигателя. Значения 7р дв и 7М приводятся в каталогах. Значение JT ш можно определить по следующей приближенной формуле: JT.UI = m^r;.^ rd, где m, m и rT ш-соответственно масса, кг. и радиус, м, тормозного шкива, a qT11]- коэффициент, учитывающий распределенность массы шкива (коэффициент приведения геометрического радиуса вращения к радиусу инерции). Используя рекомендации в книге [9]. можно принять ^т ш 0,6.
В механизме подъема груза значения Jnncr в и 7. „ определяют следую- щим образом:
(4.5)
пост.р
^мех Пмех
"Люст =
= mu + т|р;
(4.6)
7’=
ст.р
(Уг6
(4.7)
^мех П Мск
где г6- радиус барабана по оси навиваемого канат а, м; нмех-полное передаточное число механизма, равное произведению передаточных чисел полиспаста и лебедки; ти- масса под вески, кг.
Если время разгона окажется существенно больше рекомендуемых значений, необходимо выбрать другой, более мощный двигатель гой же относительной продолжительност и включения и гой же или близкой час-
кчы вращения. После этого следует проверить, не превышает ли рекомендуемую величину (см. табл. 2.16) среднее ускорение, возникающее при разгоне нового двигателя. Среднее ускорение можно определить по формуле “ Дюд/* р. факг *
Проверку двигателя при разгоне механизма на опускание можно не дсла!ь. Это объясняется, во-первых. гc^^, что время разгона на опускание acet да меньше (статический момент способствует разгону), а следовательно, можно не опасаться снижения производительности крана. Во-вторых, как показали исследования [9 и др.], данный режим движения механизма в динамическом отношении менее опасен, чем другие режимы.
Проверка времени торможения. Наибольшее время торможения при работе механизма подьема груза получается при торможении при опускании, так как статический момент от веса груза препятствует остановке механизма. Кроме того, запаздывание в срабатывании тормозов увеличивает время т орможения сильнее всего именно при торможении при опускании. Наблюдается увеличение скорости движения механизма, разгоняющегося под действием веса груза, в период. когда двигатель выключен, а т ормоз запаздывает. В резул ш а ге собственно торможение механизма начитается со скорости, значительно и р с в ы ш а ю ще й по м и т г а л ь и у 1 о.
Если время торможения при опускании (см. гл. 8) окажется больше рекомендуемого времени разгона, то тормоз необходимо отрегулировать на больший тормозной момент. Если он будет превышать значение 7Д,. то необходимо выбрать следующий (больший) типоразмер тормоза. Определение времени торможения при подъеме не имеет большого значения, так как это время влияет на производительность в меньшей степени.
Проверка двигателя на нагрев. Двигатель механизма подъема груза может не перегреваться. если даже его номинальная мощность меньше значения, соо г вегшвуюшего нодьему груза максимального веса в устано-
вившемся режиме (см. § 2.1). Но проверка двигателя на нагрев необходима. и наиболее простой метод-проверка но эквивалентному крутящему моменту [2]. Этот метод требует меньших сведений о двигателе по сравнению с методом проверки по эквивалентному току и пригоден для асинхронных двигателей с фазным и короткозамкнутым ротором, а также для двигателей постоянного тока с параллельным возбуждением.
Условие проверки:
Т,(4.8)
где Д - эквивалентный момент на валу двигателя, при работе с которым его нагрев будет таким же. как и при работе с реальными моментами, возникающими при подъеме и опускании грузов различного веса. Нм; Два|- номинальный момент двигателя, определяемый ио формуле (2.35), Н м. Значение 7] определяют но формуле
Д -
С. Ч1 Д Уь Ц. пил Д ^1. ИР-.Ц + б. «л Д "Ст. РП,/ уд д\
ЬЮ Гт.„о.,,. ^.«^-соответственно статические моменты на валу двигателя, возникающие при подъеме и опускании груза /-го веса. Н м, rpj - время разгона механизма при работе с гру- зом/-го веса, с; /у П0Д1 zy ^-соответственно время установившегося движения при подъеме и опускании, с; р - коэффициент, учитывающий ухудшение условий охлаждения двигателя в период пуска.
Под знаком радикала стоят суммы указанных параметров за время рабочего цикла.
Статические моменты при подъеме и опускании (Н-м) вычисляют но соотношениям
т - .
er. onj , “мехJ
где (У -вес /-го груза, включая вес крюковой подвески, Н; рмех^-к.п.д.
механизма при работе с грузом /-го веса.
Значение и количество подъемов и опусканий за один рабочий цикл принимают по графику нагружения механизма. Если график нагружения не задан, можно воспользоваться типовым усредненным графиком в Приложении 4.
Рассмотрим типовой график для группы режима работы 4М (рис. 4.2,ц). Можно принять, что за рабочий цикл производится всего 10 подъемов (опусканий) грузов. Количество же подъемов (опусканий) грузов /-го веса следует брать пропорционально относительной доле времени 1^ЦГ Меньше десяти общее число подъемов (опусканий) грузов принимать нельзя, так как при этом может получиться нецелое число подъемов (опусканий) грузов при каком-либо значении относительной доли времени (например, при /Д, — 0,1; 0,3 и т. д.). Принятие большего общего количества подъемов (опусканий)-20, 30 и г. д.-не вносит изменения в расчел по сравнению с 10.
При общем количестве подъемов (опусканий) за цикл, равном десяти, получается, что, в пашем случае, груз весом G поднимается и опускается один раз, 0,5 G - пять раз, 0,195 G - один раз и 0,05 G-три раза (см. рис. 4.2,6). Каждому столбику на данной диаграмме соответствует своя приближенная диаграмма изменения скорости (рис. 4.3), а значит, четыре различных значения времени: /р п(Ш? Гу ПЙД. /р„п, и / m а также два различных статических момента: Тс( по;ии T^^j. На рис. 4,3 заштрихованы участки, соответ- ствующие пути, проходимому грузом. когда включен двигатель. Допускаем. что остановка механизма (нсзаштриховаиные треугольники) осуществляется механическим тормозом без участия двигателя.
К.п.д. механизма при работе с грузом /-го веса необходимо определять. используя найденное значение к.п.д. г|м..х при работе с номинальным грузом (см. §2.1) и график на рис. 4.4 [2]. При атом делается допущение. что при подъеме и опускании
Рис. 4.3
г руза к. н. д. механизма одинаков. Штриховой линией со стрелками на графике показан порядок нахождения
Время разгона при подъеме и опускании можно определить
Здесь тП0СТ7. = mvpj + mn; mrp-~ масса /-го груза, кг.
Время установившегося движения определяют по формулам
С.под =гу,ЙП = Н.р/иои. (4.15)
Г под /
^дв. под ' мех j
т - т
11. Ср ЛСТ.1Ю,
(4.Н)
^ДВ. он
f
где ^дв. под* ыдн.оп-соответственно угловая скорость двигателя при установившемся подъеме и опускании номинального груза, рад/с; JMexj- приведенный к валу двигателя момент инерции при разгоне всех движущихся частей механизма и груза /-го веса, КГМ2.
Допуская, что угловая скорость двигателя при работе в установившимся режиме зависит лишь от направления движения груза и не зависит от массы груза, получим 0)дв.под - и):ы(м
ицв.оп — ^а)с С0Д11, J
где содв-номинальная угловая скорость двигателя. рад/c; сос- синхронная угловая скорость двигателя (угловая скорость идеального холостого хода), рад/с:
0)^ = 2 л//д.(4.13)
где f -- 50 Гц- частота промышленного трехфазного тока; р- число пар полюсов двигателя; значение р легко определить по условному обозначению типа двигателя; последняя цифра в условном обозначении есть число полюсов. Например, двигатель МТН 713-10 имее! 10 полюсов, т.е. р = 5.
^мех, — /"^1 Е Jx pj, КГ МД где .7Гр у —момент инерции массы ;-го груза, включая крюковую подвеску, приведенный к первому валу, ki м2:
Здесь Н -средняя высота подъема груза.
Рекомендуется [32] принимать следующие значения Нср для кранов: монтажных-1,0 ...1,5 м; сборочных - 1.5 ...2,0 м; транспортирующих готовую продукцию на складах-6,0 м.
Фактические скорости движения груза при подъеме и опускании определяют по формулам
, ^дн под ^5 .
_ ^да он ^ б
О И'
(4.16)
11 мех ' 'чех /
* Данная формула получена проф. С. А. Казаком для а гс кчк естественная ха рак ге* ристика которых есть наклонная прямая.
Значение коэффициента р в формуле (4.9) принимают [2] равным 1, если ^р.подП < ^у Г[ОД/60, где ф.ра.ьвремя разгона механизма при подъеме номинального груза.
Если же tp.noaG /у,под/60. то следует брать значения: Р = 0,65 ...0,78- закрытые двигатели с ребрами на корпусе при наличии внешнего обдува (двигатели серий MTF, МТН, MTKF, МТКН. 4А); р = 0,62 ... 0,68-защищенные двигатели и открытые двигатели с вентилятором на валу (двигатели серии Д с независимой вентиляцией).
Параметры, необходимые для вычисления Д по формуле (4.9), удобнее представить в виде таблицы (например, табл. 12.2).
Условие (4.8), как показывают расчеты, обычно выполняется. Если окажется, что эквивалентный момент Т. значительно меньше номинального момента двигателя Т1В н можно принят ь другой двигатель той же серии, гой же синхронной част о ты вращения и той же относительной продолжительности включения, но несколько меньшей мощности. При этом необходимо убедиться, что новый двигатель обеспечивает необходимую интенсивность работы механизма (проверить двигатель на время разгона).
(4.20)(4.21)(4.20)(4.21)
(4.20)
(4.21)
(4.20)
(4.21)
§ 4.2. Механизм передвижения тележки (крана)
Проверка двигателя на время разгона. Наибольшее, время разгона наблюдается, когда кран нагружен, а уклон пути и ветер препятствуют движению, Используя формулы (4.1) ... (4.5), в качестве тпост нужно принять: /ппост = = тт + тгр для механизма передвижения тележки; тпост = ткр + m для механизма передвижения крана; вместо радиуса барабана следует подставить радиус колеса гк:
14 мех । мех
ргст = и;р + ^ + и;,(4.18)
где И^-статические сопротивления: РУ -от трения. РУ-от уклона. РУв-от ветра.
Если привод механизма передвижения раздельный, то при определении тпост и РР^ необходимо учитывать число приводов.
Время разгона не должно превышать [8]: для кранов-8 ...10 с, а для тележек-5 ... 6 с. По найденному времени разгона следует вычислить среднее ускорение при разгоне и проверить, не превышает ли оно рекомендуемое (см. табл. 2.16).
Проверка времени торможения. Проверка производится для случая, когда кран нагружен, а ветер и уклон способствуют движению. Время торможения должно быть примерно равно времени разгона: tT ^ zp;
L =(4.19)
т т;.р.м„ + 7;т.т
где JMeX7-момент инерции всех движущихся масс механизма и поступательно движущихся объектов при торможении, приведенный к первому валу механизма, кг-м2; Тстт-момент статических сопротивлений при торможении, приведенный к первому валу механизма, Н-м.
Данные параметры вычисляют по соотношениям J =14-1 мех.т вр 1 пост.т’
г ^пост* х Лмсх .
ПОСТ. Т’
(4.22)
(4.23)
W’ = G —+(4 24)
' тр '-'пост у '
где 6пост-вес, Н. поступательно движущихся объектов (тележки или крана плюс груза). Формула (4.24) отличается от соответствующих формул (2.26) и (2.27) отсутствием коэффициента дополнительных сопротивлений (трение реборд колес о головки рельсов, трение элементов токосъемного устройства).
Если время торможения получится значительно больше времени разгона, необходимо увеличить расчетный тормозной момент путем регулировки замыкающей пружины тормоза, если это позволяет характеристика тормоза, или выбора тормоза большего типоразмера.
Проверка запаса сцепления колес с рельсами. Проверка производится для случая, когда кран не нагружен и реборды колес или горизонтальные направляющие ролики не задевают за головки рельсов. Если привод механизма раздельный, проверяется запас сцепления наименее нагруженного колеса (колес).
Условие проверки:
кс« IX J(4.25)
где ксц-коэффициент запаса сцепления колеса с рельсом; [/ccJ - допускаемый коэффициент запаса сцепления; [kcn] " ^2 при работе крана в помещении; С^’си! = ]-1 при работе на открытом воздухе.
Значение ксц может быть определено по выражению
=(4-26>
*днн р 1 Jy.o. к 1к 'тр.о.к
где Тсц о - момент силы сцепления (трения скольжения) колеса с рельсом, когда кран не нагружен; Т^ р- динамический момент при разгоне, возникающий в трансмиссионном валу вследствие ударно-упругого нагружения, когда в трансмиссии выбирается зазор; Ту о Таок, Ттр о к-со-
(4.31)(4.31)крана (тележки),крана (тележки),ненагруженного рад/с-;ненагруженного рад/с-;£р.о£р.оо mlnо mlna maxa maxо minо min
(4.31)
(4.31)
крана (тележки),
крана (тележки),
ненагруженного рад/с-;
ненагруженного рад/с-;
£р.о
£р.о
о mln
о mln
a max
a max
о min
о min
ответственно моменты сил: уклона, ветра рабочего состояния и трения, действующие относительно оси приводных колес, когда кран не нагружен:
Т = F г(4 2?)
где Гсц о-сюш сцепления приводного колеса (колес) с рельсом, когда кран не нагружен:
^„.о = fmP^-(4.28)
Здесь /сц-коэффициент сцепления колес с рельсами: при работе крана в помещении Уси = 0,2; при работе на открытом воздухе /сц - 0,12; 75,.р о нагрузка на приводные колеса (колесо) крана или тележки, когда кран работает без груза, И.
Для приводных колес тележки значение Р определяют по результатам компонования тележки (см. § 3.2). Для приводных колес крана Рпр-О определяют с помощью расчетных схем, изображенных на рис. 2.9 и 2.10, с той разницей, что сила G (вес номинального груза механизма главного подъема) должна отсутствовать. При этом, если привод механизма передвижения крана раздельный, в качестве Р берется нагрузка на приводное колесо (колеса) наименее нагруженной стороны крана.
С учетом динамики нагружения трансмиссионного вала [9] значение ТДИ11 р может быть определено по формуле
1ДИН. р ^ 1ДП nM. Р \' \/ 1 т £/ ’
(4.29) где Тдв-среднепусковой момент двигателя, уменьшенный на момент сил инерции вращающихся частей механизма и приведенный к оси колеса; к -коэффициент, учитывающий соотношение масс в механизме при разгоне (см. ниже); с-коэффициент жесткости тихоходного участка трансмиссии; ф-угловой зазор в муфтах трансмиссионного вала;
^^(^.ср- 7LH.Bp)tiMexn^ (4-30)
где Тпср-среднепусковой момент двигателя, Н - м; Ти„ - момент сил инер-
ции при разгоне вращающихся частей механизма, приведенный к валу двигателя, Нм:
ин. вр. р вр р. п1
где JHp - момент инерции вращающихся масс механизма, приведенный к валу двигателя, кг-м2; JBp = yJp у= 1.1 ... 1,2; ер „-угловое ускорение
вала двигателя при трогании с места
(4.32)
где Tc t р „-статический момент при разгоне ненагруженного крана (тележки), приведенный к валу двигателя; JMCXpo-момент инерции при разгоне всех движущихся масс, приведенный к валу двигателя; значение JMCX.P.O определяют аналогично значению JMexp в § 4.1. Для определения Тст 0 следует брат ь положение крана или тележки без груза с уклоном рельсов в сторону движения при действии ветровой нагрузки рабочего сост ояния т акже в сторону движения:
(4.33)
где Ттро, Туо, Тв„-моменты сил трения, уклона и ветра, приведенные к валу двигателя.
Если привод механизма передвижения крана раздельный, то
(4.34)
где х - коэффициент учета неравномерной загрузки сторон крана; спр- число приводов в механизме;
(4.35)
и max
где Л min, Лтах-нагрузки на колеса наименее нагруженной и наиболее нагруженной сторон крана в порожнем состоянии.
Значение Ро min определяют из уравнения статических моментов по расчетной схеме на рис. 2.9, 2.10.
(4.36)
(4.37)(4.37)(4.39)(4.40)(4.39)(4.40)П0СТ,р»ОП0СТ,р»О^пр^мех Пмех^пр^мех Пмех4(тгш - 0.9(5, + 5/)]4(тгш - 0.9(5, + 5/)](4.43)(4.43)
(4.37)
(4.37)
(4.39)
(4.40)
(4.39)
(4.40)
П0СТ,р»О
П0СТ,р»О
^пр^мех Пмех
^пр^мех Пмех
4(тгш - 0.9(5, + 5/)]
4(тгш - 0.9(5, + 5/)]
(4.43)
(4.43)
При определении ./МСХ.Р,О в случае раздельного привода в качестве массы поступательно движущегося объекта следует брать часть массы крана:
^пост. о '%р ^/“пр' Тогда
(4.38)
Расчеты показывают, что коэффициент жесткости тихоходного участка трансмиссии с учетом податливости зубьев, подшипников, шпоночных соединений и муфт можно определить по соотношению [34]: с 0,3 с . где стр в - условный коэффициент жесткости трансмиссионного вала, рассчитанный в предположении, что вал имеет один диаметр на всем расстоянии от тихоходного зубчатого колеса редуктора до ходового колеса, соединительных муфт нет и зубчатое и ходовое колеса выполнены заодно с валом. При симметричном расположении ходовых колес относительно зубчатого колеса тихоходной ступени редуктора стрв = 2суч, где суч-коэффициент жесткости одного участка трансмиссионного вала между зубчатым и ходовым колесами:
= Gynp Лр. J^' (4.41) где Gynp-модуль упругости второго рода; ' для стали Gynp = 7,943 х х 104 МПа; J -полярный момент инерции поперечного сечения вала: Лр.в л^р.в/32; lw t/Tp „-соответстве нно общая длина участка валопровода, равная расстоянию от центра тихоходного зубчатого колеса редуктора до центра ходового колеса, и диаметр трансмиссионного вала на участке, имеющем наибольшую длину. Значение d (мм) можно определить из расчета на кручение. Для круглого сплошного вала
d = 17^^^, (4.42)
где Tcim.tx- максимальный статический момент на валу, кН м; [т] ~ = 0,03 ов-допускаемое напряжение кручения, МПа; а„ -предел прочности материала. МПа.
В качестве материала можно принимать сталь 45, сталь 40Х и др. Значение d необходимо округлить до ближайшего большею значения ио ГОСТ 12080-75. С этим значением необходимо согласовать лиаме гр расточки выбранной муфты. Значение dip „ будет больше, чем d, и может быть принято как следующее большее значение из стандартного ряда диаметров.
Максимальный (с учетом возможного 10%-го износа зубьев) допускаемый угловой за юр (рад) для зубча той муфты с промежуточным валом, которая рекомендуется для использования на участке кинематической цени «редуктор-колесо» в механизмах передвижения тележек с тихоходным трансмиссионным валом, может быть определен по формуле
где т- модуль зубьев, мм; г -число зубьев;З,,^^ - толщины зубьев втулки и обоймы, мм. Если 5\ и ^, неизвестны, то ф можно определить по приближенной формуле ф ^ 0,4л :.
Если условие (4.25) не выполняется. можно предложить следующее:
ввести в схему управления электродвигателем предпусковую ступень, работая на которой двигатель выберет зазоры в трансмиссии;
уменьшить 7Р путем расчета пусковых сопротивлений в цепи ротора двигателя;
увеличить /си (предусмотреть в проекте крана песочницы или устройства, подмагничивающие зону контакта колес с рельсами);
изменить компоновку тележки, с тем чтобы увеличить нагрузки на приводные колеса;
увеличить число приводных колес (при этом уменьшится мощность отдельного двигателя и изменятся все расчеты, связанные с ней).
§ 4.3. Механизм поворота
Проверка двигателя на время разгона. Для кранов с грузоподъемностью, зависящей от вылета, время разгона можно принимать 3 ... 5 с при отсутствии ветровой нагрузки и 4 ... 10 с при наличии ветровой нагрузки [8].
Для расчета можно использовать формулу (4.1). Параметры, входящие в нее, таковы:
/7—
^мсх.рпр 1 ^м.п.чР ^м.п.ч!
— JЧи1 Л )
17 м. п. ч/ ' имсх Ммсх-р'
При наличии ветровой нагрузки момент статических сопротивлений при разгоне, приведенный к валу двигателя, равен
Тир = (Гр +
Обозначения и суть параметров, входящих в данные соотношения, изложены в гл. 2. Влияние уклона в формуле не учитывается, так как поворотные краны общего назначения используются, как правило, в закрытом помещении.
Если время разгона окажется существенно больше (на 20% и более) указанных выше значений, необходимо выбрать другой, более мощный двигатель при той же относительной
продолжительности включения и той же или близкой частоте вращения.
Проверка времени торможения. Условие проверки и формула для времени торможения те же, что и в механизме передвижения крана (тележки): кран нагружен, и ветер поддерживает движение. Уклоном можно пренебречь.
Момент инерции при торможении движущихся масс равен
мех.т *Гр ^м.п.ч!'"^м.и.ч!
Если в механизме имеется червячная передача, значение Лмех.т следует брать по минимальному значению к. п. д. червячного редуктора (см. табл. 2.20).
Статический момент при торможении следует определять по выражению
^СТ,Т1^
^1 ^тр/(^мех мех. т)” ^и1^5 Л мех. т/^мех’
При невыполнении условия проверки (если время торможения будет значительно больше времени разгона) следует увеличить тормозной момент.
Глава 5
РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ НЕКОТОРЫХ СБОРОЧНЫХ ЕДИНИЦ
. Установка барабана
В наиболее распространенной конструкции установки барабана механизма подъема кранов общего назначен ния соединение вала барабана с тихоходным валом редуктора осуществляется с помощью специальной зубча- чой муфты (см. рис. 3.4). При этом конец вала редуктора выполняют в виде зубчатой шестерни, которая входит в зацепление с венцом, укрепленным на барабане. Крутящий момент от вала редуктора передается через
зубчатое зацепление на венец- ступицу и далее через болты на обечайку барабана.
Толщину цилиндрической стенки барабана (обечайки) определяют в следующем порядке (РТМ 24.090.21- 76).
Вычисляют приближенное значение толщины стенки (м):
5 = 0,95^-,(5.1)
где SmdX-наибольшее статическое натяжение каната; /-расстояние между
соседними витками каната, м (рис. 5.1); [ оЪ-допускаемое напряжение. МПа (табл. 5.1).
Заметим, что исходя из условий технологии изготовления литых барабанов толщина стенки чугунного барабана
8П > О,О2П6о + (0,006 ... 0.010),
а стального
6n^0,01Dfin + 0,003,
где D№ - диаметр барабана по дну канавок, м.
Определяют значение коэффициента V- учитывающего влияние деформаций стенки барабана и каната:
где £к-модуль упругости каната. Для шестипрядных канатов с органическим сердечником Ек = 88 260 МПа, с металлическим сердечником Ех = = 107 800 МПа; Ек -площадь сечения всех проволок каната; £7-модуль упругости стенки барабана. Для сварных стальных барабанов Е6 = = 20 5 900 МПа; для литых стальных Е6 = 186 300 МПа: для чугунных Е- = 98 000 МПа: 5 приближенно принимается равной 6П.
Окончательно толщину цилиндрической стенки барабана определяют зависимостью
5 = ],07v^-'-. (5.3)
МатериалМатериалТаблица 5,1Таблица 5,1Группа режимов работы механизма но СТ СЭВ 2077 80Группа режимов работы механизма но СТ СЭВ 2077 80ВСтЗсп245.0196,1166.7147,1127,51D7.920245,2—205,9176,51 56,9137.3117 709Г2С304,0255,0220.6191,2161,8137.315ХСНД343,2—274,6235,4205.9171,6147.135Л274,6225,6205,9166,7137,3117,755Л343,2255,0225,6196,1161,81373Чугун:СЧ15—313,8107,998,188,3.-СЧ18—353,0127,5112,898,188,3СЧ24—431,5166,7147,1127.5112,898,1ВСтЗсп245.0196,1166.7147,1127,51D7.920245,2—205,9176,51 56,9137.3117 709Г2С304,0255,0220.6191,2161,8137.315ХСНД343,2—274,6235,4205.9171,6147.135Л274,6225,6205,9166,7137,3117,755Л343,2255,0225,6196,1161,81373Чугун:СЧ15—313,8107,998,188,3.-СЧ18—353,0127,5112,898,188,3СЧ24—431,5166,7147,1127.5112,898,1Предел текучести сгт1 МПаПредел текучести сгт1 МПаПредел прочности на изгибМПаПредел прочности на изгибМПа123и 56123и 56Сталь:Сталь:При отношении длины барабана к
Материал
Материал
Таблица 5,1
Таблица 5,1
Группа режимов работы механизма но СТ СЭВ 2077 80
Группа режимов работы механизма но СТ СЭВ 2077 80
ВСтЗсп
245.0
196,1
166.7
147,1
127,5
1D7.9
20
245,2
—
205,9
176,5
1 56,9
137.3
117 7
09Г2С
304,0
255,0
220.6
191,2
161,8
137.3
15ХСНД
343,2
—
274,6
235,4
205.9
171,6
147.1
35Л
274,6
225,6
205,9
166,7
137,3
117,7
55Л
343,2
255,0
225,6
196,1
161,8
1373
Чугун:
СЧ15
—
313,8
107,9
98,1
88,3
.-
СЧ18
—
353,0
127,5
112,8
98,1
88,3
СЧ24
—
431,5
166,7
147,1
127.5
112,8
98,1
ВСтЗсп
245.0
196,1
166.7
147,1
127,5
1D7.9
20
245,2
—
205,9
176,5
1 56,9
137.3
117 7
09Г2С
304,0
255,0
220.6
191,2
161,8
137.3
15ХСНД
343,2
—
274,6
235,4
205.9
171,6
147.1
35Л
274,6
225,6
205,9
166,7
137,3
117,7
55Л
343,2
255,0
225,6
196,1
161,8
1373
Чугун:
СЧ15
—
313,8
107,9
98,1
88,3
.-
СЧ18
—
353,0
127,5
112,8
98,1
88,3
СЧ24
—
431,5
166,7
147,1
127.5
112,8
98,1
Предел текучести сгт1 МПа
Предел текучести сгт1 МПа
Предел прочности на изгиб
МПа
Предел прочности на изгиб
МПа
123и 56
123и 56
Сталь:
Сталь:
ею диаметру — > 2 допускаемые^60напряжения [ст]сж в -пой формулеею диаметру — > 2 допускаемые^60напряжения [ст]сж в -пой формулеследует уменьшить на С% при навив-ке на барабан двух концов каната и наследует уменьшить на С% при навив-ке на барабан двух концов каната и на0,5С%причем можно0,5С%причем можнопри навивке одного конца, Lдля — -2L = 0,l; 0,2; 0.3принять (допуская линейнуюпри навивке одного конца, Lдля — -2L = 0,l; 0,2; 0.3принять (допуская линейнуюинтерполяцию) С = 5; 10; 15% соответственно, где <4-диаметр каната.интерполяцию) С = 5; 10; 15% соответственно, где <4-диаметр каната.Устойчивое!ь цилиндрической стенки барабана проверяют по форУстойчивое!ь цилиндрической стенки барабана проверяют по формулемуле(5.4)(5.4)кости и торцевой стенкой, или между кольцами жесткости (см. рис. 5.1).Если устойчивость цилиндрической стенки барабана недостаточная -не выполняется условие формулы (5.4), то или увеличивают толщину / стенки 6, или вводят кольца жесткости.Проверка устойчивости цилиндрической стенки барабана не произво- дится. если значения L/D60 при раз- / ных значениях Об0/5 и номинальных напряжениях он, вычисленных по формуле (5.5). не превышают значений, указанных в табл. 5.2.Толщину кольца жесткости определяют по формулекости и торцевой стенкой, или между кольцами жесткости (см. рис. 5.1).Если устойчивость цилиндрической стенки барабана недостаточная -не выполняется условие формулы (5.4), то или увеличивают толщину / стенки 6, или вводят кольца жесткости.Проверка устойчивости цилиндрической стенки барабана не произво- дится. если значения L/D60 при раз- / ных значениях Об0/5 и номинальных напряжениях он, вычисленных по формуле (5.5). не превышают значений, указанных в табл. 5.2.Толщину кольца жесткости определяют по формулегде п - запас устойчивости цилиндрической степени. Допускаемое его значение рекомендуется принимать [н] ^ 1,7 для стальных и [п] = 2,0 для чугунных барабанов; ан - номинальные напряжения в цилиндрической стенке:
ею диаметру — > 2 допускаемые^60
напряжения [ст]сж в -пой формуле
ею диаметру — > 2 допускаемые^60
напряжения [ст]сж в -пой формуле
следует уменьшить на С% при навив-ке на барабан двух концов каната и на
следует уменьшить на С% при навив-ке на барабан двух концов каната и на
0,5С%
причем можно
0,5С%
причем можно
при навивке одного конца, L
для — -2L = 0,l; 0,2; 0.3
принять (допуская линейную
при навивке одного конца, L
для — -2L = 0,l; 0,2; 0.3
принять (допуская линейную
интерполяцию) С = 5; 10; 15% соответственно, где <4-диаметр каната.
интерполяцию) С = 5; 10; 15% соответственно, где <4-диаметр каната.
Устойчивое!ь цилиндрической стенки барабана проверяют по фор
Устойчивое!ь цилиндрической стенки барабана проверяют по фор
муле
муле
(5.4)
(5.4)
кости и торцевой стенкой, или между кольцами жесткости (см. рис. 5.1).
Если устойчивость цилиндрической стенки барабана недостаточная -не выполняется условие формулы (5.4), то или увеличивают толщину / стенки 6, или вводят кольца жесткости.
Проверка устойчивости цилиндрической стенки барабана не произво- дится. если значения L/D60 при раз- / ных значениях Об0/5 и номинальных напряжениях он, вычисленных по формуле (5.5). не превышают значений, указанных в табл. 5.2.
Толщину кольца жесткости определяют по формуле
кости и торцевой стенкой, или между кольцами жесткости (см. рис. 5.1).
Если устойчивость цилиндрической стенки барабана недостаточная -не выполняется условие формулы (5.4), то или увеличивают толщину / стенки 6, или вводят кольца жесткости.
Проверка устойчивости цилиндрической стенки барабана не произво- дится. если значения L/D60 при раз- / ных значениях Об0/5 и номинальных напряжениях он, вычисленных по формуле (5.5). не превышают значений, указанных в табл. 5.2.
Толщину кольца жесткости определяют по формуле
(5.5)
о, - критическое напряжение:
а, = 0.92 Е6 ?а, = 0.92 Е6 ?/ о/ оно не более стк = 0.8ст, для стальных барабанов и стк = 0,6стэи для чугунных. Значения пределов текучести от и пределов прочности на изгиб ови приведены в табл. 5.1; Ай0 - радиус барабана; /--расстояние между торцевыми стенками, или кольцом жест
а, = 0.92 Е6 ?
а, = 0.92 Е6 ?
/ о
/ о
причем, если отношение Ь/R < 1/25, кольцо жесткости проверяют на устойчивость по формуле
где н0- запас устойчивости кольца жесткости. Рекомендуется п0 ^ 3; к- коэффициент, определяемый в зависимости от размеров кольца -r/R. При r/R = 0,70;-0,75; 0,80; 0,85 k = 1,9; 2,3; 3,0; 4,1, соответственно; у-параметр, зависящий от принятых размеров барабана. Его значение определяют по формуле
г*
~R; IRS,
у = 0,64—т ,/- ^,
МПа2530354045505560•Cma.it,пырбарабаны147,16.55,24,23,53,02,72,4196.15.23.93,12,62,22,01,8245,24,23,12,52,11,81,61,4Чугунныебарабаны98.15,24,63,73,02,52,1122,64,13,72,92,42.01,7147,13.43.12,52.01.71,4-МПа2530354045505560•Cma.it,пырбарабаны147,16.55,24,23,53,02,72,4196.15.23.93,12,62,22,01,8245,24,23,12,52,11,81,61,4Чугунныебарабаны98.15,24,63,73,02,52,1122,64,13,72,92,42.01,7147,13.43.12,52.01.71,4-Таблица 5.2Таблица 5.2ои.ои.Значения VJ60/6Значения VJ60/6R1
МПа
25
30
35
40
45
50
55
60
•
Cma.it,пыр
барабаны
147,1
6.5
5,2
4,2
3,5
3,0
2,7
2,4
196.1
5.2
3.9
3,1
2,6
2,2
2,0
1,8
245,2
4,2
3,1
2,5
2,1
1,8
1,6
1,4
Чугунные
барабаны
98.1
5,2
4,6
3,7
3,0
2,5
2,1
122,6
4,1
3,7
2,9
2,4
2.0
1,7
147,1
3.4
3.1
2,5
2.0
1.7
1,4
-
МПа
25
30
35
40
45
50
55
60
•
Cma.it,пыр
барабаны
147,1
6.5
5,2
4,2
3,5
3,0
2,7
2,4
196.1
5.2
3.9
3,1
2,6
2,2
2,0
1,8
245,2
4,2
3,1
2,5
2,1
1,8
1,6
1,4
Чугунные
барабаны
98.1
5,2
4,6
3,7
3,0
2,5
2,1
122,6
4,1
3,7
2,9
2,4
2.0
1,7
147,1
3.4
3.1
2,5
2.0
1.7
1,4
-
Таблица 5.2
Таблица 5.2
ои.
ои.
Значения VJ60/6
Значения VJ60/6
размеры R и г-по рис. 5.1.
При длине барабана L> 3D60 цилиндрическую стенку следует проверять на совместное действие изгиба и кручения. Для стальных барабанов
где Ми-максимальный изгибающий момент; Гк-крутящий момент; а — = 0,75 - коэффициент, учитывающий различие опасных напряжений изгиба и кручения; И^- экваториальный момент сопротивления сечения барабана.
Максимальный изгибающий момент при сдвоенном полиспасте (крюковая подвеска находится в предельном верхнем положении)
111 и ^тах 1
где L-расчетная длина барабана, /1Л длина средней не нарезанной части барабана. Крутящий момент Тк = = 5’maxD6. Экваториальный момент сопротивления
w =к м> ” "2а)4]
К конструкции крепления‘каната на барабане предъявляют требования большой надежности, доступности для осмотра, удобства смены каната. Нормами ГГТН обусловлено крепление каната па барабане клиновыми зажимами или прижимными планками.
Наибольшее применение находит крепление каната планками, прижимающими канат к барабану (рис. 5.2).
При этом канат из крайней канавки барабана переводят сразу в тре
тью, для чего частично вырубают выступы нарезки, которые разделяют канавки. Среднюю же канавку использую] для установки крепежных болтов или шпилек. Согласно правилам ГГТН, число устанавливаемых одноболтовых планок должно быть •не менее двух, которые устанавливают с шагом в 60 . Суммарное усилие растяжения бодтов, прижимающих канат к барабану [8].
(5.6)(5.6)где f = 0.10... 0.12 - коэффициент трения между канатом и барабаном; у угол наклона боковой грани трапециевидного выреза, в планке к вертикали; а - угол обхвата барабана неприкосновенными витками; е - основание натуральных логарифмов.
(5.6)
(5.6)
Необходимое число болтов
(5.7)
где к ^ 1,5 - коэффициент запаса надежности крепления каната к барабану; /’, = -- - приведенный коэффи-
ниент трения между канатом и поверхностью планки; /расстояние от дна канавки на барабане до верхней плоскости прижимной планки.
Допускаемые напряжения растяжения в болте определяют при запасе прочности, равном 2.5 о гнести ел ыю предела текучееги при равномерном распределении па; рузок между всеми болтами:
ИР =ИР =(5.8)
ИР =
ИР =
Таким образом, задаваясь диаметром болта, получают необходимое их количество. Обычно при диаметре кана га до 12,5 мм принимают болты (шпильки) М12. до 15,5 мм-болты М16, до 17,5 мм-болты М20.
Ось барабана испытывает напряжение изгиба от действия усилий двух ветвей каната при сдвоенном полиспасте, а т акже от собственного веса барабана (рис. 5.3, а, б\
Нагрузки на ступицы барабана (при пренебрежении его весом):
В этих формулах значения длины нарезанной части /н. длины гладкой части барабана /Г1 принимают по предварительному расчету размеров барабана. Расстояние от ступиц ба
рабана до опор оси предварительно можно принять /] = 120 мм, /2 = = 200 мм, длину оси барабана / = = L + 150... 200 мм, длину ступицы 4 = (l,o...l,5)<.
Расчет оси барабана сводят к определению диаметров цапф г/ц и ступицы <7С из условия работы оси на изгиб в симметричном цикле:
ст = MJW^ [ct-J, (5.9) где Ми-изгибающий момент в расчетном сечении; ^-момент сопротивления расчетного сечения при изгибе; |ст Д-допускаемое напряжение при симметричном цикле.
Допускаемое напряжение при симметричном цикле можно определить по упрощенной формуле
(5.Ю)
где kti - коэффициент, учитывающий конструкцию детали (для валов, осей
и цапф к0 = 2,0... 2,8); о^-предел выносливости; [л]-допускаемый коэффициент запаса прочности (для групп режимов работы IM, 2М, ЗМ-1,4; для 4М-1,6 и для 5М-1.7).
После определения реакций опор оси 7?! и R2 можно определить изгибающие моменты в любом ее сечении (рис. 5.3,в). Наибольший изгибающий момент под правой ступицей М2= = /?2/2, а момент сопротивления этого сечения оси ^ = 0,1^. Подставляя эти значения в формулу (5.9) и используя зависимость (5.10), находят предварительно диаметр оси под ступицей:
з 4 >/^2^2^0 [П]
с V 0, I СТ„ !
Аналогично определяют и диаметры цапф. Окончательно диаметр уточняют после выбора подшипников и проведения проверочных расчетов,
Соединение обечайки барабана с венцом-ступицей осуществляется болтами (ГОСТ 7817-80), которые испытывают рабочие напряжения среза, а также напряжения растяжения и кручения, возникающие при сборке узла. Биение посадочной поверхности фланца по отношению к геометрической оси барабана допускается не более 0,1 мм на каждые 500 мм диаметра барабана. Размеры венца-ступицы барабана определяются размерами зубчатого венца тихоходного вала выбранного редуктора. Предварительно диаметр окружности установки болтов может быть принят в пределах D = (1,3... 1,4) D„ где ^-наружный диаметр зубчатого венца вала редуктора.
Диаметр болта определяют по формуле
d=!^=_(5.11)
V лт6 [т]
здесь Рокр- усилие, действующее на окружности установки болтов:
р утах б,
D6-диаметр барабана по центру на
витых канатов; т'6 = 0,75 тб-расчетное число болтов; тб-число установленных болтов (обычно 6... 8); [т] - допускаемое напряжение среза: [т]^0,6Е<7р]%0,6-^,(5.12)
где от-предел текучести материала болтов; ку-коэффициент безопасности (для механизмов подъема кранов, работающих с крюком, кх = 1,3); к2 коэффициент нагрузки (для групп режимов работы IM, 2М, ЗМ к2 = 1,0; для групп 4М кп = 1.1 и для групп 5М k2=L2).
Ходовые колеса и боковые ролики
Установка ходовых колес. Для обеспечения правильности монтажа и удобства замены ходовые колеса установливают на валах (осях), которые монтируют на сферических подшипниках в буксах. Наиболее широко применяют угловые буксы, присоединяемые к раме тележки, концевой балке моста или балансиру с помощью болтов. Такая конструкция более технологична по сравнению с разъемными буксами, которые вваривают в металлоконструкцию моста или тележки, так как ходовое колесо в сборе с буксами представляет собой технологически законченный узел, изготовляемый независимо от металлоконструкции или балансира. От смещений угловая букса удерживается приваренными к металлоконструкции вертикальными и горизонтальными платиками, на которые устанавли- 7/9
вается букса с посадкой — по боко- вым граням имеющихся в ней пазов (рис. 5.4). Такая фиксация установки обеспечивает взаимозаменяемость букс и сокращает трудоемкость при замене колес за счет исключения времени на выверку их положения. В соответствии с нормами проектирования (РТМ 24.090.54-79) ходовые колеса мостовых и козловых кранов групп режима работы 4... 6 должны устанавливаться в угловых буксах на сферических подшипниках.
Рис. 5.4
r/D
к
r/D
к
0,3
0,176
1,0
0,119
0,4
0,157
1.1
0,117
0,5
0,143
1,2
0,113
0.6
0,137
1,3
0,111
0,7
0,133
1,4
0,106
0,8
0,127
1,5
0,107
0,9
0,123
1,6
0,105
Таблица 5.3
Таблица 5.4
Тип кранового пути
а, с/м
Расчет ходовых колес. Предварительно выбранные ходовые колеса тележек и кранов проверяют по напряжениям в контакте обода и рельса (ОСТ 24.090.44-82) «Колеса крановые. Выбор и расчет»).
Напряжения а (МПа) в контакте обода колеса и рельса с выпуклой головкой определяют по формуле
п - 7500 кк. h'1^ (5.13)
Рельсы на:
шпалах на балласте 0,10 металлических балках 0,15 железобетонных балках 0,20 массивных фундаментах 0,25
Условие работы крановК,
Таблица 5.5
В закрытых помещениях:
при v < 2 м/с1,05
при и > 2...3,2 м/с1,07
Па открытых площадках1,10
где I) диаметр колеса, см; к коэффициент, зависящий от отношения радиуса закругления головки рельса г к диаметру колеса (табл. 5.3); Р -максимальная статическая нагрузка на колесо, кН; А = 1 + av-коэффициент динамичности пары «колесо-рельс»; г - номинальная скорость передвижения, м/с; и коэффициент, зависящий от жесткое i и кранового пути, с/м (табл. 5.4); Ад - коэффициент , учитывающий влияние касательной нагрузки на напряжения в контакте (табл. 5.5).
Напряжения ст (МПа) в контакте обода колеса с плоским рельсом определяю! по формуле
ширине колеса, принимают ки - 2,0; при опирании кранов на балансирные тележки допускается кн - 1,5; г3- радиус скругления кромок рельса," см.
Контактные напряжения о не должны превышать допускаемые напряжения [о^] (МПа) при приведенном за срок службы числе оборотов колеса N:
4
(5-14)
где [о0]-допускаемые напряжения при ^ ^ 104 (табл. 5.6).
Приведенное и полное число оборотов колеса за срок службы определяют соответственно по формулам
N = 0^;
N = 36- 104~Т
(5.15)
тде В - Во — 2г3-рабочая ширина плоского рельса, см; Вп- ширина рельса. см; ки - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по
В этих зависимостях — рг - усредненная скорость передвижения колеса, м/с; и-номинальная скорость пе-
ЭХ
1
1
Вид заготовки
Марка материалаВид термообработки, гвердоигь по 1ДД, МПа
Бринеллю
fПоковка
Сталь 45(ГОСТ1050- 74)Нормализация. 11В 200610
Сталь 50(ГОСТ1050 -74)Закалка, отпуск. НВ 240700
Сталь 75и 65ГЗакалка, отпуск, НВ 300800
(ГОСТ 14959 79)
То же, НВ 330860
» НВ 3 50890
Прокат
Счаль 75 и 65ГЗакалка, о туск, НВ 350920
(ГОСТ 14959 79)
Сталь марки 1 и 2Закалка, отпуск, НВ 320860
(ГОСТ 10791 81)
Отливка
Сталь 55Л (ГОСТ 977 75)Отжиг, НВ 190560
Сталь 35ГЛ (ГОСТ 977 75)Отжиг, НВ 210600
I редвижения, м/с; р- коэффициент, за-jвисящий от отношения времени не-Iустановившегося движения zH (суммарное время разгона и торможения) | к полному времени передвижения г. ] tjt0,2 0.4 0,6 O.K 1р 0.9 0.8 0.7 0,6 0.5Тмаш- машинное время работы колеса j в часах за срок службы, ориентировочные значения приведены в табл. 5.7; 9-коэффициент приведенного числа оборотов колеса.jТаблица 5.7I редвижения, м/с; р- коэффициент, за-jвисящий от отношения времени не-Iустановившегося движения zH (суммарное время разгона и торможения) | к полному времени передвижения г. ] tjt0,2 0.4 0,6 O.K 1р 0.9 0.8 0.7 0,6 0.5Тмаш- машинное время работы колеса j в часах за срок службы, ориентировочные значения приведены в табл. 5.7; 9-коэффициент приведенного числа оборотов колеса.jТаблица 5.74IГруппа режима ра-1боты по СТ СЭВ1...23...4,2077 804IГруппа режима ра-1боты по СТ СЭВ1...23...4,2077 80
I редвижения, м/с; р- коэффициент, за-jвисящий от отношения времени не-
Iустановившегося движения zH (сум
марное время разгона и торможения) | к полному времени передвижения г. ] tjt0,2 0.4 0,6 O.K 1
р 0.9 0.8 0.7 0,6 0.5
Тмаш- машинное время работы колеса j в часах за срок службы, ориентировочные значения приведены в табл. 5.7; 9-коэффициент приведенного числа оборотов колеса.
jТаблица 5.7
I редвижения, м/с; р- коэффициент, за-jвисящий от отношения времени не-
Iустановившегося движения zH (сум
марное время разгона и торможения) | к полному времени передвижения г. ] tjt0,2 0.4 0,6 O.K 1
р 0.9 0.8 0.7 0,6 0.5
Тмаш- машинное время работы колеса j в часах за срок службы, ориентировочные значения приведены в табл. 5.7; 9-коэффициент приведенного числа оборотов колеса.
jТаблица 5.7
4
IГруппа режима ра-
1боты по СТ СЭВ1...23...4
,2077 80
4
IГруппа режима ра-
1боты по СТ СЭВ1...23...4
,2077 80
ТМЙШ. ч1600 3 200 12 500
Ориентировочный
срок службы, леч12К5...4
Соответствие действительного срока службы колеса расчетному Тмаш обеспечивается при норме точности установки колеса (угла перекоса его в горизонтальной плоскоети) а С 0,0005 и состоянии подкрановых путей, отвечающем требованиям Правил ГГТН. При этих условиях срок службы колеса по ребордам Тр будет- fie меньше заданного срока службы Тмцш по ободу.
Значение 0 определяют зависимостью
NAP) N\P) NAP)
(5.16)
где Np N. Лу,- число оборотов колеса под нагрузкой Рх. Р2 Рп соответственно.
При отсутствии исходных данных по загрузке колеса значения 0 можно принять в зависимости от отношения минимальной нагрузки на колесо Рт.п к максимальной нагрузке Р;
0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 О.7 (J.S О ’ . . 0,16 0,19 0.24 0.30 0.38 0.49 0.63 Значение Рпйп определяют расчетом для случая, когда тележка без i руза находи тся у противоположной опоры крапа.
Боковые направляющие ролики. Бсзребордные ходовые колеся с боковыми направляющими поликами применяют на мостовых кранах групп режима работы 4М, 5М. 6М. Для предварите л ь н о го определения размеров установки боковых роликов (рис. 5.5) можно воспользона гься соотношениями D — (0,4.. .0.5) I). d - (O.25...O.35)D . 5 - IV 20 мм. Д ~ h т 26 -!- /)р.
Поверхность катания обода бокового ролика должна, быть сферической или горообразной. В качества материала ролика применяю; с га чь марки 75 или 65 Г.
(5.17)(5.17)
(5.17)
(5.17)
Для регулирования зазора между роликом и головкой рельса рекомендуется устанавливать боковой ролик на оси с эксцентриситетом (рис. 5.6). При этом должно быть предусмотрено надежное стопорение оси ролика в установленном положении.
Проверку прочности бокового ролика производят на напряжения смя- гия поверхности катания.
При точечном контакте ролика с рельсом напряжения смятия (МПа)
Ои« = 7856А-1 [а]см,
'* II.I ЦО
где кем-коэффициент, зависящий от отношения наименьшего радиуса ролика к наибольшему (рис. 5.7):
^Рол -боковая нагрузка на ролик, принимают равной максимальной боковой нагрузке при установившемся
движении, кН; Н ^ Нтихл Н = 0,85 Gop; = С. + G, + G; G
юоюовес моша крана, кН; 6'т- вес тележки. кН; G - номинальный вес груза, кН; ц- коэффициент сцепления ходовых колес с рельсами; принимаю! незави-
юо
юо
симо от места работы крана (в закрытом помещении или на открытом воздухе) равным 0.2; гнаиб - наибольший радиус соприкасающихся поверхностей, см; [ст]см-допускаемые напряжения [6] местного смятия (табл. 5.8).
Материал ролика - стальТвердость поверхности катания НВ -Напряжения [о]им, МПа. при контактелинейномточечном4573517647565Г833215640ХН50ХН300... 400БолееБолее55Л .83373521561666ззхгс-л784I960Материал ролика - стальТвердость поверхности катания НВ -Напряжения [о]им, МПа. при контактелинейномточечном4573517647565Г833215640ХН50ХН300... 400БолееБолее55Л .83373521561666ззхгс-л784I960Таблица 5.8Таблица 5.8Расчет оси на статическую прочность производят по максимальному напряжению изгиба:
Материал ролика - сталь
Твердость поверхности катания НВ -
Напряжения [о]им, МПа. при контакте
линейном
точечном
45
735
1764
75
65Г
833
2156
40ХН
50ХН
300... 400
Более
Более
55Л .
833
735
2156
1666
ззхгс-л
784
I960
Материал ролика - сталь
Твердость поверхности катания НВ -
Напряжения [о]им, МПа. при контакте
линейном
точечном
45
735
1764
75
65Г
833
2156
40ХН
50ХН
300... 400
Более
Более
55Л .
833
735
2156
1666
ззхгс-л
784
I960
Таблица 5.8
Таблица 5.8
сттах = [а], max ц/ l л
где Митах- максимальный изгибающий момент от действия максимальной (аварийной) боковой нагрузки на ролик /7так; И7-момент сопротивления сечения оси изгибу; [ст] - допускаемое напряжение при расчете на статическую прочность, которое определяют отношением предела текучести материала оси ролика к общему запасу прочности. Значения последнего для групп режима работы IM, 2М, ЗМ п = 1.21; для 4М п = 1,32 и для 5М п = 1,43.
Максимальную (аварийную) боковую нагрузку Нтах 4-колесного крана определяют для случаев:
краны с раздельным приводом - аварийное отключение на ходу одного из двигателей хода моста и торможение на этой стороне;
краны с центральным приводом - аварийная поломка одной из трансмиссий с одновременным заклиниванием колеса на этой стороне.
В этих случаях максимальная боковая нагрузка
где т- масса крана, включающая массы моста тм, тележки тТ и груза тт.
Входящие в эту зависимость поперечное ускорение крана г, угол смещения фаз составляющих максимальной нагрузки у и поправочный коэффициент к определяют по формулам
ТВ У н.2J тТВ У н.2J тс\д.х1=^'s--с\д.х1=^'s--В этих зависимостях й-база крана, L-пролет крана, A.v- боковой зазор между роликом и рельсом, е- основание натуральных логарифмов.
ТВ У н.
2J т
ТВ У н.
2J т
с\д.х
1=^'s--
с\д.х
1=^'s--
Момент сопротивления развороту крана
где Gn = GT + G.
Сумму сил поперечного скольжения крана ^Нс и момент инерции крана при развороте J определяют по формулам
J = тмJ = тм(L + S)212(L + S)212МА"
J = тм
J = тм
(L + S)2
12
(L + S)2
12
gAi)
Приведенный коэффициент жесткости с2 (Н/м), учитывающий поперечную жесткость моста см и жесткость здания с1д, определяют зависимостью
где
70 60550 G„
с ~- с =
м в ’ эя и ’
/1-высота колонн до головки рельса подкранового пути, м.
Особенностью работы подшипникового узла боковых направляющих роликов является то, что помимо статической нагрузки, действующей во время установившегося движения крана Hv подшипники могут быть нагру-
»1имS-зЬ1 ИIIНазначениеПривод8 1ЛН Ж X S " $ h 5 с S гS.S X к 8 я о 8 sJiS 5 ш ро3 т»1имS-зЬ1 ИIIНазначениеПривод8 1ЛН Ж X S " $ h 5 с S гS.S X к 8 я о 8 sJiS 5 ш ро3 тКУ 701Механизмы горизонтального перемещенияРычажный с самовозвратом±40,08... 2,56001022,7КУ 703Механизм подъемаСамовозврат под действием груза0,016...1,3360010210,3КУ 704Механизмы горизонтального перемещенияФиксированные положения±50,05... 1,666001022,7КУ 706ВУ 150То же Механизмы подъемаТо жеШпиндельный±40,16...5,050 Без ограничения600300101021з,з6,0В У 250То жеТо же-50 То же3001029,0В К 200Блокировка дверей и люковРычажный с самовозвратом±2-»-3001010,6КУ 701Механизмы горизонтального перемещенияРычажный с самовозвратом±40,08... 2,56001022,7КУ 703Механизм подъемаСамовозврат под действием груза0,016...1,3360010210,3КУ 704Механизмы горизонтального перемещенияФиксированные положения±50,05... 1,666001022,7КУ 706ВУ 150То же Механизмы подъемаТо жеШпиндельный±40,16...5,050 Без ограничения600300101021з,з6,0В У 250То жеТо же-50 То же3001029,0В К 200Блокировка дверей и люковРычажный с самовозвратом±2-»-3001010,6
»1
и
м
S
-з
Ь
1 ИII
Назначение
Привод
8 1
Л
Н Ж X S " $ h 5 с S г
S.S X к 8 я о 8 s
Ji
S 5 ш р
о
3 т
»1
и
м
S
-з
Ь
1 ИII
Назначение
Привод
8 1
Л
Н Ж X S " $ h 5 с S г
S.S X к 8 я о 8 s
Ji
S 5 ш р
о
3 т
КУ 701
Механизмы горизонтального перемещения
Рычажный с самовозвратом
±4
0,08... 2,5
600
10
2
2,7
КУ 703
Механизм подъема
Самовозврат под действием груза
0,016...1,33
600
10
2
10,3
КУ 704
Механизмы горизонтального перемещения
Фиксированные положения
±5
0,05... 1,66
600
10
2
2,7
КУ 706
ВУ 150
То же Механизмы подъема
То же
Шпиндельный
±4
0,16...5,0
50 Без ограничения
600
300
10
10
2
1
з,з
6,0
В У 250
То же
То же
-
50 То же
300
10
2
9,0
В К 200
Блокировка дверей и люков
Рычажный с самовозвратом
±2
-»-
300
10
1
0,6
КУ 701
Механизмы горизонтального перемещения
Рычажный с самовозвратом
±4
0,08... 2,5
600
10
2
2,7
КУ 703
Механизм подъема
Самовозврат под действием груза
0,016...1,33
600
10
2
10,3
КУ 704
Механизмы горизонтального перемещения
Фиксированные положения
±5
0,05... 1,66
600
10
2
2,7
КУ 706
ВУ 150
То же Механизмы подъема
То же
Шпиндельный
±4
0,16...5,0
50 Без ограничения
600
300
10
10
2
1
з,з
6,0
В У 250
То же
То же
-
50 То же
300
10
2
9,0
В К 200
Блокировка дверей и люков
Рычажный с самовозвратом
±2
-»-
300
10
1
0,6
жены максимальной (аварийной) нагрузкой ЯтйХ при скорости их вращения, равной нулю. Поэтому выбор типоразмера подшипника необходимо производить по статической грузоподъемности исходя из максимальной нагрузки #тах. Поскольку нагрузка на ролик приложена, как правило, несимметрично по отношению к подшипнику. то усилие, воспринимаемое одним подшипником, следует увеличить до 0,75 Нтах.
Предохранительные устройства
Правилами ГГТН, а также стандартом СЭВ 725-77 на грузоподъемных кранах с электрическим приводом предусмотрена установка концевых выключателей для автоматической остановки;
крана (тележки), если его (ее) скорость может превышать 0,533 м/с (по стандарту СЭВ -0.5 м/с);
механизма подъема грузозахватного устройства или стрелы перед подходом к упору;
при опасном сближении кранов;
если с поста управления нельзя надежно определить расстояние между буферами и упорами.
Козловые краны и перегрузочные мосты с бестрансмиссионным приводом и пролетом более 40 м должны
снабжаться автоматическими ограничителями перекоса.
Для автоматической остановки механизмов применяют выключатели рычажного и шпиндельного типа. Рычажные выключатели обеспечивают чаще всего одностороннее ограничение. Они срабатывают при наезде линейки или специального упора движущегося механизма на рычаг неподвижного выключателя. Шпиндельные выключатели применяют для случаев как одностороннего, так и двустороннего ограничения. Привод их осуществляют от вращающихся валов механизмов.
В зависимости от мощности электродвигателей выбирают способы их выключения - непосредственным выключением силовой цепи или посредством обеспечивания цепи управления. Первый способ применяют в маломощных электродвигателях или когда конечный выключатель срабатывает сравнительно редко. В этих случаях для выключения асинхронных двига- талей применяют двухполюсные выключатели, для двигателей постоянного тока-однополюсные.
При втором способе защиты механизма выключатель устанавливают в цепь питания катушки главного или реверсивного контактора. Концевые выключатели устанавливают в электрической цепи так, чтобы при их раз-
Табл ица 5.9
мыкании сохранилась цепь для обратного движения механизма.
Техническая характеристика концевых выключателей [12] приведена в табл. 5.9,
Концевой выключатель механизма передвижения устанавливают таким образом, чтобы в момент выключения тока расстояние от буфера, до упоров составляло не менее половины пути торможения.
У козловых, башенных, портальных кранов и перегрузочных мостов это расстояние должно быть не менее полного пути торможения. Тормозной путь рассчитывают для кранов с гибкой подвеской груза в порожнем состоянии, а для кранов с жесткой подвеской-с номинальным грузом.
Тормозной путь
ST = t\/^+A (5.18)
где ^-номинальная скорость крана (тележки), м/с; /т-время торможения, с; г,-время отключения (затормаживания) тормоза (табл. 5.10), с.
Для тележки, работающей в помещении,
где у-коэффициент, учитывающий влияние маховых масс второго и последующих валов. Принимают у = — 1,1 ... 1,2; ^ -момент инерции масс, расположенных на первом валу механизма; лдв-номинальная частота вращения электродвигателя, об/мин; тт - масса тележки, кг; D - диаметр ходового колеса, м; и - передаточное
число механизма; р^,^- кл.д механизма; Т, -тормозной момент тормоза, Н • м.
Приведенный к валу тормоза момент сопротивления передвижению тележки при торможении определяю i по формуле
Т = ИТ-~ ( 5 ХИ ГР° 2wq^;
где W 0-сила сопротивления передвижению при работе без груза и коэффициенте трения реборд кр — 1.
При небольших выбегах механизма применяют выключатель КУ 701. который снабжен механизмом самовозврата рычага. Поэтому линейка должна иметь достаточную длину, чтобы удерживать рычаг в выключенном состоянии на всем пути остановки механизма.
Положение выключателя механизма передвижения тележки мостового крана определяют зависимостью (рис. 5.8)
/ы = / + 0,5/б - 0,5/, + А. (5.21) где /„-расстояние выключи геля о г упора; /-регламентированный выбег тележки (/ = 0,5 SJ; /г,~ длина двустороннего буфера; /, - длина линейки, которая должна быть не менее половины тормозного пути тележки; А-путь тележки за время поворота рычага выключателя.
В большинстве случаев ввиду малости (для КУ 701 '60 мм) им можно пренебречь.
Положение выключателя но высоте определяется размером /?. который приводится в характеристике выключателя [для КУ 701 h = (134 ± 4) мм].
В тех случаях, когда механизм имеет большой тормозной путь и.
Постоянный токПеременный токКороткоходовой привод спрямоход- ным электромагнитомДлииноходовойКороткоходовойДлинлоходовый приводпривод с соленоид- приводным электромагни- ■——томс однофазным по- с трехфазпым пря-с электро; ияравли-воротным электро- моходным электро- веским юлка гелем магнитоммагнитом0,2... 0,50,5... 1,0до 0,020.06...0,203...1,2Постоянный токПеременный токКороткоходовой привод спрямоход- ным электромагнитомДлииноходовойКороткоходовойДлинлоходовый приводпривод с соленоид- приводным электромагни- ■——томс однофазным по- с трехфазпым пря-с электро; ияравли-воротным электро- моходным электро- веским юлка гелем магнитоммагнитом0,2... 0,50,5... 1,0до 0,020.06...0,203...1,2Таблица 5.10
Постоянный ток
Переменный ток
Короткоходовой привод спрямоход- ным электромагнитом
ДлииноходовойКороткоходовойДлинлоходовый привод
привод с соленоид- привод
ным электромагни- ■——
томс однофазным по- с трехфазпым пря-с электро; ияравли-
воротным электро- моходным электро- веским юлка гелем магнитоммагнитом
0,2... 0,5
0,5... 1,0до 0,020.06...0,203...1,2
Постоянный ток
Переменный ток
Короткоходовой привод спрямоход- ным электромагнитом
ДлииноходовойКороткоходовойДлинлоходовый привод
привод с соленоид- привод
ным электромагни- ■——
томс однофазным по- с трехфазпым пря-с электро; ияравли-
воротным электро- моходным электро- веским юлка гелем магнитоммагнитом
0,2... 0,5
0,5... 1,0до 0,020.06...0,203...1,2
Рис. 5.8Рис. 5.8следовательно, отключающая линейка получается больших размеров, применяют выключатель КУ 502. рычаг которого имеет фиксатор положения и выполнен двуплечим. При наезде выключающим упором, который невелик по сравнению с линейкой, рычаг поворачивается и остается в таком фиксированном положении. При ходе механизма в обратном направлении упор поворачивает рычаг выключателя в исходное положение.
Рис. 5.8
Рис. 5.8
Выключатели КУ 704 применяю! при двухступенчатом ограничении, которое производится двумя последовательно выключающими пальцами. Эти выключатели ставят на механизмах передвижения с последовательной остановкой двигателей.
Выключатель КУ 706 предназначен для ограничения движения быстроходных кранов, имеет два рычага с разных сторон корпуса, на которые воздействуют короткие линейки-одна размыкает контакты выключателя, а другая замыкает их при обратном движении крана.
Концевой выключатель механизма подъема устанавливают так. чтобы после остановки грузозахватного устройства при подъеме без груза зазор между грузозахватным устройством и упором у электроталей составлял не менее 50 мм, а у всех других грузоподъемных машин - не менее 200 мм. Для этой цели применяют выключатели КУ 703, имеющие
Рис. 5.9
двуплечий рычаг. Срабатывают они после подъема крюковой подвеской груза, висящего на канатике, который закреплен на одном из плеч рычага выключателя (рис. 5.9).
Буферные устройства
В соответствии с требованием Правил ГГТН все грузоподъемные машины с машинным приводом, движущиеся по рельсовому пути, и их тележки для смягчения возможного удара об упоры или друг о друга должны быть снабжены соответствующими буферными устройствами. С этой целью применяют упоры,
устанавливаемые на концах пути тележек и мостов, а сами тележки и мосты снабжают буферами, которые крепят на мостах к концевым балкам или балансирам, а на тележках-к раме с двух боковых сторон или на мосту. В зависимости от массы тележки, крана и груза и скорости движения тележки или крана применяют деревянные, резиновые, пружинные или гидравлические буферы.
Деревянные буферы, изготовляемые из дубовых, буковых или кленовых брусков, используют голь ко на кранах с ручным приводом. Резиновые буферы весьма просты по конструкции, компактны, удобны в эксплуатации. Они имеют малую отдачу, так как 30... 40% кинетической знерг ии движущихся масс поглощается за счет внутреннего трения резины. Однако в силу ограниченной энергоемкости их применяют при скоростях наезда и < 1 м/с.
Широкое применение на кранах получили пружинные буферы различных конструкций. Это обусловлено их относительно простой конструкцией.
Рис. 5.10
простотой обслуживания, надежностью работы при низких температурах. При работе пружинных буферов почти вся кинетическая энергия движущихся масс переходит в потенциальную энергию упругости пружины, которая возвращается в виде резкой от дачи. При сравнительно небольшой массе тележки (до 10 т) применяют буферы двустороннего действия (рис. 5.10,tz). Укрепленные на тележке, они работают в обе стороны. При массе тележки, обладающей большой кинетической энергией, применяют односторонние буферы (рис. 5.10.6), устанавливаемые на балках моста.
Пружинные буферы имеют сравнительно небольшую энергоемкость и большую длину:- 1 кг пружинной стали способен поглотить не более 200 Н ■ м кинетической энергии. Применение цружииных буферов целесообразно, если краны (тележки) имеют скорости в момент наезда на упоры не более 1,17 м/с. Для безопасной остановки крана с большими скоростями движения необходимо снабжать надежными тормозами и концевыми выключателями, снижающими скорость к моменту наезда на упор до гб= 1,17 м/с.
Гидравлические буферы (рис. 5.11) работают практически без отдачи. Они компактны, обладают' большой энергоемкостью. Их применение, однако, ограничено из-за сложности конструкции и необходимости тщательного обслуживания при эксплуатации. Применение гидравлических буферных устройств доста точно эко-
Рис. 5.И
(5.23)(5.24)(5.23)(5.24)
(5.23)
(5.24)
(5.23)
(5.24)
помично, если скорость наезда кранов на упоры не превышает 2,66 м/с,
При расисте буферных устройств допускаемые замедления кранов (тележек) принимаю т пт ^ 3 ,.. 4 м/с2 для машин с гибким подвесом груза и л, S... 10 м/с2 для машин с жестким под,весом груза.
Энергоемкоеть буферов определяю! из условия поглощения ими кинетической энсрши крана (тележки), наезжающе; о со скорос тью гл, причем при гибкой подвеске расчет ведется без учила массы груза, при жесткой с грузом [6]. Скороель наезда гй на буфера определяют с учетом срабатывания конечного выключателя.
Нелрудно показа ть, ч то при установке упоров па середине нуги торможения [ 16] скороеч ь крана (л слежки) в момент наезда составил 0,707 ол ско- росш. коюрую имел кран в моменл отключения двшателя. Таким образом, для крана с гибкой подвеской груза
ЖкфТ = (ivrr + ифМ' + Хщ
где /н*^ масса крана (тележки); W'T- тормозная сила тормоза, приведенная к оболу ходовых колес; 5--осадка штока буфера; ,4 энергоемкость буфера; л; число буферов; 1Тгр-сила сопро лишения передвижению.
'Энергоемкость буферного устройства зависит ол вида диаграммы, выражающей зависимость усилия буфера от его хода. Ее можно принять; для пружинных и приближенно для резиновых - 0.5 /'„^-S, для гидравлических -F1;1.iXS. где Ртах максимальное усилие,, действующее при ударе.
При выборе стандартных буферов, для которых известна энергоемкость (некоторые липы резиновых буферов приведены в приложении), можно пользоваться вышеприведенным урав- ненисм.
При проектировании пружинных буферов исходными параметрами для расчел а пружины являются: скорость крана (те.чежки) в моменл наезда на буфера ;;-. сила пружины при предварительной се деформации (предварительном поджатии) /JIJ, сила пружины
при рабочей ее деформации Ртак, рабочий ход пружины S. требуемая выносливость пружины - число циклов до разрушения.
Задаваясь значением предварительного поджатия пружины Sn, определяют силу пружины Рп -- С$п, где коэффициент жес ткости пружины [33]
—\72)
здесь цт - принимаемое максимальное замедление крана (тележки) в процессе деформации буферов; и» = -и *^- - коэффициент сопротивления движению крана (тележки); д - ускорение свободного падения.
Сила пружины при максимальной деформации и ее рабочий ход определяют зависимостями
max " ”^2„2wgS^
D —,
«т + 0И'
Определив исходные данные, производят расчет пружин.
При проектировании гидравлических буферных устройств предпочтение отдают буферам с переменной площадью истечения жидкости. Переменная площадь кольцевой щели Fv создается за счел’ разности площадей: постоянной площади отверстия в поршне F и переменной площади сечения штока Fxmv Таким образом, проектирование гидравлического буфера прежде всего сводится к профилированию штока (рис. 5.12). Исходными параметрами являются: масса
Рис. 5.12
крана (тележки) mx(T)1 допустимое замедление механизма w,, скорость наезда на буферы и6, принимаемые максимальное давление в цилиндре gmiix и диаметр поршня D„.
Необходимое гидравлическое сопротивление буфера, (Н) Л max =
и его ход (осадка) S = --. Диаметр отверстия в дне поршня определяют зависимостью
^0 ”^0 ”4Лт«^4Лт«^
^0 ”
^0 ”
4Лт«^
4Лт«^
Скорость движения поршня определяют через начальную скорость
/0 - Г А
"г = fe = Д^
<0
где z0 = гб/дт - время осадки буфера; А-переменная величина, изменяющаяся от единицы до нуля при изменении скорости поршня от и0 до нуля.
Путь поршня, отсчитываемый от начала его движения во время осадки гидробуфера, х —^(1 — Л2), и переменная площадь кольцевой щели (см2)
Fx « д
где к = 1,4... 1,6-поправочный коэффициент общего учета гидро потерь и сужения струи; 8Ж- массовая плотность жидкости, кг/дм3; F., - Гп - Fu =
~- эффективная площадь
поршня.
Искомые значения диаметра штока определяют зависимостью
- J; (fo - FXV
Профилирование регулирующего штока удобно нести путем составления таблицы, где значение А = 1 разбивают на интервалы, равные 0,1, а в местах резкого изменения сечения штока - 0,05.
В качестве рабочей жидкости применяют несколько различных смесей. В частности при работе гидробуфера в зимних условиях рекомендуется жидкость «Стеол», которая обладает антикоррозионными свойствами и не замерзает при температуре —30... -35°С. Она не горит и вполне взрывобезопасна. Для более низких температур используют жидкость «Стеол М».
Глава 6
РАСЧЕТ МЕТАЛЛИЧЕСКИХ КОНСТРУКЦИЙ
Задачи расчетов
Работоспособность, надежность и безопасность эксплуатации кранов во многом зависят от качества исполнения их металлических конструкций. В связи с этим к крановым металлоконструкциям предъявляют определенные требования: прочность, общая устойчивость конструкции и местная устойчивость отдельных ее элементов; статическая и динамическая жесткость; выносливость и вместе с тем минимально возможная масса, высо
кая технологичность изготовления и монтажа, иногда ограниченные габариты. Большинство этих требований должно обеспечиваться на стадии предварительного (проектного) расчета и компонования.
Под проектным расчетом и компонованием металлоконструкции будем понимать тот объем расчетных и графических работ,'который необходимо выполнить для определения размеров поперечных сечений основных несущих элементов по условиям прочности, общей устойчивости, ста-
тической жесткости при действии расчетных комбинаций максимальных нагрузок рабочего состояния, определения взаимного положения основных несущих элементов в конструкции и основных размеров конструкции в целом.
Характерной особенностью проектного расчета является неполнота исходных данных: неизвестны точный вес конструкции, закономерности распределения нагрузок между элементами, динамические нагрузки, так как эти факторы зависят от размеров поперечных сечений несущих элементов, а определение этих размеров как раз и является одной из задач расчета. В связи с этим проектный расчет приходится выполнять последовательными приближениями.
На стадии уточненных расчетов производится проверка прочности отдельных деталей и соединений, проверка местной устойчивости, проверка на усталость (если это необходимо) или т.д. Выполнение проверочных расчетов идет параллельно с окончательной конструктивной проработкой крана,
Исходные данные
В качестве исходных данных для расчета и проектирования металлоконструкций крана должны быть заданы тип крана и его назначение, номинальная грузоподъемность, пролет (для мостовых) или вылез (для консольных) кранов, скорости движения механизмов и группа режима работы. В ряде случаев могут быть дополнительно оговорены габариты, предельный вес или предельные давления на катки крана, расчетная температура эксплуатации и т.д.
В большинстве случаев, в том числе и при курсовом проектировании, расчет и разработка металлоконструкций производятся после того, как спроектированы механизмы крана и грузовой тележки (если она имеется). Поэтому в качестве исходных данных для расчета крановых металлоконструкций можно использовать значения давлений на колеса тележки, усилия в
канатах (если они замыкаются на металлоконструкции), весовые данные механизмов и т.д. При определении динамических нагрузок в этом случае также нужно использовать фактические характеристики механизмов крана.
Тип металлической конструкции (одно- или двухбалочная, коробчатая, ферменная и т. д.) по усмотрению руководителя либо оговаривают в задании. либо выбирают и обосновывают студенты в ходе проектирования.
Порядок выполнения расчетов
Изучают задание, оценивают полноту исходных данных, устанавливают перечень дополнительно задаваемых параметров крана.
Выбирают и обосновывают тип конструкции, если он не оговорен в задании.
Выполняют проектный расчет:
выбирают материал конструкции, определяют расчетные сопротивления основного металла, сварных швов и болтовых соединений;
по аналогии с выполненными конструкциями или по литературным данным принимают вес конструкции;
определяют расчетные значения вертикальных нагрузок при работе механизма главного подъема; при этом динамические нагрузки желательно определять с учетом характеристик привода механизма при его совместной работе с металлоконструкцией;
составляют расчетные схемы приложения нагрузок, действующих на несущие элементы конструкции при работе механизма подъема груза; при этом для каждого элемента необходимо рассматривать наиболее неблагоприятный случай приложения нагрузок;
определяют силовые факторы (изгибающие моменты, продольные и поперечные силы, скручивающие моменты), строят их эпюры, выявляют наиболее нагруженные (опасные) сечения;
определяют оптимальные по условиям минимума веса размеры поперечных сечений несущих элементов;
Марка сталиВид и толщина, мм, проката при температуре ткеллуатапин крана. 'С, не ниже— 20-40-65ВС г Зсп5Л, Ш, С, Ф до 25--Сталь 20Т до 45-09 Г2Л, Ш, С, Ф до 32Л, Ш до 32; С до 20;Ф до И09Г2СЛ, Ш до 50, С, Ф до 32,Л, III до 50, С до 20,Т до 25Ф до 11, Т до 1515ХСНДЛ, Ш, С, Ф до 32Л, Ш до 32, С до 20,Ф до 1 110ХСНДЛ. Ш до 40, С, Ф до 15Л, Ш до 40, С до 15,Ф до 1 1Марка сталиВид и толщина, мм, проката при температуре ткеллуатапин крана. 'С, не ниже— 20-40-65ВС г Зсп5Л, Ш, С, Ф до 25--Сталь 20Т до 45-09 Г2Л, Ш, С, Ф до 32Л, Ш до 32; С до 20;Ф до И09Г2СЛ, Ш до 50, С, Ф до 32,Л, III до 50, С до 20,Т до 25Ф до 11, Т до 1515ХСНДЛ, Ш, С, Ф до 32Л, Ш до 32, С до 20,Ф до 1 110ХСНДЛ. Ш до 40, С, Ф до 15Л, Ш до 40, С до 15,Ф до 1 1Таблица 6.1Таблица 6.1
Марка стали
Вид и толщина, мм, проката при температуре ткеллуатапин крана. 'С, не ниже
— 20
-40
-65
ВС г Зсп5
Л, Ш, С, Ф до 25
-
-
Сталь 20
Т до 45
-
09 Г2
Л, Ш, С, Ф до 32
Л, Ш до 32; С до 20;
Ф до И
09Г2С
Л, Ш до 50, С, Ф до 32,
Л, III до 50, С до 20,
Т до 25
Ф до 11, Т до 15
15ХСНД
Л, Ш, С, Ф до 32
Л, Ш до 32, С до 20,
Ф до 1 1
10ХСНД
Л. Ш до 40, С, Ф до 15
Л, Ш до 40, С до 15,
Ф до 1 1
Марка стали
Вид и толщина, мм, проката при температуре ткеллуатапин крана. 'С, не ниже
— 20
-40
-65
ВС г Зсп5
Л, Ш, С, Ф до 25
-
-
Сталь 20
Т до 45
-
09 Г2
Л, Ш, С, Ф до 32
Л, Ш до 32; С до 20;
Ф до И
09Г2С
Л, Ш до 50, С, Ф до 32,
Л, III до 50, С до 20,
Т до 25
Ф до 11, Т до 15
15ХСНД
Л, Ш, С, Ф до 32
Л, Ш до 32, С до 20,
Ф до 1 1
10ХСНД
Л. Ш до 40, С, Ф до 15
Л, Ш до 40, С до 15,
Ф до 1 1
Таблица 6.1
Таблица 6.1
производят конструктивное компонование отдельных элементов и конструкции в целом;
определяют фактические геометрические характеристики поперечных сечений несущих элементов;
оценивают фактическую несущую способность конструкции по прочности, статической и динамической жесткости и общей устойчивости при работе механизма подъема груза;
при необходимости производят корректировку исходных данных, тогда расчет по предыдущим пунктам повторяют.
Выполяют проверочный (уточненный) расчет;
определяют расчетные значения нагрузок на конструкцию при работе других механизмов крапа с учетом возможности совмещения операций и, по аналогии с предыдущим случаем, производят проверку несущей способности конструкции;
при необходимости производят корректировку поперечных сечений несущих элементов и расчетных нагрузок, тогда расчеты повторяют.
Разрабатывают окончательный вариант конструкции. Параллельно с этим производят проверочные расчеты отдельных элементов конструкции с учетом действия местных нагрузок, проверяют местную устойчивость отдельных элементов, прочность сварных швов, монтажных стыков и т.д. При необходимости выполняют расчеты конструкции на усталость и надежность.
Конструкционные материалы
Металлические конструкции грузоподъемных кранов изготовляют преимущественно из малоуглеродистых и низколегированных конструкционных сталей, поставляемых в виде проката различных типов: листового и широкополосного, фасонного (уголки горячекатаные и холодногнутые равно- и разнополочные, швеллеры, двутавры и т.д) и сортового (полосы, прутки, квадрат), по ГОСТам.
В соответствии с «Правилами устройства и безопасной эксплуатации грузоподъемных кранов» [16] материалы для изготовления крановых металлоконструкций должны приниматься в соответствии с ГОСТами на изготовление грузоподъемных машин В тех случаях, когда в стандарте отсутствуют указания по применению материалов, последние следует выбирать с учетом температурных условий в районе эксплуатации крана из числа материалов, рекомендованных ВНИИПТМАШем. Наиболее употребительными для расчетных (несущих) элементов металлоконструкций являются углеродистые стали марок ВСтЗсп5 по ГОСТ 380-71* и сталь 20 по ГОСТ 1050-74*, а также низколегированные стали марок 09Г2, 09Г2С, 15ХСНД и 10ХСНД по ГОСТ 19281 -73 и 19282-73.
Области применения этих марок сталей в зависимости от толщины проката и температуры эксплуатации крана приведены в табл. 6.1. где при-
няты следующие обозначения для видов проката: Л-листовой. Ш-широкополосный, С -сортовой, Ф-фасонный, Т-трубы горячекатаные бесшовные. Под толщиной проката понимается: для листов- толщина листа, для уголков -толщина полки, для труб - толщина стенки трубы, для швеллеров и двутавров -средняя толщина полки, для прутка-диаметр прутка.
Для кранов, эксплуатируемых при температуре не ниже — 20 С. применение низкоколегированных сталей может- оказаться целесообразным для изготовления металлоконструкций кранов большой грузоподъемности и больших пролетов, так как в этих случаях может быть достигнуто снижение веса крана, В металлоконструкциях этих кранов допускается сочетание низколегированных и малоуглеродистых сталей. При оценке целесообразности замены малоуглеродистой стали сталью низколегированной следует иметь в виду, что стоимость сталей 09Г2 и 09Г2С примерно на 10% выше ст оимости стали ВСтЗсп5, а сталей 15ХСНД и 10ХСНД-соответственно на 15 и 25%. Низколегированные стали более чувствительны к концен трации напряжений и, следовательно, при разработке конструкций и технологии изготовления должны быть предусмотрены специальные меры понижения концентрации напряжений, особенно для кранов режимных групп 6К... 8К. для которых лимитирующим фактором может явиться усталость металла.
Нецелесообразно использование низколегированных сталей в тех случаях, когда лимитирующим фактором является жесткость конструкции, так как модули упругости всех сталей практически одинаковы, и, следовательно, одинаковыми в этом случае будут и поперечные сечения несущих элементов.
Вспомогательные (нерасчетные) элементы металлоконструкций (лестницы, нерила, настилы и г.д.) можно изготовлять из сталей марок ВСтЗпс2, ВСгЗпс5 но ГОСТ 380—71* с толщиной проката до 30 мм при температу- 110
ре эксплуатации не ниже — 20“С, с толщинами до 10 и 20 мм соответственно-при температуре не ниже — 40°С и с толщинами до 5 и 10 мм соответственно - при температуре не ниже — 65°С.
Сварные соединения конструкций должны быть равнопрочными с основным металлом. В связи с этим ручную сварку элементов из малоуглеродистой стали нужно проводить электродами марки не ниже Э42А по ГОСТ 9466 -60, а полуавтоматическую и автома тическую - электродной проволокой Св-08А по ГОСТ 2246-60 под слоем флюса. Для сварки конструкций из низколегированных сталей применяют электроды марки не ниже Э50А по ГОСТ 9466-60 и электродную проволоку марки Св-08ГА по ГОСТ 2246-60.
Типы сварных швов должны соответствовать действующим стандартам. Монтажные соединения рекомендуется выполнять на высокопрочных или чистых болтах.
Методы расчетов
Метод предельных состояний. Введенный в действие с 01.07.84 г. ОСТ 24.090.72-83 «Нормы расчета стальных конструкций мостовых и козловых кранов» устанавливает следующие предельные состояния крановых металлоконструкций.
Первое предельное состояние- потеря несущей способности при однократном действии максимальной нагрузки, т. е. по условиям прочности или общей устойчивости.
Основная расчетная зависимость имеет вид
(6.1) где ^„-нормативные значения внешних нагрузок; а,-усилие (момент) в рассчитываемом элементе при ^ = 1: £,-коэффициенты перегрузки нормативных нагрузок; Ф-геометрический фактор (площадь поперечного сечения, момент сопротивления и т. д,); /?-расчетное сопротивление материала конструкции при расчетах на проч-
ность; m0 - коэффициент условий работы и неполноты расчета.
При проектном расчете, когда необходимо определить геометрические факторы, удобнее пользоваться выражением вида
фA(6i2)
Коэффициент условий работы подсчитывают по выражению
m0 = m1m2m3,(6.3)
где т,-коэффициент, учитывающий ответственность рассчитываемого
элемента, г. е. возможные последствия его разрушения, и наличие предупредительных признаков разрушения; т2-коэффициент, учитывающий отклонения в геометрических размерах конструкции, влияние коррозии и т.п.; т3 - коэффициент, учитывающий несовершенства расчета, связанные с неточностями расчетных схем, неполнотой методов расчета и т. н,
Рекомендуемые ВНИИПТМАШем коэффициенты mt, т2. т3 приведены в табл. 6.2...6.6. расчетные сопротивления А, МПа, основного металла, сварных и болтовых соединений - в табл. 6.7...6.9.
Таблица 6.2
Классификация элементов конструкцииКлассификация элементов конструкцииВид отказаВид отказа”4”4Элементы, отказ которых вызывает непосредственную угрозу для жизни человека или тяжелые технологические последствияЭлементы, отказ которых связан с нарушением функционирования конструкции (отдельной детали) или ограничением работоспособности конструкции (отдельной детали)Элементы, отказ которых вызывает непосредственную угрозу для жизни человека или тяжелые технологические последствияЭлементы, отказ которых связан с нарушением функционирования конструкции (отдельной детали) или ограничением работоспособности конструкции (отдельной детали)Вспомогательные элементыВспомогательные элементыС предупредительным признаком* (вязкое разрушение) Без предупредительного признака (хрупкое разрушение) С предупредительным признаком: влияниена конструкцию в целом на отдельные элементы Без предупредительного признака: влияниена конструкцию в целом на отдельные элементы Независимо от отказаС предупредительным признаком* (вязкое разрушение) Без предупредительного признака (хрупкое разрушение) С предупредительным признаком: влияниена конструкцию в целом на отдельные элементы Без предупредительного признака: влияниена конструкцию в целом на отдельные элементы Независимо от отказа0,90,60,90,61,01,01,01,00,75 0,85 1,00,75 0,85 1,0
Классификация элементов конструкции
Классификация элементов конструкции
Вид отказа
Вид отказа
”4
”4
Элементы, отказ которых вызывает непосредственную угрозу для жизни человека или тяжелые технологические последствия
Элементы, отказ которых связан с нарушением функционирования конструкции (отдельной детали) или ограничением работоспособности конструкции (отдельной детали)
Элементы, отказ которых вызывает непосредственную угрозу для жизни человека или тяжелые технологические последствия
Элементы, отказ которых связан с нарушением функционирования конструкции (отдельной детали) или ограничением работоспособности конструкции (отдельной детали)
Вспомогательные элементы
Вспомогательные элементы
С предупредительным признаком* (вязкое разрушение) Без предупредительного признака (хрупкое разрушение) С предупредительным признаком: влияние
на конструкцию в целом на отдельные элементы Без предупредительного признака: влияние
на конструкцию в целом на отдельные элементы Независимо от отказа
С предупредительным признаком* (вязкое разрушение) Без предупредительного признака (хрупкое разрушение) С предупредительным признаком: влияние
на конструкцию в целом на отдельные элементы Без предупредительного признака: влияние
на конструкцию в целом на отдельные элементы Независимо от отказа
0,9
0,6
0,9
0,6
1,0
1,0
1,0
1,0
0,75 0,85 1,0
0,75 0,85 1,0
* Подразумевается отказ, которому предшествует появление пластических (остаточных) деформаций.
Таблица 6.3
Профиль элементат3
Открытые профили при толщине полки (стенки) менее 5 мм и замкнутые коробчатые и трубчатые профили при толщине стенки менее 4 мм0,90
Все виды профилей и листы, кроме указанных:
в случае отсутствия данных о фактических значениях технологических допусков на изготовление профилей и листов0,95
при наличии гарантированных данных (не менее чем 95%-ной обеспеченностью) о фактических значениях допусков 1,0
Таблица 6.4
Элементы конструкциитз
Сжатые основные элементы решетки (кроме опорных раскосов таврового селения из уголков) при гибкости X > 600,80
Сжатые элементы решетки из одиночных равнополочных уголков (или неравнопо
лочных, прикрепленных большей полкой):
раскосы перекрестной и раскосно-стоечной решетки, стойки раскосной и полураскосной решетки, раскосы полураскосной решетки0,90
Элементы конструкциит3
раскосы раскосной решетки и перекрестной решетки с совмещенными узлами в смежных гранях0,85
раскосы и стойки при всех схемах решетки при креплении к поясам только через фасонку, без дополнительных подкреплений0,75
Сжатые элементы решетки из одиночных неравнополочных уголков при приварке к поясам меньшей полкой0,75
Сжатые и растянутые элементы из одиночных швеллеров, прикрепляемые: стенкой0,90
полкой0,75
Другие сжатые элементы (кроме замкнутых трубчатых) при расчетах на устойчивость 0,85
Затяжки, тяги, стяжки, подвески, выполненные из прокатной стали0,90
Другие растянутые элементы решетки и пояса0,95
Сплошные балки при расчетах на общую устойчивость0,95
Двухбалочный
Коробчатые пролетные балки при расположении подтележечного рельса;
в середине балки0,85
у края балки, в том числе над стенкой, без учета стесненного кручения0,75
у края балки, с учетом стесненного кручения0,85
Двутавровые прокатные и составные пролетные балки при
Однобалочный с
КОНСОЛЬНОЙ [рузо- вой тележкой Однобалочный с подвесной монорельсовой грузовой тележкой
расположении подтележечного рельса над стенкой1,0
При учете стесненного кручения пролетной балки0,90
Без учета стесненного кручения пролетной балки0,70
Пролетное строение;
из одиночной тгрокатной или составной одностенчатой двутавровой балки 1,0
с коробчатой балкой 0,95
с трубчатой несущей балкой и ездовым монорельсом при отношении наружного диаметра трубы D к толщине стенки 8:
D/6 =5 200 0,95
Р/8 > 200 0,80
Таблица 6.5
Схема моста
Особенности конструкции моста и используемого метода расчета пролетных балок
Таблица 6.6
Элемент конструкции
Режимная группа по ГОСТ 25546-82
ЗК...5К 6К...8К
Надбуксовые части концевых балок с угловыми буксами
0,6
0,4
Все остальные элементы концевых балок
0,8
0,6
Второе предельное состояние- потеря несущей способности при многократном действии нагрузок, т, е. по условиям выносливости.
Н2
Основная расчетная зависимость имеет вид
стпР^^0Лв, (6.4)
где стпр-приведенное эквивалентное напряжение; R# - расчетное сопротивление материала при расчете на усталость. Коэффициент условий работы т0 принимают таким же, как и при расчетах по первому предельному состоянию.
Третье предельное состояние- возникновение деформаций, препятствующих нормальной эксплуатации крана при сохранении несущей способности по условиям первого и второго предельных состояний.
Напряженное состояние основного металла
Условное Марки прокатных сталейОтливки из углеро-
обозначениедиетой спали марок
расчетного сопротивления
ВСт.З 09Г2 15ХСНД 10ХСНД 25Л35Л45Л
Растяжение, сжатие, изгиб
Срез
Смятие торцевой поверхности (при наличии пригонки) Смятие местное в цилиндрических шарнирах (цапфах) при плотном касании Диаметральное сжатие Катков при свободном касании (в конструкциях с ограниченной подвижностью)
R210260290340180210250
Яср130150170200110130150
RCH г320390430510270320370
Ясмм<50200220250130160180
Rcx81011137810
Tai
□ лица 6.8
Сварные соединения
Напряженное состояние сварною УсловноеМарки сталей
соединенияобозначение
расчетного сопротивления
ВСгЗ09Г215ХСНД
10ХСНД
СжатиеЯ*"210260290
Растяжение:
автоматическая сварка;
полуавтоматическая и
ручная сварка с физичес
ким контролем качества
340
Встык
швов Я”210260290
полуавтоматическая и ручная сварка при обыч
ных методах контроля ..../?«|80220250
340
СрезК”130150170
200
Угловые швы
»Я"п150180200
220
Примечания:
L Для элементов из сталей разной прочности расчетное сопротивление сварною соединения встык принимают равным расчетному сопротивлению соединения встык из менее прочной стали,
Расчетные сопротивления сварных соединений встык установлены для швов, выполненных двусторонней сваркой или односторонней с подваркой корня шва; при невозможности осуществления подварки корня расчетные сопротивления снижают умножением на коэффициент 0,7.
Таблица 6.9
Болты
Напряженное состояние и группа соеди- НИЯ
Условное обозначение расчетного сопротивления
Растяжение и срез болтов из стали класса прочности
Смятие соединяемых конструкций из сталей марок
4.65.68.8
ВСтЗ 09Г2 15ХСНД
ЮХСНД
Повышен-
Растяжение
л;
400
НОЙ точности
Срез, В
^р
300
Смятие, В
Ям
--—
380470520
610
4,65.68.8 ВСтЗ 09Г2 15ХСНД 10ХСНД
Нормальной точности
РастяжениеЯ®170210400---
Срез, ВЯ"р130150200-
Смятие, ВЯ®м--340420460
Высокопрочные
При термической обработке в готовом изделии (болте): для стали 35 по ГОСТ 1050-74, ст. > 800 МПа; для стали 40Х по ГОСТ 4543-71 а„ ^ 1100 МПа; для сталей 40ХФА и 38ХС по ГОСТ 4543-71 ст, > 1350 МПа
Примечания:
1. Класс прочности болта и гайки обозначен шумя цифрами. Первое число, умноженное на 100, означает минимальное временное сопротивление, МПа; втрое число, умноженное на 10,- отношение предела текучести к временному сопротивлению, %; произведение чисел, умноженное на 10,-предел текучести, МПа.
2. Механические свойства болтов, шпилек и гаек должны соответствовать требованиям ГОСТ 1759-70.
3. К j руппе В относят соединения, в которых болты поставлены в отверстия: сверленные на проектный диаметр в собранных элементах; сверленные на проектный диаметр в отдельных элементах и деталях по кондукторам: сверленные и продавленные на меньший диаметр в отдельных деталях с последующим рассверливанием до проектного диаметра в собранных элементах.
БолтыБолтыНапряженное состояние и группа соеди- нияНапряженное состояние и группа соеди- нияУсловноеРастяжение и срезобоэначе-болтов из сталиние расчет-класса прочностикого сопротивленияУсловноеРастяжение и срезобоэначе-болтов из сталиние расчет-класса прочностикого сопротивленияСмятие соединяемых конструкций из сталей марокСмятие соединяемых конструкций из сталей марок4, Болты» поставленные в продавленные отверстия или в отверстия, сверленные без кондукторов в отдельных деталях (без последующего рассверливания), в крановых конструкциях не допускаются.
Болты
Болты
Напряженное состояние и группа соеди- ния
Напряженное состояние и группа соеди- ния
УсловноеРастяжение и срез
обоэначе-болтов из стали
ние расчет-класса прочности
кого сопротивления
УсловноеРастяжение и срез
обоэначе-болтов из стали
ние расчет-класса прочности
кого сопротивления
Смятие соединяемых конструкций из сталей марок
Смятие соединяемых конструкций из сталей марок
Основная расчетная зависимость может быть записана в виде YpJ^J^
где Pf-расчетные нагрузки; Д~ фактор, отражающий статическую или динамическую деформативность конструкции (коэффициент жесткости); / - предельные деформации, регламентированные соответствующими нормами или условиями эксплуатации.
Метод допускаемых напряжений.
Метод допускаемых напряжений можно применять в тех случаях, когда отсутствуют необходимые данные (главным образом коэффициенты перегрузок и условий работы) для использования метода предельных состояний.
Расчет на прочность. Основная расчетная зависимость по аналогии с (6.1) может быть записана в виде [7, 20]
а =[а] = ^1,(6.6)
max фJX /
где сгтах- максимальное расчетное напряжение в элементе; [а] -допускаемое напряжение с учетом вида деформации, МПа; (табл. 6.10...6.12);
от-предел текучести материала; п- общий запас прочности (см. гл. 1); а(; PiH; Ф-см. формулу (6.1).
Расчет на усталость. Основная расчетная зависимость имеет вид [4; 7; 20]
^<[»«а-^. (6-7)
где ^-эквивалентные по условиям усталости напряжения в элементе, приведенные к циклу с коэффициентом асимметрии нагружения Ra’, [ст^] - допускаемые по условиям усталости напряжения при коэффициенте асимметрии нагружения R„ и эффективном коэффициенте концентрации напряжений Ка; ^RK-предел выносливости материала; л-коэффициент запаса, принимаемый обычно таким же, как и при расчетах на прочность.
Расчет на жесткость. Проверка статической жесткости производится по выражению [7; 20]
А LA], (6.8)
где А "Расчетная относительная деформация конструкции; [А] - допускаемая относительная деформация
Марки прока т пых сталейМарки прока т пых сталейОтливки из углерО’ диетой стали марокОтливки из углерО’ диетой стали марокТип сварных швовТип сварных швовРод усилияРод усилияСваркаСваркаРучная толстообма- занными электродамиРучная толстообма- занными электродамиРучная толстообмазанными электродами при повышенных грспованиях контроля, автоматическая и полуавтоматическая под слоем флюсаРучная толстообмазанными электродами при повышенных грспованиях контроля, автоматическая и полуавтоматическая под слоем флюсаСтыковойСтыковой и угловойСтыковойСтыковой и угловойРастяжение0,8Сжатие0,9Срез0,6Растяжение0,8Сжатие0,9Срез0,6стстЬ^Ео]Ь^Ео]
Марки прока т пых сталей
Марки прока т пых сталей
Отливки из углерО’ диетой стали марок
Отливки из углерО’ диетой стали марок
Тип сварных швов
Тип сварных швов
Род усилия
Род усилия
Сварка
Сварка
Ручная толстообма- занными электродами
Ручная толстообма- занными электродами
Ручная толстообмазанными электродами при повышенных грспованиях контроля, автоматическая и полуавтоматическая под слоем флюса
Ручная толстообмазанными электродами при повышенных грспованиях контроля, автоматическая и полуавтоматическая под слоем флюса
Стыковой
Стыковой и угловой
Стыковой
Стыковой и угловой
Растяжение0,8
Сжатие0,9
Срез0,6
Растяжение0,8
Сжатие0,9
Срез0,6
ст
ст
Ь^Ео]
Ь^Ео]
Напряженное состояние основ- Условное ного металлаобозначе
ние допускаемых напряжений
ВСтЗ
®Г2
О9Г2С
15ХСНД
ЮХСНД
25 Л
35 Л
45Л
1
iРастяжение, сжатие
[ст]
170
210
250
285
150
180
210
Изгиб
W
180
220
260
295
160
190
220
Срез
[т]
100
130
150
170
95
НО
130
Смятие торцевой поверх- |ности (при наличии при
гонки)
СТСМ.
J
255
320
375
430
230
270
315
Смятие местное в цилиндрических шарнирах (цапфах) при плотном касании г 1
>см
J
130
160
190
215
НО 135
Таблица
155
6.11
Примечания:
Для швов, выполненных при мошаже, допускаемые напряжения понижаются на 10%, а при потолочной сварке -во всех случаях ни 20%,
[ст] допускаемое напряжение на растяжение для основного металла но табл. 6.10.
))Вид соединенияНапряжен* ное состояниеУсловное обозначение допускаемых напряженийМарки сталей болтовНЛСт2;СтЗв конструкциях из сталиНЛи лCi3Вид соединенияНапряжен* ное состояниеУсловное обозначение допускаемых напряженийМарки сталей болтовНЛСт2;СтЗв конструкциях из сталиНЛи лCi3Табл и ца 6,]2Табл и ца 6,]2
)
)
Вид соединения
Напряжен* ное состо
яние
Условное обозначение допускаемых напряжений
Марки сталей болтов
НЛСт2;
СтЗ
в конструкциях из стали
НЛи л
Ci3
Вид соединения
Напряжен* ное состо
яние
Условное обозначение допускаемых напряжений
Марки сталей болтов
НЛСт2;
СтЗ
в конструкциях из стали
НЛи л
Ci3
Табл и ца 6,]2
Табл и ца 6,]2
Болты чистые и
Растяже
Ест*]
0,7 [п
0.5 [ст]
0,7 [ст]
получистые
ние
Срез
ту
0.7 [а
0,5 [а^
0,7 [ст[
Смятие
[ст™]
2,0 [а
1,4 [ст"
2,0 [ст"
Болты черные
Растяже
[<&
0,5 [ст;
0,7 [V
ние
Срез
0,35 [ст]
• 0,5 [ст]
Смятие
[о* ]
0,8 [а]
1,0 [о]
Болты анкерные
Растяже
[а8,]
0,45 [ст]
0,65 [а]
ние
Примечания:
L [ст] допускаемые напряжения растяжения в конструкции при расчете на прочность ио табл. 6.10.
ИЛ ■ низколегированные стали марок, указанных в табл. 6.1.
конструкции, регламентируемая соответствующими нормами или условиями эксплуатации крана.
Проверка динамической жесткости производится по выражению [7; 20]
W . (6.9)
где z3- расчетное время затухания колебаний порожнего крана; [zj-допускаемое время затухания колебаний, назначаемое таким же образом, как и допускаемый относительный прогиб.
Мостовые краны
Расчетные комбинации нагрузок. Расчетные: комбинации нагрузок для проектного расчета металлоконструкций мостовых кранов приведены в табл. 6.13: римская цифра означает предельное состояние конструкции (I-прочность, 11- выносливость, Ш- деформативностьц арабская цифра - расчетный случай положения тележки: 1 в середине пролета моста, 2 у торцевой балки: буква-работу меха
низмов: А-подъем груза, Б-движение крана. В - статическое дейст вие номинального или испытательного груза; /с,-коэффициенты перегрузок; V/,. - коэффициенты динамичное ги.
Расчетные нагрузки. Собственный вес моста. Вес пролетной части моста принимают равномерно распределенным по пролету. Интенсивность распределенной нагрузки qH (кН/м) от собственного веса пролетной части моста двухбалочного крана (без торцевых балок, кабины управления, приводов механизма передвижения и электрооборудования) составит для каждой балки
4» = ^.(6.10)
где Спм.„-нормативный вес пролетной части моста (пролетные балки с площадками обслуживания), кН; L пролет крана, м.
Вес пролетной части моста можно принимать по чертежам, спецификациям или но аналогии с существующими конструкциями.
Таблица 6,13
I InpMU1 ИВНЫ1' 1!Н1 рузкиРаСЧСЗНЫС нагрузки
низы нтрузик обоз- натрузки по комбинациям начс- ния
1.1.А
I.2.A
1.1.Б
1.2.Б
III.IB
Весоьая пос-
Чи К^Ч»
kq Vn
Vi ^y 4u
V, kq4U
Ун
то и ина я рас-
прслеленная
То же, сое ре-
^G ^ih
vAg^h
VT kG Ah
°iH
доточенная
Вес тележки
^ti<^G^h*
vtl Л-о;н
Vt) k<iG„
Gt„
Вес груза
^Qh Vo ^q ' ^Qh
Vq ^Q ■ ^Oh
Vr2 ^Q* ^Qh
V, 2 A" G^
^Qh
I оризонгаль'
P
^ I>
p
иые силы
инерции
Атмосфер-
PP
Л.И
Ли
P л Q, H
ныс*
Силы пере-
P
nep
-
—
Нсц ^np min
каса
Температур-
£P
4 fГГ
p,
Л
p.
ныс
О г предвари-
тельного напри-
P P
Л.)1
Л.И
Л.И
Л.Н
жени я
* Для кранов пролетами более 40 м, работающих на открытом воздухе.
Усредненные графики весов пролетных частей двухбалочных кранов режимных групп 4К, 5К с коробчатыми сплошностенчатыми балками из стали СтЗ. приведены на рис. 6.1 [4, 20, 22]. При использовании легированных сталей вес снижается на 10...20%. Вес пролетных частей кранов режимных групп 1К...ЗК меньше на 10...15%, а 6К...8К-больше на 10...15%. При использовании балок с вырезами в стенке вес может быть снижен на 10...15%, а при одностен- чатых балках-на 20...30%.
Следует иметь в виду, что вес нерасчетных элементов (площадки обслуживания, кронштейны и фундаменты механизмов и т.п.) может составлять 30... 60% от общего веса пролетной части моста. Вес решетчатых мостов малых пролетов (до 16 м) практически тот же, что и коробчатых; при больших пролетах решетчатые мосты легче коробчатых на 10...40% (большие значения-для малых грузоподъемностей). Однобалочные мосты легче двухбалочных на 20...40%.
Нагрузки от веса приводных узлов механизмов передвижения, кабин управления, панелей электрооборудования принимают сосредоточенными
и приложенными в центре их тяжести.
Вес привода механизма передвижения крана принимают в соответствии с чертежами и спецификациями, разработанными в курсовом проекте по ГПМ. В случае отсутствия данных при раздельном приводе вес каждого приводного узла можно принимать по усредненным данным [4, 22]: при Q = 5... 12,5 т G = 3...4 кН; при Q = 20...50 т Gnp = 5...7-кН; при Q = 80...320 т Gnp = 8...12 кН.
Вес кабины зависит от ее типа и может приниматься [22]: при открытой кабине-8... 10 кН; при закрытой кабине с электрооборудованием - 12... 16 кН; при закрытой кабине с электрооборудованием и кондиционером-25... 30 кН. Вес панелей электрооборудования на площадках моста составляет обычно 3...5 кН [22].
Большинство источников [7; 20; 22 и др.] рекомендуют вводить в расчет коэффициенты перегрузок: для металлоконструкций kq = 1,1; для оборудования kG = 1,2.
Вес тележки. Вес тележек принимают по чертежам, спецификациям или результатам непосредственного взвешивания. При отсутствии таких данных вес тележек режимных групп 4К и 5К в зависимости от гр\ зо- подъемности можно принимать по табл. 6.14 [4; 20; 22].
Вес тележек режимных групп 1К...ЗК можно брать на 10% меньше, а групп 6К...6К-на 10% больше, чем указано в табл. 6.14.
Коэффициент перегрузки веса тележки принимают обычно kG = 1,1.
Вес груза. Расчетный вес груза определяют по формуле
~ ^qGqh , (6.11) где GQh-номинальный вес груза; kQ- коэффициент перегрузки для крюковых кранов, принимаемый в соответствии с ОСТ 24.090.72 -83 по табл. 6.15.
Таблица 6Л4
0- т
5
8
12.5
12,5/3,2
20/5
32/8
50/12,5
G„ кН
15
25
35
50
70
90
130
Q, т
80/20
100/20
125/20
160/20
200/32
250/32
320/32
G\, кН
380
420
440
650
700
780
1150
ГрузоподъемностьРежимная группа крана по
крана, тГОСТ 25546-82
IK. 2К ЗК, 4К5К 6К, 7К
До 5
Св. 5 до 12,5
1,15
1,10
1,25
1,20
1,35
1,25
1,50
1,50
Св. 12,5 до 20
1,10
1,15
1,20
1,40
Св. 20 до 100
ио
1,10
1,15
1.30
Св. 100 до 300
1,07
1,10
1,12
1,25
Св. 300
1,05
1,10
1,10
1.20
Динамические нагрузки при работе механизма подъема. Динамические нагрузки, возникающие при работе механизма подъема, можно рассчитать умножением расчетного веса груза на коэффициент динамичности у^, определяемый по графикам рис. 6.2 в зависимости от соотношений веса груза GQ, массы груза mQ, приведенных к грузу пусковой силы двигателя А и массы привода т, [9]. На рис, 6.2 цифрами I, 2, 3, 4 обозначены графики отношений mJmv соответственно равных 0,025; 0,05; 0,10; 0,20. Значения Р и тх см. в гл, 8.
Вертикальные динамические нагрузки при движении крана. Вертикальные динамические нагрузки, возникающие при движении крана вследствие ударов на неровностях и стыках подкрановых рельсов, учитывают введением в расчет так называемого «коэффициента толчков» ij/T, который, по данным УПИ им. С. М, Кирова, рекомендуется определять по выражению
ут = 1 + heac,, (6.12)
где Лс-высота ступеньки стыка рельсов, мм; для путей, находящихся в эксплуатации, Лс = 3 мм [16]; «-коэффициент, принимаемый по графикам рис. 6.3 в зависимости от скорости движения крана ик, м/с, и парциальной частоты колебаний моста 0)м, 1/с; £-коэффициент, зависящий от схемы крана и вида нагрузки. Для собственного веса моста двухбалочного четырехколесного крана
= (б-13)
где 5к-база крана; Ц-колея тележки. Для веса тележки двухбалочного четырехколесного крана значение £ следует уменьшить в 2 раза, для веса груза-в 4 раза. Для веса моста однобалочного мостового крана с консольной тележкой ^ = 0,5; для тележки и груза = 0,25. Для кранов с балансирными ходовыми тележками дробную часть ут следует уменьшить на 50%. При укладке крановых рельсов на упругой подкладке дробную часть \|/т во всех случаях следует уменьшить на 30%.
Парциальная частота собственных поперечных колебаний моста
где См-коэффициент жесткости моста, кН/м; тм - приведенная масса моста, т.
Коэффициент жесткости моста предварительно может быть принят как минимально возможный по условиям третьего предельного состояния:
(6.15)
где GQh, С/Т.н-соответственно номи- [ нальные веса грузи и тележки, кН;
L пролет крана, м; [4] -предельный 1 относительный прогиб моста при действии номинальной подвижной нагрузки, принимаемый в соответствии с ОСТ 24.090.72-83 но табл. 6,10. ।Приведенную массу моста крана
определяют по формуле
mM = ’ (0,5Gn+ Gr),(6.16)
где у-ускорение свободного падения; t Gn.M, GT-соответственно вес пролет- ’ ной части моста и тележки.
Горизонтальные инерционные нагрузки при движении крана. Горизонтальные инерционные нагрузки зави- , сят от ускорений (замедлений) при I разгоне или торможении крана и могут определяться по формуле
Р... = -Р-(6.17)
9
где fr.HH; Р- соответственно горизонтальная инерционная и вертикальная | нагрузки; д. 4™ соответственно ускорение свободного падения и ускорение, возникающее в период неустано- вившейся работы механизма передвижения.
tСила перекоса при движении крана.
Сила перекоса возникает при движении крана с тележкой, расположенной у одной из кониевых балок, и считается приложенной вдоль другой, ме- 1 нее нагруженной, концевой балки.
Расчетная сила перекоса [20. 22]
j ^ер^йецДтрлЫп-(6.18)
где цец-коэффициент сцепления при
водных колес с рельсами; при работе на открытом воздухе ^.„-0.14; при работе в помещении цС11 - 0,2; 4nptlllin - суммарное давление на приводные колеса менее нагруженной концевой балки.
Атмосферные нагрузки. К атмосферным нагрузкам относят давление ветра и нагрузки от снега или обледенения. В соответствии с ОСТ 24,090-72--S3 они должны учитываться только для крапов пролетом более 40 м, работающих на открытом воздухе.
Ветровые нагрузки определяют в соответствии с ГОСТ 1451-77 (см. гл. 1); нагрузки о г снега и обледенения принимают по СНиП-6 74 без учета коэффициентов перегрузки.
Нагрузки от температурных воздействий. В соответствии с ОСТ 24.090.72-83 нагрузки от температурных воздействий должны учитываться для установленных на открытом воздухе кранов пролетом более 40 м; для их определения допускается использовать данные СНиП 11-6-74. Нагрузки оз температурных воздействий. источником которых является установленное в непосредственной близости от крана оборудование, определяют в соответствии с температурным перепадом, предусмотренным в техническом задании на кран.
Нагрузки от предварительного напряжения. Предварительное напряжение конструкций производится в процессе изготовления или монтажа, а также при усилении металлоконструкций кранов, находящихся в эксплуатации. искусственным созданием напряжений, противоположных по знаку напряжениям oi расчетных нагрузок.
Оптимальное предварительное на-
Таблица 6J6
Наличие и расположение кабины Нормы для режимных ipynn по ГОСТ 25546-^2 управления
Отсутствует У края моста В центре моста или на
IK2К. ЗК4К, 5К6К. 7КЯК
1/4001/5001/5001/700
1/4001/5001/6001/3001/900
под- 1 /4001 -6001 /8001 /10001 /1000
вижной тележке
пряжение определяют из условия достижения суммарными напряжениями допустимых значений для каждой конкретной конструкции.
Расчетные схемы приложения на- грузок. Вертикальные нагрузки пролетных балок. Расчетные схемы при- ложения вертикальных нагрузок комбинаций 1.1.A. 1.1 Б и IILI.B к пролетным балкам моста показаны на рис. 6.4,0, б, где q - распределенная нагрузка от собственного веса пролетной части моста: (У - вес приводов механизма движения крана; GK- вес кабины управления; Д^; ^ давления колес тележки на балку ДД > Д-Д; Дк-равнодействующая давлений колес тележки.
Расчетное давление колеса тележки Д( равно
.'/.-ЛЛД». (6-19) где ДТ1 -давление от расчетного веса тележки; Д^.-давление от расчетного веса груза.
При четырехколесной тележке (рис. 6.4.0) наибольший изгибающий момент о( подвижной нагрузки действует в сечении под колесом с давлением Ду, расположенным от опоры на расстоянии
д--ДХ5^-ЬД (6.20)
Для этого сечения суммарный изгибающий момент равен
М1 " Т + Jr4L~ + ^р"1 + "^^"г^—■(6.21)
При восьмиколесной тележке (рис. 6.4,6) наибольший изгибающий момент от подвижной нагрузки действует под внут ренним колесом с давлением Ду, расположенным от опоры на расстоянии
z0 = 0,5(L — ЬД(6.22)
в этом сечении суммарный изгибающий момент равен
+ G„pO, + Gtu, ДД(6.23)
Горизонтальные нагрузки двухбалочного моста. Схема приложения горизонтальных нагрузок комбинации 1.1.Б при чет ырехколесной тележке приведена на рис. 6.5. Влиянием горизонтальных нагрузок от инерции масс приводов механизма передвижения и кабины можно пренебречь.
С доста точной степенью точности суммарный горизонтальный изгиба- ющий момент в расчетном сечении пролета может быть определен по выражению
М =1+(6.24)
1183+583 -I- S
Рис. 6.4Рис. 6.4С - 4/д _ (2 + Ш + 2bа - (ЗЛ- 2bQ 6 э й(1+31(3 + 5)С - 4/д _ (2 + Ш + 2bа - (ЗЛ- 2bQ 6 э й(1+31(3 + 5)Pit с. 6.5Pit с. 6.5
Рис. 6.4
Рис. 6.4
С - 4/д _ (2 + Ш + 2bа - (ЗЛ- 2bQ 6 э й(1+31(3 + 5)
С - 4/д _ (2 + Ш + 2bа - (ЗЛ- 2bQ 6 э й(1+31(3 + 5)
Pit с. 6.5
Pit с. 6.5
а в узле соединения пролетной и концевой балок со стороны колеса с давлением Д^-гю выражению
(6.28)(6.28)«■■in iHinnifluaimiiiiimi«■■in iHinnifluaimiiiiimiРис. 6.6Рис. 6.6определяют(6.25) приопределяют(6.25) при(6.30)(6.30)(6.29)(6.29)А кгА кгРис. 6.7Рис. 6.7
(6.28)
(6.28)
«■■in iHinnifluaimiiiiimi
«■■in iHinnifluaimiiiiimi
Рис. 6.6
Рис. 6.6
определяют
(6.25) при
определяют
(6.25) при
(6.30)
(6.30)
(6.29)
(6.29)
А кг
А кг
Рис. 6.7
Рис. 6.7
Jly; J2y -моменты инерции соответственно пролетной и концевой балок относительно вертикальных осей.
При восьмиколесной тележке можно пользоваться этими же формулами, подставляя вместо bL расстояние от оси балансира до равнодействующей ДК1 горизонтальных давлений колес тележки.
Схема приложения нагрузок комбинации 1.2.Б при четырехколесной тележке показана на рис. 6.6; такая же схема может быть принята и при восьмиколесной тележке (по аналогии с предыдущим случаем).
Наибольший горизонтальный изгибающий момент для пролетной балки действует в узле ее сопряжения с менее нагруженной концевой балкой и равен [22]
у более нагруженной концевой балки
этот момент равен
Горизонтальные нагрузки однобалочного моста. Расчетная схема приложения нагрузок комбинации 1.1.Б показана на рис, 6.7. Изгибающие моменты для пролетной балки
по формулам (6.24) и
Расчетная схема приложения нагрузок комбинации 1.2.Б показана на рис. 6.8,
Наибольший изгибающий пролетную балку горизонтальный момент действует в узле сопряжения пролетной и более нагруженной концевой балки и равен
М""=Лф- + Д^В,- P,„,L (6.3!)
Скручивающие нагрузки пролетных балок. Скручивание поперечного сечения пролетной балки происходиi вследствие эксцентричного приложения нагрузок относительно центра изгиба (Ц.И.). как это показано на
рис. 6.9, где Дк -равнодействующая давлений колес тележки; G„ - вес пролетной балки; Сб-вес балкона; б^р-вес приводного узла механизма передвижения крана; бк-вес кабины управления; ДКг, G^ft. G^, GLp, G;~ горизонтальные инерционные нагрузки; е; - эксцентриситеты приложения нагрузок относительно 1Д.И. опорного сечения; Тпр~ реактивный момент привода.
Скручивающие нагрузки распределяются вдоль пролета моста гак же, как и поперечные силы. Следовательно, для опорного сечения пролетной балки (рис. 6.9) расчетный скручивающий момент может быть определен по выражению
^р = ^^Tei +
+ l(l -у)л< + тпр. (6.32)
где ^-распределение нагрузки; Р(- сосредоточенные нагрузки; L- пролет балки; ^-расстояние от рассматриваемого опорного сечения до г-й сосредоточенной эксцентричной нагрузки; с(-эксцентриситеты нагрузок относительно Ц.И.; Тпр-реактивный момент привода, передаваемый на балку,
Нагрузки концевых балок. Схемы нагружения концевых балок в верти-
Рис. 6.10
калькой плоскости показаны на рис. 6.10: для двухбалочного (а) и однобалочного (t7) мостов, где ARi- реакции пролетных балок от действия приложенных к ним вертикальных нагрузок; М,-изгибающие моменты, соответствующие скручивающим опорные сечения пролетных балок моментам, определяемым по формуле (6.32); Lr -колея тележки; L6t = = Вк-база крана или расстояние между осями главных балансиров.
Схемы нагружения концевых балок в горизонтальной плоскости см. рис. 6.5.. .6.8. При этом горизонтальные реакции ходовых колес крана вызываю! скручивание концевых балок па участках от ходового колеса до ближайшей пролетной балки моментом
'Пр-Д.А, (6.33) где Д^ iоризонтальная реакция колеса крана; ^-расстояние от уровня головки подкранового рельса до цен тра изгиба рассматриваемого сечения концевой балки.
Расчет размеров поперечного сечения пролетных балок двухбалочных мостов в средней части пролета. С плошнос генчатые коробчатые балки с рельсом по оси пояса. Эту конструкцию применяют для большинства двухбалочных кранов. Чаще всего поперечное сечение балки (рис. 6.11) имеет две оси симметрии. Иногда верхний пояс по условиям его устойчивости или прочности с учетом действия местных напряжений выполняют более толстым.
Рис. 6.11
чем нижний; в этом случае балка имеет только вертикальную ось симметрии. Размеры поперечного сечения определяют из условия обеспечения прочности балки при действии нагрузок комбинации 1.1. А (см. табл. 6.13). Момент сопротивления балки при изгибе в вертикальной плоскости JVX ff(M3) должен отвечать условию: ^■^^э10"3-(6'34)
где h- принятая высота стенки.
По рекомендациям ВНИИ- ПТМАШа гибкость стенок целесообразно назначать в пределах sc = = 100. ..300, но при этом из технологических соображений 32 > 0,004 м, а для кранов, работающих в агрессивных средах, 32 > 0,008 м.
Из условия обеспечения заданной минимальной жесткости в соответствии с формулой (6.15) момент инерции балки в вертикальной плоскости (м4)
(6.38)
где См - коэффициент жесткости моста по формуле (6.15), кН/м; £-модуль упругости материала, МПа; L-пролет моста, м; 5т-база тележки, м. Оптимальную по минимуму веса высоту стенки h^- при обеспечении заданной жесткости определяют по формуле
где Мх -расчетный изгибающий момент по формулам (6.21) или (6.23), кН * м; R-расчетное сопротивление материала при работе на изгиб, МПа, принимаемое по табл. 6.7; т0-коэффициент неполноты расчетов по формуле (6.3).
Оптимальную по условию минимума веса при обеспечении заданной прочности высоту стенки ho (м) для балки с двумя осями симметрии определяют по выражению [5,7]
А, = (6.35)
V о2
(6.39)
или по формуле
4
Ay = ^3scJxp
(6.40)
При одновременном удовлетворении условий прочности и жесткости высота балки должна быть равна
^J -
W ''
(6.41)
или по выражению
Для балки оптимальной высоты соотношения размеров пояса и стенки (см. рис. 6.11) должны отвечать условию [7]
(6.36)
58. = ~А82,
13 2
где 32-толщина стенки, м; ^-гибкость стенки:
I6-37)
при этом [20]
31 =(1...3)32,
(6.42)
(6.43)
(6.44)
Из технологических соображений обычно b ^ 300 мм. В то же время из условия обеспечения местной устойчивости сжатого пояса для стали, у которой R = 210 МПа, Ъ < (60...100)8,; 6,^155, [20]. Для сталей другой прочности размеры b и Ьх должны быть умножены на х/210//?, где R- расчетное сопротив
ление материала. МПа.
Толщина пояса должна быть не более 50 мм для углеродистых и 40 мм для низколегированных сталей [4; 7: 20 и др.]. Принятые значения А, В, 81( 62 округляют до ближайших стандартных размеров проката.
При расчетах по формулам (6.35), (6.36) и (6.39). (6.40) целесообразно проанализировать влияние толщины стенки на ее высоту и на площадь поперечного сечения балки. Критерием рациональности принятого решения должно быть, очевидно, получение сечения минимальной площади при приемлемых по конструктивным соображениям габаритах.
По фактическим размерам сечения необходимо уточнить вес моста и горизонтальных и вертикальных инерционных нагрузок от инерции массы крана. При значительных (более 10%) отклонениях от ранее принятых значений необходимо скорректировать расчетные изгибающие моменты и поперечные силы и при необходимости повторить расчеты.
Расчет балок с поясами различной толщины проводится методом последовательных приближений.
Проверка прочности балки в средней части пролета при действии нагрузок комбинации 1.1.Б производится после назначения размеров концевых балок и определения горизонтальных нагрузок. Расчетная зависимость имеет вид
о = « m0R. (6.45)
где М, и М Хх-соответственно изгибающие моменты в вертикальной и горизонтальной плоскостях, определяемые по формулам (6.21) или (6.23) и (6.24); Wx и W" - соответственно моменты сопротивления балки при изгибе в вертикальной и горизонтальной плоскостях; R- расчетное сопротивление материала по табл. 6.7; т0- коэффициент неполноты расчета по формуле (6.3).
После расстановки ребер жесткости верхний пояс балки должен быть проверен на прочность с учетом действия местных напряжений от давлений колес тележки.
Сплошностенчатая коробчатая балка с рельсом над стенкой. При расположении рельса над одной из стенок используют балки со стенками различной толщины (рис. 6.12, а,б\ Обычно у таких балок В/И = 0,8.. .1,0; 62/63 = 2.. .3. Вследствие эксцентриси-
Рис. 6.12
(6.49)(6.49)
(6.49)
(6.49)
тета приложения нагрузки от веса тележки и груза относительно центра изгиба балка будет испытывать не только изгиб в вертикальной плоскости, но и скручивание. Так как сплош- ностенчатые балки коробчатого сечения хорошо сопротивляются кручению, влиянием последнего при расчетах средней части балки можно пренебречь и рассчитывать балку так же, как и балку со стенками одинаковой толщины. Тогда оптимальная высота стенки при обеспечении заданной прочности будет
а при обеспечении заданной жесткости
hf s УУДТТТДУЧУ (6.47)
В этих выражениях 5С1 = к/Ь3. Высоту стенки hof при одновременном удовлетворении условий прочности и жесткости определяют по формуле (6.41). Окончательный выбор размеров поперечного сечения производится аналогично случаю симметричной балки.
Координата л\. центра изгиба балки (точка Ц. И. на рис. 6.12) может быть определена по графикам рис. 6.13 [7], где кривая 1 соответствует 8^82 = = 0.25; 2 - 8t/82 = 0,5; 3 - 8г/8, = = 1.0; 4 — 8l/52 = 2,0; 5 - б,^ = 3,0:
Проверка прочности и устойчивости стенки под рельсом должна производиться с учетом местных напряжений сжатия в верхних волокнах стенки от давления колеса тележки. Местное напряжение равно [5; 20 и ДР-]
(6.48)
где Д-давление колеса тележки, кН; 62-толщина стенки, м; /см коэффициент. учитывающий тип крана и режим его работы; для кранов режимных групп 6К...8К при жестком подвесе груза км = 1,4; то же. при гибком подвесе груза км = 1,2; в остальных случаях км = 1.0; с-условная длина распределения давления колеса по кромке стенки, м: для сварных и прокатных балок
где ,/р: Jr-моменты инерции рельса и пояса относительно собственных нейтральных осей, м4; о2-толщина стенки, м. Прочность подрельсовой стенки на уровне сварного шва проверяю г по условию
х/о; + ст2 — ст.стм + Зт2 С m0R; (6.50)
при этом должны выполняться соотношения
ст. ^ m0R; стм ^ mnR; т с) 0.6 m0R.
' (6.51)
где ст. суммарные напряжения в стенке от изгиба балки в двух плоскостях по формуле (6.45); стм- местные напряжения по формуле (6.48j; т-суммарные касательные напряжения в стенке; Я-расчетное сопротивление материала при работе на сжатие: ^-коэффициент неполноты расчета, при определении которою можно принимать т3 = 0.85...0,90.
Коробчатые балки с вырезом в одной из стенок. Коробчатые балки с вырезами прямоугольной формы в одной из стенок применяют при расположении рельса над другой, сплошной, стенкой. Схема такой балки по-
Рис. 5.14
казана на рис. 6.14. Обычно v таких балок В/Н = 0,8... 1,0; а^Н - Г,0... 2,5; c/h, -0,5... 1,5; hjh - 0,55...0,75. При hjh < 0,1 стенку с вырезами нужно рассматривать как безраскосную форму. По условиям устойчивости кромки выреза могут быть окантованы либо отбортовкой, либо полосой, приваренной к стенке в виде симметричного ребра жесткости.
Наличие вырезов в одной из стенок практически нс влияет на общую прочность и жесткость балки при ее изгибе в вертикальной плоскости, по существенно снижает се прочность и жесткость при изгибе в горизонтальной плоскости и особенно крутильную жесткость.
Предварительно размеры сечения можно определять кик для сплошно- стенчагой балки со стенками различной толщины без вырезов, заменяя стенку с вырезами эквивалентной сплошной стенкой толщиной [7]:
6, (6.52)
Одм! — + 2 —
где Е, G-соответственно модули упругости и сдвига материала, МПа; а; г/-шаг стоек и расчетная высота стенки по нейтральным осям ветвей, м (см. рис. 6.14); Ja, Jd-моменты инерции вет ви и стойки при изгибе в плоскости стенки, м4. В соответствии с рис. 6.14
Задаваясь толщиной стенки б3 и соотношениями размеров стенки и вырезов в ней, можно определить эквивалентную голшину 5Э и по формулам (6.46) и (6.47)-оптимальную высоту стенки.
Проверка прочности принятого сечения балки должна производиться с учетом напряжений от стеснения при кручении балки по формуле
о; = muR- (6.53)
где М t изгибающий момент по формулам (6.21) или (6.23); 5м-изгибно- крутящий бимомент для рассматриваемого сечения балки: его значения приведены в Г20]; J,-момент инерции сечения балки при изгибе в вертикальной плоскости; Jw -секгориаль- ный момент инерции сечения; у,- координата /-й точки сечения от общей нейтральной оси .r-x; cd, - главная секториальпая координата ьй точки сечения. Эпюра главных секто- риальных координат показана на рис. 6.15, где
Рис. 6.16Рис. 6.16
Рис. 6.16
Рис. 6.16
h0 = h + 8p b0 = b + ЦЬ;
a = h2+j.
Ординаты эпюры по точкам:
О)] = -со1О = -(x„ + ^y;
Ао «2 = -w9 = -^-f;
м3 = -toa = ф0 - х^;
w4 = -ю, =ЦЬ0 + d- xuV^;
w5 = -®6 = (b0 - xj^ + a^ + xj.
(6.54) Знаки ординат эпюры co соответствуют знакам нормальных напряжений (« +«-растяжение, « — «-сжатие) при изгибе пролетной балки в вертикальной плоскости.
Секториальный момент инерции JM — ^to2dF = ^[(cof + с5|)^ +
+ tof— 4- (соз + cos + to37o5)a83] .
(6.55)
где to(-модули ординат эпюры главных секториальных координат /-х точек (см. также [20]).
Коробчатые сплошностенчатые балки трапецеидального сечения. Схема поперечного сечения балки показана на рис. 6.16. Расчет балок такого типа
может быть выполнен аналогично расчету коробчатых балок прямоугольного сечения со следующими особенностями.
Оптимальные по минимуму веса значения высоты стенок (точнее, их вертикальных проекций) определяют по формулам
h„ = h„TV hJa = M.f, (6.56) где ha-no формуле (6.35) или (6.36); /ij-по формуле (6.39) или (6.40): pff и рг-поправочные коэффициенты, принимаемые по графикам рис. 6.17 и 6.18 (кривые 1 соответствуют отношению S^/^ = 1: кривые 2-0,75; кривые 3-0,5; кривые 4-0,25). В балках такого типа обычно В[Н - 0,8.., 1,0; Si— (1...3) 52. Окончательно размеры балки выбирают так же, как и для балки прямоугольного сечения. После назначения размеров геометриче-
ские характеристики сечения определяются по формулам
F -ШП 6); cos аF -ШП 6); cos аНМВ-Ь\2F ’НМВ-Ь\2F ’6 2 И312 cos а6 2 И312 cos аtg2 а + 3tg2 а + 3М<+^)(6.57)
F -ШП 6); cos а
F -ШП 6); cos а
НМВ-Ь\
2F ’
НМВ-Ь\
2F ’
6 2 И3
12 cos а
6 2 И3
12 cos а
tg2 а + 3
tg2 а + 3
12
Проверка на действие нагрузок других комбинаций производится так же, как и для коробчатой балки прямоугольного сечения; проверка прочности стенки с учетом местных нагрузок-как для балки с рельсом над стенкой.
Размещение ребер жесткости. Ребра жесткости (поперечные основные, поперечные дополнительные и продольные) должны обеспечивать геометрическую неизменяемость поперечного сечения балки, местную устойчивость стенок и сжатых поясов, а при расположении рельса по оси верхнего пояса-прочность рельса и пояса при местном воздействии давлений колес тележки.
Варианты размещения ребер жесткости показаны на рис. 6.19. Расчетными размерами являются: /г-высота стенки; Ьх - высота отсека между сжатым поясом и продольным ребром; а, а, -расстояния между осями основных и дополнительных ребер; 6С, 8р - толщины стенки и ребра жесткости.
При гибкости стенки лс ^ 70 для малоуглеродистых и гс ^ 55 ... 60 для низколегированных сталей местная устойчивость стенки обеспечена, если обеспечена ее прочность. При гибкостях 70 ^ 5С ^ 160 для малоуглеродистых и 55... 60 ^ 5С < 135 ... 145 для низколегированных сталей достаточно устанавливать только основные поперечные ребра жесткости (рис. 6.19. д); при 160 ^ хс < 265 для малоуглеро дистых и 13 5 ... 145 ^ 5С ^ 225 ... .240 для низколегированных сталей необходимо устанавливать поперечные и одно продольное ребро жесткости (рис. 6.19, я, а); при больших гибкостях стенки необходимо устанавливать два продольных ребра жесткости в сочетании с поперечными ребрами.
Вариант по схеме рис. 6,19,6 является нежелательным, так как имеется опасность появления усталостных трещин у нижних концов коротких ребер.
Размещение поперечных ребер. Для отсеков, примыкающих к опорам, шаг основных поперечных ребер а = — /?; в последующих отсеках их шаг может увеличиваться до д = (1,25... 2) h. Ширина выступающей части основного поперечного ребра Ьр (см. рис. 6.12,д) обычно принимается равной (мм)
ip ? ^ + 40; (6.58) толщина ребра из условия обеспечения его устойчивости должна быть 5р ^ 6р/15 для стали СтЗ и 8р ^ Ьр/П для сталей более высокой прочности [20].
Момент инерции поперечного ребра относительно плоскости стенки должен быть [7, 20] (м4)
Jp^3/i83, (6.59)
где h и 3- высота и толщина стенки.
При определении момента инерции ребра в расчет должна включаться часть стенки шириной 20 8 по обе стороны от ребра (см. рис. 6.12,д, 6).
При расположении рельса по оси пояса поперечное ребро проверяется по условиям работы верхней кромки
VMVM6к2Лу6к2Лу6A-vV6A-vV
VM
VM
6к2Лу
6к2Лу
6A-vV
6A-vV
на сжатие от местного давления колеса [4; 7]:
°сж = 1 J5~-sin-^ ^ т0А, (6.60)
где Д -давление колеса тележки; 5 - длина линии контакта рельса и пояса над ребром; для крановых рельсов s = 0,бАре; для железнодорожных рельсов 5рс = Ьрс; Лрс-ширина подошвы рельса; 7?-расчетное сопротивление материала при работе на сжатие: г-расчетная зона распределения давления колеса по ребру.
Для сварных балок
где оу = аг0 4- о.м; оуп-напряжение в балке от ее общего изгиба в продольном направлении; oVM и оум- местные нормальные напряжения в поясе соответственно вдоль и поперек продольной оси балки:
(6.65)
(6.66)
где Д'-сила, передающаяся на поясной лист через рельс о г давления ходового колеса тележки.
При b д аг
z = M5jJ^^,(6.6!)
(6.67)
с^, - сг:о>м < m^R.с^, - сг:о>м < m^R.(6.64)(6.64)(6.68)(6.68)dj, Л при h ^ я^ А , Ь/а^ при h 5 л,<;Jb при h <- и,; А( Ь/щ. при Ь ^1.00.1 271.60.171и0.1381.80,1771.20.1482,00,1801.40.162^3,00.185'!’ а 6 лицa 6Д8u.JhЬДпри bvh0.20.40.60,80.20,2140,179 -0,1500,1261.00,40.1610,1410,1210,1030.60,1270,1 13 0,0990.0850.20,2390,207 0,1810.158L40.40,1860,168 0,1510,1340.60,1520.138 0,1260,1 120.20,2500,219 0,1920,171dj, Л при h ^ я^ А , Ь/а^ при h 5 л,<;Jb при h <- и,; А( Ь/щ. при Ь ^1.00.1 271.60.171и0.1381.80,1771.20.1482,00,1801.40.162^3,00.185'!’ а 6 лицa 6Д8u.JhЬДпри bvh0.20.40.60,80.20,2140,179 -0,1500,1261.00,40.1610,1410,1210,1030.60,1270,1 13 0,0990.0850.20,2390,207 0,1810.158L40.40,1860,168 0,1510,1340.60,1520.138 0,1260,1 120.20,2500,219 0,1920,171Га б л ина 6.17Га б л ина 6.17
с^, - сг:о>м < m^R.
с^, - сг:о>м < m^R.
(6.64)
(6.64)
(6.68)
(6.68)
dj, Л при h ^ я^ А , Ь/а^ при h 5 л,
<;Jb при h <- и,; А( Ь/щ. при Ь ^
1.0
0.1 27
1.6
0.171
и
0.138
1.8
0,177
1.2
0.148
2,0
0,180
1.4
0.162
^3,0
0.185
'!’ а 6 л
ицa 6Д8
u.Jh
ЬД
при bvh
0.2
0.40.6
0,8
0.2
0,214
0,179 -0,150
0,126
1.0
0,4
0.161
0,1410,121
0,103
0.6
0,127
0,1 13 0,099
0.085
0.2
0,239
0,207 0,181
0.158
L4
0.4
0,186
0,168 0,151
0,134
0.6
0,152
0.138 0,126
0,1 12
0.2
0,250
0,219 0,192
0,171
dj, Л при h ^ я^ А , Ь/а^ при h 5 л,
<;Jb при h <- и,; А( Ь/щ. при Ь ^
1.0
0.1 27
1.6
0.171
и
0.138
1.8
0,177
1.2
0.148
2,0
0,180
1.4
0.162
^3,0
0.185
'!’ а 6 л
ицa 6Д8
u.Jh
ЬД
при bvh
0.2
0.40.6
0,8
0.2
0,214
0,179 -0,150
0,126
1.0
0,4
0.161
0,1410,121
0,103
0.6
0,127
0,1 13 0,099
0.085
0.2
0,239
0,207 0,181
0.158
L4
0.4
0,186
0,168 0,151
0,134
0.6
0,152
0.138 0,126
0,1 12
0.2
0,250
0,219 0,192
0,171
Га б л ина 6.17
Га б л ина 6.17
где J^ /-соответственно моменты инерции пояса и рельса относительно собственных нейтральных осей л-т.
Если условие (6.60) не выполняется, необходимо усилить верхнюю кромку ребра на ширине не менее Ьрс накладками, приваренными с двух сторон ребра.
Шаг основных и дополнительных поперечных ребер жесткости, являющихся опорами для рельса, определяют из условия прочности последнего [4; 7] (м):
и ю3, (6.62)
1 Д
где И^^-наименьший момент сопротивления рельса при изгибе, м\
ЕМ = (6-63)
где оу- предел текучести материала рельса, МПа; о,-напряжения в рельсе от действия продольных сил: для не приваренных к поясу рельсов и при отсутствии гарантированного прижатия рельса к поясу значением ог можно пренебречь.
При контакте подошвы рельса с поясом балки пояс находится в плоском напряженном состоянии и его прочность нужно проверять по условию [20]
при b ^ ах
N=- —Д-.
%к
1 +
«16п
где 6П-толщина пояса; Л-расстояние между стенками балки в свету: их - расстояние между диафрагмами; ./ момент инерции рельса в вертикальной плоскости; kv к-,. к^ коэффициенты. принимаемые соответственно по табл. 6.17 ..6.19 [20], где Ьр ширина подошвы рельса; bv ■= 2h + 5 см; /у, - высота рельса.
Продолжение табл. 6.18
Д/7'
при bpb
0.2
0.4
0,6
0.8
1.8
0,4
0.197
0,179
0.161
0,146
0,6
0,161
0.148
0.135
0,123
0.2
0,252
0,221
0,195
0,174
2,0
0,4
0.199
0,181
0,164
0,148
0.6
0,163
0,150
0,138
0,126
Таблица 6.19
ajb b^ihпри hjb
0.2
0 4
0.6
0.8
0.2
0.214
0,161
0,127
0.103
1,0
0,4
0.179
0.141
0.113
0.092
0,6
0,150
0,121
0.099
0,081
0,2
0.208
0.157
0,125
0,102
1,4
0.4
0,175
К138
0,111
0,09!
0,6
0,147
0.119
0,097
0.080
0.2
0,204
0,154
0.121
0.098
1.8
0,4
0,171
0,134
0,107
0.088
0.6
0.144
0,115
0,094
0,077
0.2
0,203
ид 52
0.120
0,097
2,0
0,4
0,170
0,133
0,106
0,087
0,6
0.143
0,1 14
0,093
0.076
Формулы (6.67) и (6.68) получены в предположении непрерывного контакта по длине рельса и пояса, что в действительности обеспечивается далеко не всегда. Поэтому при определении коэффициента тц можно принимать для кранов режимных групп 6К. 7К т3 = 0.65 ... 0.75; для кранов режимных групп 1К ... 5К = 0,8 ... 0,9.
При расположении рельса над стенкой основные поперечные ребра жесткости (диафрагмы) должны обеспечить геометрическую неизменяемость поперечного сечения балки. Прочность и жесткость диафра! мы в этом случае проверяют по формулам [7]
^ (0,001 ...0,002)5,
(6.69) те '^скручивающий момент. действующий на балку в данном сечении; ./..,,; 14^а- моменты инерции и сопротивления ребра относительно его нейтральной оси с учетом работы части стенки шириной 206е по обе стороны
ребра; А-вертикальный сдвиг стенок друг относительно друга при действии скручивающего момента; Н, В - высота и ширина балки; R-расчетное сопротивление материала при работе на изгиб. При определении т0 можно принимать т3 - 0,95 ... 1,0.
Размещение продольных ребер жесткости. Продольные ребра жесткости для стенок ставятся на расстоянии от крайней сжатой кромки стенки: при одном ребре Ьх = (0,2 ... 0,25)/?; при двух ребрах: первое Ьх = (0,15 ... 0,2) Л; второе Ь2 = (0,32 ... 0,4) К
Требуемые значения момента инерции продольного ребра относительно плоскости стенки определяют по рекомендациям ВНИИПТМАШа в соответствии с табл. 6.20.
Таблица 6.20
hph Необходимый моментПредельные значе-
ИНерЦИИ ПРОДОЛЬНОГОния
ребра
мини- максимальные мальные
0.2/н\сг'
2.5 - 0,5 - —6’1,5/16=7/16=
\h) А222
0,25/а\<?
L5-0.4- —6=1,5Л6= 3.5/16=
Xh) h22
0,31,5Аб =
Сжатые пояса коробчатых балок могут не подкрепляться продольными ребрами жесткости при ширине Ьп 605п для стали СтЗ и Ьп ^ ^ 606n v 210//? для сталей другой прочности, где 5-расчетное сопротивление материала.
Момент инерции ребра относительно кромки пояса должен быть [20]
(6.70) где Ьх - расстояние между продольным ребром и стенкой или между ребрами. При этом остаются в силе положения, изложенные для размеров выступающих частей ребер жест кости.
Проверка местной устойчивости стенок. Коробчатые балки с рельсом по оси пояса. При подкреплении стенок только поперечными основными ре б-
рами жесткости местную устойчивость стенок проверяют по выражению [20]
(6-71)
где о0, т0-критические напряжения, МПа; о, т-максимальные расчетные напряжения, МПа;
(6.73)
где ^-меньшая из сторон пластинки; ц-отношение большей стороны пластинки к меньшей; К0-коэффициент, принимаемый для сварных балок по табл. 6.21 в зависимости от значения у, определяемого по формуле
=
/Л 8 7 ’
(6.74)
В коробчатых балках кранов режимных групп 1К ... ЗК допускается «закритическая» работа стенок, укрепленных только поперечными ребрами жесткости. В этом случае в правой части формулы (6.71) ставится величина 1,2 и должны выдерживаться условия о/сг0 < 0,25; т/т0 ^ 1,15.
В стенке балки симметричного сечения, т. е. с поясами одинаковой толщины, укрепленной кроме поперечных основных ребер одним продольным ребром жесткости (рис. 6.19.«). обе пластинки, на которые это ребро разделяет отсек, проверяют отдельно.
Первую пластинку, расположенную между сжатым поясом и продольным ребром, проверяют по формуле [20]
/ — + — <0,9, (6.75)
V ^СТ01/ ^Т01/
где Ьп и 8П-ширина и толщина сжатого пояса; И и 5-высота и толщина стенки; с - коэффициент, принимаемый по табл. 6.22.
Таблица 6.21
где
(6.76)
70,81,02,04,06,010.05 30
Ко 6,30 6,62 7,0 7,27 7,32 7,37 7,46
Вторую пластинку, расположенную между продольным ребром и растянутым поясом, проверяют по формуле [20]
/Г-Н + 1,0, (6.77) vLctq’x h / J х^из/
Тииы балокУсловия работы ежа- с тою поясаБалки кранового моста, подкрановые балкиРельсы не приваре- 2,0 ныРельсы привареныООПрочиеПри непрерывном опирании на сжатый пояс жестких плитООТииы балокУсловия работы ежа- с тою поясаБалки кранового моста, подкрановые балкиРельсы не приваре- 2,0 ныРельсы привареныООПрочиеПри непрерывном опирании на сжатый пояс жестких плитООТаблица 6.22Таблица 6.22В прочих случаях 0,8В прочих случаях 0,8* Здесь и далее формулы и числовые коэффициенты для определения критических напряжений изложены в соответствии с кн.: Металлические конструкции /Под ред. Н. П. Мельникова,-2-е изд., перераб. и доп,- М.: Строй- издат, 1980. 776 с. (Справочник проектировщика).* Здесь и далее формулы и числовые коэффициенты для определения критических напряжений изложены в соответствии с кн.: Металлические конструкции /Под ред. Н. П. Мельникова,-2-е изд., перераб. и доп,- М.: Строй- издат, 1980. 776 с. (Справочник проектировщика).гдегде(6.78)(6.78)
Тииы балок
Условия работы ежа- с тою пояса
Балки кранового моста, подкрановые балки
Рельсы не приваре- 2,0 ны
Рельсы приварены
ОО
Прочие
При непрерывном опирании на сжатый пояс жестких плит
ОО
Тииы балок
Условия работы ежа- с тою пояса
Балки кранового моста, подкрановые балки
Рельсы не приваре- 2,0 ны
Рельсы приварены
ОО
Прочие
При непрерывном опирании на сжатый пояс жестких плит
ОО
Таблица 6.22
Таблица 6.22
В прочих случаях 0,8
В прочих случаях 0,8
* Здесь и далее формулы и числовые коэффициенты для определения критических напряжений изложены в соответствии с кн.: Металлические конструкции /Под ред. Н. П. Мельникова,-2-е изд., перераб. и доп,- М.: Строй- издат, 1980. 776 с. (Справочник проектировщика).
* Здесь и далее формулы и числовые коэффициенты для определения критических напряжений изложены в соответствии с кн.: Металлические конструкции /Под ред. Н. П. Мельникова,-2-е изд., перераб. и доп,- М.: Строй- издат, 1980. 776 с. (Справочник проектировщика).
где
где
(6.78)
(6.78)
Tot и т02" по формуле (6.73).
Если первая пластинка укрепляется дополнительно короткими поперечными ребрами (рис. 6.19, г), то в эт ом случае для ее проверки следует использовать формулы (6.77) и (6.78).
Устойчивость стенок балок асимметричного сечения (с более развитым сжатым поясом) проверяют аналогичным образом со следующими изменениями.
Для стенок, укрепленных только поперечными ребрами жесткости, в формуле (6.72) под высотой стенки h понимается удвоенное расстояние от нейтральной оси до расчетной (сжатой) границы отсека.
^мО^мО7a/h<0,50,60,81,01,21,41,61,8>2,0< 12,422,613,103,784,655,696,898,179,5722,522,743,384,285.396,758,239,7711,7042,592,803,484,535,917,629,5011,5313.6762,602,843,524,646,118,0410,2312,4814,80102.612,863,554,726.308,3410,7113,3016,08>302,622,873,584.816,508,7511,3014.3314,57Таблица 6.24Ya/h<0,80,91.01.21,41,61.8>2,0«100,1460,1830.2670,3590,4450,5400,61800,1090,1690,2770.4060,5430,6520,799400,0720,1290,2810,4790,7110,9301,132500.0660,1270,2880,5360,8741,1921.4681000,0590,1220.2960,5741,0021,5392,154>3000,0470,1120,3000,6331,2832,2493,939Таблица 6.250.91,01,21,41,61.8>2,0к.По табл.6.22. 7.78' 8,2^9,50ILI13,0215,2517,79т.с. К2 --Ко7a/h<0,50,60,81,01,21,41,61,8>2,0< 12,422,613,103,784,655,696,898,179,5722,522,743,384,285.396,758,239,7711,7042,592,803,484,535,917,629,5011,5313.6762,602,843,524,646,118,0410,2312,4814,80102.612,863,554,726.308,3410,7113,3016,08>302,622,873,584.816,508,7511,3014.3314,57Таблица 6.24Ya/h<0,80,91.01.21,41,61.8>2,0«100,1460,1830.2670,3590,4450,5400,61800,1090,1690,2770.4060,5430,6520,799400,0720,1290,2810,4790,7110,9301,132500.0660,1270,2880,5360,8741,1921.4681000,0590,1220.2960,5741,0021,5392,154>3000,0470,1120,3000,6331,2832,2493,939Таблица 6.250.91,01,21,41,61.8>2,0к.По табл.6.22. 7.78' 8,2^9,50ILI13,0215,2517,79т.с. К2 --КоТаблица 6.23Таблица 6.23
^мО
^мО
7
a/h
<0,5
0,6
0,8
1,0
1,2
1,4
1,6
1,8>2,0
< 1
2,42
2,61
3,10
3,78
4,65
5,69
6,89
8,179,57
2
2,52
2,74
3,38
4,28
5.39
6,75
8,23
9,7711,70
4
2,59
2,80
3,48
4,53
5,91
7,62
9,50
11,5313.67
6
2,60
2,84
3,52
4,64
6,11
8,04
10,23
12,4814,80
10
2.61
2,86
3,55
4,72
6.30
8,34
10,71
13,3016,08
>30
2,62
2,87
3,58
4.81
6,50
8,75
11,30
14.3314,57
Таблица 6.24
Y
a/h
<0,8
0,9
1.0
1.2
1,4
1,6
1.8>2,0
«1
0
0,146
0,183
0.267
0,359
0,445
0,5400,618
0
0,109
0,169
0,277
0.406
0,543
0,6520,799
4
0
0,072
0,129
0,281
0,479
0,711
0,9301,132
5
0
0.066
0,127
0,288
0,536
0,874
1,1921.468
10
0
0,059
0,122
0.296
0,574
1,002
1,5392,154
>30
0
0,047
0,112
0,300
0,633
1,283
2,2493,939
Таблица 6.25
0.9
1,0
1,2
1,4
1,6
1.8>2,0
к.
По табл.
6.22. 7.78' 8,2^9,50
ILI
13,02
15,2517,79
т.с. К2 --
Ко
7
a/h
<0,5
0,6
0,8
1,0
1,2
1,4
1,6
1,8>2,0
< 1
2,42
2,61
3,10
3,78
4,65
5,69
6,89
8,179,57
2
2,52
2,74
3,38
4,28
5.39
6,75
8,23
9,7711,70
4
2,59
2,80
3,48
4,53
5,91
7,62
9,50
11,5313.67
6
2,60
2,84
3,52
4,64
6,11
8,04
10,23
12,4814,80
10
2.61
2,86
3,55
4,72
6.30
8,34
10,71
13,3016,08
>30
2,62
2,87
3,58
4.81
6,50
8,75
11,30
14.3314,57
Таблица 6.24
Y
a/h
<0,8
0,9
1.0
1.2
1,4
1,6
1.8>2,0
«1
0
0,146
0,183
0.267
0,359
0,445
0,5400,618
0
0,109
0,169
0,277
0.406
0,543
0,6520,799
4
0
0,072
0,129
0,281
0,479
0,711
0,9301,132
5
0
0.066
0,127
0,288
0,536
0,874
1,1921.468
10
0
0,059
0,122
0.296
0,574
1,002
1,5392,154
>30
0
0,047
0,112
0,300
0,633
1,283
2,2493,939
Таблица 6.25
0.9
1,0
1,2
1,4
1,6
1.8>2,0
к.
По табл.
6.22. 7.78' 8,2^9,50
ILI
13,02
15,2517,79
т.с. К2 --
Ко
Таблица 6.23
Таблица 6.23
Для стенок, укрепленных поперечными ребрами и одним продольным ребром, расположенным в сжатой зоне, в формулу (6.76) вместо bjh подставляют aAj /(2Л), где a ~ (а — стр)/а; стр-краевое растягивающее напряжение (со знаком минус) у расчетной границы отсека.
Балка с рельсом над стенкой. Проверка местной устойчивости стенки, укрепленной только основными поперечными ребрами, при одинаковой толщине поясов производится по условию [20]
/( S + _2iLY + ^ 0,9, (6.79)
где ст-напряжения в стенке от общего изгиба балки; стм-местные напряжения в стенке, определяемые по формуле (6.48); т-суммарные касательные напряжения в стенке; ст0-критические сжимающие напряжения без учета местных напряжений, определяемые но формуле (6.72); г0-критические касательные напряжения, определяемые
по формуле (6.73); стм0-местные критические напряжения:
(6.80)
где К]-коэффициент, определяемый по табл. 6.23 в зависимости от отношения a[h и коэффициента у, вычисленного по формуле (6.74).
При a/h > 0,8 различают два случая в зависимости от значений стм/ст. Первый случай: стм/ст больше значений, указанных в табл. 6.24. Тогда напряжения стм0 определяют по формуле (6.80), а о0-по формуле
(6.81)
где К2-коэффициент, принимаемый по табл. 6.25.
Второй случай: стм/о не больше значений, указанных в табл. 6.24. В этом случае ст0 определяют по формуле (6.72), а стм0-по формуле (6.80).
но с подстановкой ail вместо и как в формулу (6.80), так и в табл. 6.23.
При укреплении стенки балки с поясами одинаковой толщины основ
ными поперечными и одним продольным ребром жесткости (рис. 6.19, s) пластинку, расположенную между сжатым поясом и продольным ребром, проверяют по формуле [20]
где при щ = ujb ^ 2где при щ = ujb ^ 2°о1 —°о1 —0,25 (1 + H)V10005V}\ hv )0,25 (1 + H)V10005V}\ hv )(6.83)
где при щ = ujb ^ 2
где при щ = ujb ^ 2
°о1 —
°о1 —
0,25 (1 + H)V10005V
}\ hv )
0,25 (1 + H)V10005V
}\ hv )
^м01 — ^01^м01 — ^01(1 + pfjy looosV
^м01 — ^01
^м01 — ^01
Mi \ a /
(6.84)(6.84)где K01- коэффициент, принимаемый в зависимости от соотношения р = = фх;
(6.84)
(6.84)
М = а/Ь^ . . 1 1,5 2.0К0] . . . 0.36 0,42 0.45
Если ajb2 > 2, то при вычислении о01 и оМ01 принимают а = 1ЬХ. Значение т01 определяют по формуле (6.73) с подстановкой в нее размеров проверяемой пластинки.
Вторую пластинку, расположенную между продольным ребром и растянутым поясом, проверяют по формуле
а(1 - 26,/А) ом20*02^02-а(1 - 26,/А) ом20*02^02-где
а(1 - 26,/А) ом2
0*02^02-
а(1 - 26,/А) ом2
0*02^02-
_1,14/10006у
СТ°2 “ (0.5-^/А)2! h / '
(6.86)(6.86)ом02-по формуле (6.80) и табл. 6.23 при у = 0,8, заменяя отношение ajh значением д/(й — bY\, т02-ио формуле (6.73) с подстановкой в нее размеров проверяемой пластинки; стм2 = 0,4ом- при приложении нагрузки к сжатому поясу.
(6.86)
(6.86)
Если первую пластинку укрепляют дополнительно короткими поперечными ребрами (рис. 6.19, г), то в этом случае следует пользоваться формулами (6.82)... (6.84), в которых а заменяют на ах.
Проверка стенки балки с более развитым сжатым поясом производится по тем же формулам, что и выше, но со следующими изменениями:
для стенок, укрепленных только поперечными ребрами жесткости, под h понимается удвоенное расстояние от нейтральной оси до сжатой границы отсека;
для стенок с поперечными и продольными ребрами в формулу (6.86) вместо (0,5 — bjh) подставляют (1/а — — bjh\ где а = (о — ор)/а; ар- краевое растягивающее напряжение (со знаком минус) у границы отсека.
Проверка противоположной, не несущей рельса, стенки производится аналогично проверке стенок коробчатой балки с рельсом по оси пояса.
Балки с вырезами в стенке. Местная устойчивость верхней пластинки стенки над вырезом при отсутствии подкрепления (окантовки) может быть проверена по выражению
/ / ГУ \ " / Т V
Л- Л- <6'87>
у \о(]/ W
где ст-большее из значений сжимающих напряжений .тля волокна пластинки у пояса, определенных или по формуле общего изгиба балки, или по формуле (6.53); т-касательные напряжения в пластинке; то-по формуле (6.73):
1, (6.85)1, (6.85)Здесь К02 -коэффициент, принимаемый по табл. 6.26 в зависимости от закона изменения напряжений по вы-
1, (6.85)
1, (6.85)
Таблица 6*26
О =
а - ап
а
0t4
0.6
()tK
1,0
1,5
2
12,87
10,66
10,79
10,77
10,75
4/3
8,27
5,70
5,45
5,12
5,09
1,0
6,68
4,29
3,78
3,75
3,71
4/5
5,88
3,67
3,16
3,15
3,14
2/3
4,78
3,14
2,75
2,72
2,70
Примечание. Значение и — 2 относится к Случаю чистого и'лнба, при а ^ 2 сочетание изгиба и сжатия*
соте пластинки:
гуу = су1Г>(1 - ау/ИЛ (6.89) где ov0-напряжения на кромке плас- гинки у верхнего пояса.
При подкреплении кромки выреза окантовкой или отбортовкой размеры последних должны определяться как размеры продольного ребра жесткости.
Особенности расчета пролетных балок однобалочных мостовых кранов с консольной опорной грузовой тележкой.
Схемы поперечных сечений про- летных балок и типов тележек показаны на рис. 3.34. Особенности расчета моста - необходимость учета скручивающих нагрузок, вызванных эксцентриситетом приложения веса груза. Учет податливости моста снижает динамические нагрузки в канатах на 15... 20%, а в металлоконструкции - на 25... 30% [24. 25]. В связи с этим при определении расчетных нагрузок комбинации 1.1,Л можно пользоваться юй же методикой, что и для двухбалочных кранов, соответственно уменьшая дробные части коэффициентов динамичности.
В первом приближении расчет размеров поперечного сечения можно вести только на действие вертикальных изгибающих нагрузок, а влияние скручивающих нагрузок учитывать, вводя при определении коэффициента т0 значение т3 = 0,7 (см. табл. 6.5).
После назначения размеров и определения геометрических характеристик сечения балки последняя должна быть проверена на действие расчетных нагрузок с учетом стесненного кручения. При необходимости размеры поперечного сечения должны быть откорректированы.
Методика оптимизации размеров поперечного сечения пролетной балки однобалочного моста с консольной тележкой в принципе разработана, во в практическом использовании она весьма трудоемка.
При проверке прочности и местной устойчивости верхнего пояса крана с тележкой, выполненной по схеме рис. 3.34,щ необходимо учитывать
местные напряжения в поясе от давления горизонтальных роликов тележки.
В схемах (см. рис. 3.34, ад)) необходимо проверить прочность элементов. воспринимающих нагрузки от действия обратных роликов (колес) тележки.
Опорные части пролетных балок. Размеры поперечного сечения опорной части балки во многом зависят от конструктивных факторов, в частности от концевой балки и принятой конструкции узла сопряжения пролетной и концевой балок, Вследствие этого расчет опорной части пролетной балки носит, как правило, проверочный характер: проверяют прочность поясных швов, элементов сопряжения балок, местную устойчивость стенки и т.д.
Поясные швы. Прочность сварных швов, соединяющих пояс со стенкой, проверяют по формуле [7]
(690)
где Q - наибольшая поперечная сила в рассматриваемом сечении: Sn-статический момент брутто пояса балки относительно ее общей нейтральной оси; Лш - толщина углового шва, принимаемая равной катету вписанного в сечение шва равнобедренного треугольника; 0 - коэффициент, принимаемый равным 1,0 для однопроходной автоматической сварки 0,8 для однопроходной полуавтоматической сварки, 0,7 для ручной и многопроходной автоматической и полуавтоматической сварки; /?уВср - расчетное сопротивление для углового шва (табл. 6,8); т0-коэффициент неполноты расчета по формуле (6,3); ^„-момент инерции брутто сечения балки.
Сопряжение балок одинаковой высоты. Конструкция соединения балок показана на рис. 6.20. Такое соединение применяют обычно для четырехколесных кранов. Высоту концевой балки назначают обычно из конструктивных соображений и, как правило. Н2 = (0,4 ... 0,6) Н. а толщину поясов принимают для обеих балок одинаковой, равной толщине пояса пролетной балки. Накладки 1. 2. 3 являются
ааРис. 6.21Рис. 6.21
а
а
Рис. 6.21
Рис. 6.21
компенсаторами нормальных допусков изготовления пролетных балок. Варьируя размерами а (сечение В-В\ можно обеспечить заданную точность сборки моста по пролету и разности диагоналей. Кроме того, накладки 2 и 3 обеспечивают жесткость стыка в горизонтальной плоскости.
Прочность каждого вертикального шва соединения проверяют по условию
_6Ткр2РЛШ/Ш + 2ВМ^_6Ткр2РЛШ/Ш + 2ВМ^^ гПолУ1Ср^ гПолУ1Ср(6.91)(6.91)
_6Ткр
2РЛШ/Ш + 2ВМ^
_6Ткр
2РЛШ/Ш + 2ВМ^
^ гПолУ1Ср
^ гПолУ1Ср
(6.91)
(6.91)
где Q и Ткр-максимальные значения поперечной силы и скручивающего момента для рассматриваемой комбинации нагрузок; BY и //2-размеры балок (рис. 6.20); /ш-расчетная длина шва, равная его геометрической длине без удвоенной толщины шва. Остальные обозначения см. в формуле (6.90).
Катет углового шва не должен превышать наименьшей из толщин соединяемых стенок. При необходимости можно применить местное утолщение стенок по типу рис. 6.21.
«Этажное» сопряжение. Конструкция опорной части пролетной балки при «этажном» сопряжении показана на рис. 6.22 [4]. Прочность опорного сечения в зоне начала закругления
(точка а) проверяют по выражению [7]
стпР — кшкгХ/Cr — oRo6 + о» + ЗтуЛ <
т0К,(6.92)
где Од = кдО0, Од = кдСд. Тдд = к,т0- радиальные, тангенциальные и касательные напряжения: о0; т0-нормальные и касательные напряжения в точке а, определяемые по формулам сопротивления материалов; kR; к0; кт; ^-коэффициенты, принимаемые по графикам рис. 6.23 в зависимости от угла перехода а, отношений Гж./Лп: ЫН\ IjH и гН; при этом на рис. 6.23 сплошные линии соответствую! углу а = 90°, пунктирные-углу а = 135"; кривые 1,Г соответствуют МН = 0.55; 22-hjH = 0,40; 3,3'-h = H = 0,25; Fm„
I
A-A
P и c. 6.22
Fct-площади нижнего пояса и стенок в сечении А-А; кш- коэффициент формы сварного шва, учитываемый только при расчете па выносливость: кщ = - 1,0 для таврового двустороннего шва с полным проваром; кш 1,4-для таврового одностороннего шва.
Так как графики на рис. 6.23 получены экспериментально, при определении т0 можно принимать т3 = 0,9.
Действующие напряжения:
а0 = аЛ. + ст/ т0 = тп + ткр, (6.93)
где аЛ, cv- нормальные напряжения от изгиба балки в двух плоскостях; тп — касательные напряжения от перерезывающей силы; ткр-касательные
напряжения от скручивания опорного сечения;
^п
Q
2ЛЗСТ ’
т
’"кр
кр
2Ао/?об1;т
(6.94)
где Q, Ткр -перерезывающая сила и скручивающий момент в опорном сечении при действии рассматриваемой комбинации расчетных нагрузок; Л, 5СГ-высота и толщина стенки в опорном сечении балки; Ло, /,0-ширина и высота замкнутого контура поперечного сечения по осям стенок и поясов.
В некоторых конструкциях для усиления стыка применяют дополнительное соединение (сварное или болтовое) вертикальных стенок пролет-
М .г 1 1 у. tr maxМ .г 1 1 у. tr max< т0^вср.< т0^вср.(6.95)(6.95)(6.97)(6.97)
М .г 1 1 у. tr max
М .г 1 1 у. tr max
< т0^вср.
< т0^вср.
(6.95)
(6.95)
(6.97)
(6.97)
йой и торцевой балок, а также соединение их нижних поясов с помощью накладок. Такое соединение является статически неопределимым, и распределение нагрузок по его элементам зависит от большого числа случайных факторов. Поэтому при такой конструкции «зуб» балки рассчитывают так, как описано выше, а разгружающее влияние остальных элементов учитывают назначением т0 = 1,0.
При расположении балансиров ходовых колес крана непосредственно в опорных частях пролетных балок (рис. 6.24), как это сделано в некоторых конструкциях завода «Сибтяж- маш», опорная часть может быть рассчитана так же, как и при «этажном» опирании.
Расчетная схема сварного монтажного шва при «этажном» опирании, принятая в соответствии с [4], показана на рис. 6.25. Проверка прочности шва производится на действие
Рис. 6.24
нагрузок комбинации 1.2.Б по формуле
где Му. г - наибольший изгибающий момент, действующий в горизонтальной плоскости в узле сопряжения балок; rmiix-расстояние от центра тяжести шва (точка О, рис. 6.25) до максимально удаленной его точки; Л ш-полярный момент инерции шва; л?всР» т0' Р -^'М. формулу (6.90);
^Р.ш = Л + Jy,(6.96)
где Jz, Jy-моменты инерции площади поперечного сечения шва относительно осей z — z и у-у.
Расчетная схема болтового монтажного соединения при «этажном» опирании балок показана на рис. 6.26. Максимальное перерезывающее усилие, действующее на наиболее удаленный от центра тяжести соединения (точка О) болт, равно [5]
М у г'тих
1 max v 5
где Му г- то же, что и в формуле (6.95); zL-расстояния от центра тяжести соединения до болтов.
Прочность соединения на «чистых» болтах, работающих на срез и смя-
тие, проверяют по формулам
< т0Я%; ^" 5 т0«=м • (6.98)
^^6 “B^min
где d- диаметр гладкой части болта: 8т<п-мсньшая из толщин соединяемых листов; /?®р, /?L~расчетные сопротивления, принимаемые по табл. 6.9. Коэффициент неполноты расчета т0 назначается так же, как и для сварного соединения.
При выполнении стыка на высокопрочных болтах усилие затяжки каждого бол та должно быть равно
Р^ и 'Дуг, (6.99)
где My.v, /у-см. формулу (6.97);/--коэффициент трения, зависящий от способа подготовки соединяемых поверхностей: для углеродистой стали при пневматической обработке их песком, металлическим порошком и т.п. или обжиге / = 0,45. а при обработке ст альными проволочными щетками/ = 0,35; для низколегированной стали при пневматической обработке / = 0,55 [5]. Диаметр болта определяют из условия |^5"]
Fm > (6.100)
где F,, । - площадь поперечного сечения болта нетто (по резьбе); аПр- временное сопротивление разрыву стали высокопрочных болтов после термической обработки в готовом изделии (болге), принимаемое по табл. 6.9.
Концевые балки. Размеры концевых балок определяются чисто конструктивными факторами. Так, расчетная длина балки равна базе крана, т. е. расстоянию между осями ходовых колес чстырехколссного крана или осями главных балансиров многоколесного крана. Для исключения заклинивания крана на рельсах при перекосе базу крана принимают не менее l/f, пролета. Заданной величиной является расстояние между осями прилетных балок. Размеры консолей балки крана зависят от габаритов колесных установок, возможностей размещения приводов механизма движения. балконов и т. д. Размеры по-
перечного сечения балки в месте крепления ходовых колес (балансиров) также определяются габаритами последних. При соединении балок по схеме рис. 6.20 заданной величиной является и толщина поясов. Таким образом, поскольку балку выполняют коробчатой по типу рис. 6.11, неизвестной величиной является чаще всего только толщина стенок 82. Из технологических соображений о2 > 4 мм. Кроме того, как уже отмечалось, толщина стенки может зависеть от необходимого катета сварного шва при соединении пролетной и торцевой балок по схеме рис. 6.20.
Традиционная конструкция надбуксовой части торцевой балки четырехколесного крана, показанная на рис. 6.27, принципиально работает так же. как и «зуб» пролетной балки при «этажном» опирании (см. рис. 6.22). Поэтому при проверке прочности надбуксовой части в точке а (рис. 6.27) можно использовать формулу (6.92) при действии нагрузок комбинаций I.2.A и 1.2.Б.
Для определения скручивающего момента для надбуксовой части балки по формуле (6.33) координату центра изгиба можно найти с помощью схемы на рис. 6.28, где сечение балки представлено в виде двух сварных двутавров (элемент У) и листа (элемент 2). Тогда
уй = 2а^-^,(6.101)
где Fx-площадь поперечного сечения элемента /; Jly-момент инерции сечения элемента / относительно оси у — у; Jy- момент инерции всего сечения относительно общей нейтральной оси у — у.
Касательные напряжения в стенках при кручении открытого сечения будут равны
т„-^,(6.102)
где 5СТ-толщина стенки;
ЛР = Е~,(6.103)
где /t, 5,-длины и толщины листов, образующих поперечное сечение.
Увеличение крутильной жесч кости
сечения может быть достигнуто за
счет образования замкнутых контуров, например по типу рис. 6.29 ... 6.31 [26].
Три выполнении сечения ио чипу
рис. 6.29 касательные напряжения в стенке будут равны
т = —р— гр 2М8е1
(6.104)(6.104)где b, h, 5СТ - размеры кош ура и толщина стенки.
(6.104)
(6.104)
При выполнении сечения но рис. 6.30 скручивающий момент реализуется как пара сил дополнительных вертикальных реакций на каждый контур консоли и вместо касательных напряжений кручения в расчетном сечении будут действовать дополнительные напряжения от изгиба в вертикальной плоскости.
Рис, 6.30Рис, 6.302722222*^2523?у 52722222*^2523?у 5Р и е. 6.3!Р и е. 6.3!При выполнении сечения по типу рис. 6.31 крутящий момент буде т распределяться между контурами а и б пропорционально их жесткостям:
Рис, 6.30
Рис, 6.30
2722222*^2523?у 5
2722222*^2523?у 5
Р и е. 6.3!
Р и е. 6.3!
глеа = ч^;(6l06)
/, Ь-\ло рис. 6.31; G. E модули сдвига и упругости материала; /£р-момент инерции при кручении замкнутого контура а; ./£-момент инерции при изгибе в вертикальной плоскости одного замкнутого контура б.
Статическая жесткость мостов в вертикальной плоскости. Статическую жесткость моста в вертикальной плоскости оценивают по ста гическому прогибу балок в середине пролета при действии нагрузок комбинации Ш.1.В. В соответствии с обозначениями рис. 6.4 прогиб каждой пролетной балки двухбалочного моста от действия подвижной нагрузки равен [22];
при четырехколесной тележке
/„ = ^-'^ ~- < ГЛП-:(6-Ю7)
при восьмиколесной тележке
, Дк [7(0,75/ 2 - /2) + /, (0,757/ - /()] < b7477
^[/.]L,(6.108)
где Дк-равнодействующа я давлений колес тележки; L- пролег крана; Ju- моменг инерции пролетной балки при изгибе в вертикальной плоскости;
l = L:^; I, =— ^-7,(6.109)
где 5т-база тележки.
Предельные относительные прогибы [/2] см. в табл. 6.16.
Для однобалочных кранов существенное значение имеют деформации торцевых балок. В соответствии с обозначениями рис. 6.10,6 вертикальный прогиб торцевой балки в узле сопряжения с пролетной балкой равен
К)"3 ^ -^ ..
юоо
(6.110)
3\С^ ^R,3\С^ ^R,а угол поворота в этом же сечении (рад)
3\С^ ^R,
3\С^ ^R,
фт --7^ (с3 -И (Е) 10 ’30,001,
3GEJV
(6.1 I I)
где /(^-реакция опорной точки пролетной балки, кН; ^„-скручивающий момент в опорном сечении пролетной балки, кН-м; Е-модуль упругости материала, МПа; J2x-момент инерции торцевой балки при изгибе в вертикальной плоскости, м4.
С учетом деформаций концевой балки и скручивания пролетной вертикальное перемещение грани балки со стороны консоли тележки будет
(6.112)
где/„-вертикальный прогиб пролетной балки, определенный по формулам (6.107) или (6.108); Е, G- модули упругости и сдвига материала; JXx- момент инерции пролетной балки при изгибе в вертикальной плоскости; У1К-момент инерции пролетной балки при кручении; е- расстояние от центра изгиба пролетной балки до центра тяжести тележки с грузом; /В1- вертикальный прогиб концевой балки по формуле (6.1 Ю); фт-угол поворота сечения концевой балки по формуле (6.Hl); ^-расстояние от центра изгиба пролетной балки до ее грани (стенки) со стороны консоли тележки. Относительный прогиб не должен превышать значений, указанных в табл. 6.16.
Динамическая жесткость мостов. Проверку динамической жесткости моста в вертикальной плоскости проводят по длительности времени затухания колебаний в следующих случаях [22]:
при требовании повышенной точности установки груза;
при расчете металлоконструкции на ограниченный срок службы с уче- том явлений усталости;
для исключения вредного физиологического воздействия колебаний на организм машиниста крана.
Время затухания колебаний стальных крановых мостов, соответствующее уменьшению амплитуды колебаний до 5% от первоначального значения, приближенное составляет [7]
(6.Ш)(6.Ш)- 540 7 \
(6.Ш)
(6.Ш)
(6.114)(6.114)
(6.114)
(6.114)
где Т- период собственных поперечных колебаний моста крана при выполнении рассматриваемой операции, с.
Предельное время затухания колебаний не должно превышать 12... 15 с. При чрезмерно длительных колебаниях крана для защиты крановщика целесообразно применять гасители колебаний или виброзащиту кабины, а не увеличение жесткости моста.
Строительный подъем пролетных балок. При пролетах мостов более 17 м пролетным балкам должен придаваться строительный подъем /0 (м), который должен быть равен
— >
JO Jq ' 2 " 8Q0 >
где /^-прогиб пролетной балки от действия постоянных нагрузок, м; /„-прогиб пролетной балки от действия подвижных нагрузок, м; L-пролет крана, м.
Прогиб fq равен
г-Л^Ю’3,(6.115)
3%AFJxx
где ^-нормативная распределенная нагрузка, кН/м; £-модуль упругости материала, МПа; Jlx-момент инерции балки при изгибе в вертикальной плоскости, м4.
Теоретический закон изменения ординаты строительного подъема по пролету /(z) принимают обычно в виде синусоиды (рис. 6.32, о):
(6.116)
Из технологических соображений линию строительного подъема выполняют ломаной за счет раскроя листов в виде трапеций (рис. 6.32,6, в) или путем соответствующей раскладки листов. Скос при схеме раскроя по рис. 6.32,6 равен
К=У„у. (6.117)
При других схемах раскроя (с большим количеством листов) скосы определяют аналогичным образом.
Как правило, расчетная клиновая подрезка К оказывается меньше, чем допуск на раскрой листов, поэтому преимущественным способом образования строительного подъема является раскладка листов.
Консольные настенные передвижные краны
Кран с неповоротной ферменной консолью. Схема общего исполнения крана показана на рис. 6.33. Тележка / передвигается по ездовым балкам 2, выполненным обычно из прокатного двутавра. Ездовые балки опираются на коробчатую коренную 3 и замыкающую 4 торцевые балки. Балка 4 выполняется из прокатного швеллера или двутавра и опирается на вертикальные консольные фермы 5, прикрепленные к вертикальной раме
Рис. 6.33
Горизонтальная жесткость крана и общая устойчивость ездовых балок обеспечиваются горизонтальными связями 7, имеющими, как правило, сплошной настил. Расчетными комбинациями нагрузок являются:
для ездовых балок - комбинация L1.A- подъем груза при расположении тележки в средней части ездовых балок;
для всех остальных элементов - комбинация 1.2.А - подъем груза на максимальном вылете, 1.2.Б-движение крана с грузом на максимальном выле те, II 1.2.В-статическое приложение подвижной нагрузки на максимальном вылете.
Расчетные нагрузки определяют так же, как и для мостовых кранов (см. табл. 6.13).
Схема приложения нагрузок комбинации 1.1.А к ездовым балкам может быть приняла но аналогии с рис. 6.4 как для пролетных балок мостового крана; аналогичным образом определяют расчетный изгибающий мо- мент-по формуле (6.21) и момент сопро тивления балки - по формуле (6.34).
Концевые балки также рассчитывают по аналогии с мостовыми кранами. Расчетная схема приложения нагрузок комбинации 1.2.Б может быть принята по типу рис. 6.6, где вместо силы перекоса необходимо приложить силу инерции тележки и груза, а горизонтальные фермы консольного крана заменить эквивалентными балками.
Вертикальные фермы рассчитыва- юэ на действие сосредоточенных нагрузок от весов тележки, груза и собственного веса консоли, приложенных к узлам нижнего пояса. Продольные усилия в стержнях можно определять любым из известных способов. Подбор сечений растянутых стержней производят по условиям прочности F„,^--. или F^-'L(6.118)
m»R[ст]
а центрально-сжатых стержней - по условиям устойчивости
Г^—- . или(6.119)
4>mHRср [ст]
где N- продольное усилие в стержне; 5ЯТ, Г-площади нетто и брутто поперечного сечения стержня; Л - расчетное сопротивление материала при растяжении (табл. 6.7); [а] - допускаемое напряжение (табл. 6.10) при растяжении - сжатии; т0 - коэффициент неполноты расчета по формуле (6.3); ср - коэффициент продольного изгиба, принимаемый по табл. 6.27 в зависимости от гибкости элемента X:
(6.120)
ГибкоеI Б элементов
Марки сталей
ВСтЗ
О9Г21
О9Г2С
15ХСНД
юхенд
0
1,000
1,000
1,000
1,000
10
0,988
0,987
0,986
0,985
20
0,970
0,968
0.965
0,962
30
0,943
0,935
0,932
0,927
40
0,905
0,892
0,888
0,878
50
0,867
0,843
0,837
0,823
60
0,820
0,792
0,780
0,764
70
0,700
0,730
0,710
0,682
80
0,715
0,660
0,637
0,604
90
0,655
0,592
0,563
0,523
100
0,582
0,515
0.482
0,437
110
0,512
0,440
0,413
0,370
120
0,448
0,383
0,350
0,315
130
0,397
0,330
0,302
0,264
140
0,348
0,285
0.256
0,228
150
0,305
0,250
0,226
0,198
160
0,270
0,220
0,200
0,176
170
0.240
0,185
0,178
0.156
180
0.216
0,175
0,160
0,139
190
0,196
0,158
0,142
0,126
''min
Таблица 6.27
где /-геометрическая длина стержня; ц-коэффициент, учитывающий характер закрепления концов стержня: при изгибе в плоскости фермы ц = 0,7; при изгибе из плоскости фермы ц = = 1,0 [7; 20 и др.]; rmin - минимальный радиус инерции сечения стержня.
Предельные значения гибкости [X] стержней крановых ферм приведены в табл. 6.28.
Прогиб конца консоли при проверке статической жесткости крана может производиться по формуле Мора (см., например, [5; 7] и др.).
Вид стержняВид стержняГибкость [X]
Вид стержня
Вид стержня
Сжатые пояса и опорные сжатые раскосы главных ферм120
Прочие сжатые стержни главных ферм 150
Сжатые пояса и опорные сжатые раскосы вспомогательных ферм . . . .150
Растянутые пояса и опорные растянутые раскосы главных ферм150
Растянутые пояса и раскосы вспомогательных ферм250
Растянутые раскосы, стойки и решетки горизонтальных (инерционных) ферм и связей 250
Стержни, служащие для уменьшения расчетной длины сжатых основных стержней 200
Одностержневые (сжатые)конструкции стрел, колонн, мачт 120...150
Кран с поворотной ферменной консолью. Общая схема исполнения крана с постоянным вылетом и поворотной ферменной консолью показана на рис. 6.34.
Расчетные комбинации нагрузок: 1.1 .А-подъем груза при расположе
<0
нии консоли перпендикулярно подкрановому пути; 1.1.Б-движение крана при этом же положении консоли; LL В -вращение консоли с грузом; Ш.1.Г-статическое приложение веса груза.
Схема приложения нагрузок к консоли в плоскости последней показана на рис. 6.35, а. Собственный вес консоли можно считать сосредоточенным и приложенным в точке F. Усилие в канате механизма подъема необходимо разложить по узлам в соответствии со схемой рис. 6.35, о.
Расчетное значение полезной нагрузки определяют так же, как и для мостовых кранов.
Возникающие при вращении крана центробежная (в плоскости консоли) сила Р,.ц и тангенциальная (по касательной к окружности, описываемой концом консоли) сила Р, т от инерции массы груза считаются приложенными через канат к концу консоли. Зна-
j
Рис. 6.35
Р и с. 6.36Р и с. 6.36L L400 300*L L400 300*
Р и с. 6.36
Р и с. 6.36
L L
400 300*
L L
400 300*
чение этих сил:
Pt.u = to2LmQ; PrT = F,Lmti, (6.121) где mQ-масса груза; L-вылет консоли; со, Е-угловые скорость и ускорение вращения консоли, рад/с и рад/с2.
Подбор стержней ферм консоли производят в соответствии с формулами (6.118) и (6.119).
Так как кран имеет постоянный вылет, прогиб конца консоли у него не нормируется и, следовательно, проверка ст атической и динамической жесткости не является обязательной.
Стационарные консольно-поворотные краны
Консольно-поворотные стационарные краны с постоянным или переменным вылетом имеют либо поворотную колонну с верхней опорой, либо неповоротную колонну, жестко заделанную в фундамент.
Кран с поворотной колонной полностью аналогичен поворотной консоли передвижного крана (рис. 6.35) и его рассчитывают аналогичным образом. У крана с неповоротной колонной последняя выполнена из толстостенной трубы или поковки, к которой через опорные устройст ва присоединяется поворотная часть крана, состоящая из поворотной колонны, рабочей консоли, по которой перемещается грузовая тележка, и площадки для размещения механизмов и противовеса. Расчетная схема крана показана на рис. 6.36.
Расчетными комбинациями нагрузок являются: 1.1.А-подъем груза на
максимальном вылете; 1.1 .Б - вращение крана с грузом на максимальном вылете; III. 1.В-статическое приложение веса груза на максимальном вылете.
Весовые данные принимают по аналогии с существующими конструкциями. Значения остальных нагрузок принимают аналогично расчетам передвижных кранов с поворотной консолью.
Для уменьшения изгибающих нагрузок на колонну кран обычно снабжают противовесом. Вес противовеса должен быть равен [2]
где Дк-равнодействующая давлений колес тележки с грузом; 6п-вес поворотной части крана без противовеса; ср - коэффициент, учитывающий использование крана по грузоподъемности; обычно ф = 0,70.. .0,85 [2]; с- расстояние от центра тяжести поворотной части крана без противовеса относительно оси вращения; L- вылет крана; /пр -расстояние от центра тяжести противовеса относительно оси вращения крана.
Диаметр колонны рассчитывают из условия прочности при работе на изгиб:
3
где d-диаметр колонны в расчетном сечении, м; Ми-максимальный суммарный изгибающий момент, кН-м; [а]-допускаемые напряжения, МПа; для стали СтЗ [ст]-70...90 МПа; для сталей Ст4 и Ст5 [ст] = 100... 120 МПа. Обычно высоту колонны принимают не более половины высоты крана и не более 3 м [2]. Горизонтальный прогиб конца колонны /жг под действием суммарного изгибающего момента Ми
(6.124)
где J2-момент инерции сечения колонны, м4; Мя-изгибающий момент, кН-м; Е-модуль упругости материала, МПа; Ь; Л-размеры колонны, м, в соответствии с рис. 6.36.
Конструктивное исполнение фундаментной части колонны и ее расчет см. в [2; 20] и др.
Консоль поворотной части крана при опорной тележке выполняют в виде двух сварных одностенчатых балок двутаврового сечения с горизонтальными площадками обслуживания вдоль балок, которые одновременно выполняют роль элементов жесткости, обеспечивая общую устойчивость балок консоли.
Необходимый по условиям прочности момент сопротивления консоли И^ в расчетном сечении у колонны может быть определен по формуле (6.34), где Мг-расчетный момент при действии нагрузок комбинации 1.1.А, определяемый с учетом замыкающихся на металлоконструкции усилий в грузовых канатах.
Оптимальную по минимуму веса высоту стенки каждой балки при обеспечении прочности определяют по формуле (6.35).
Окончательный выбор размеров балки в расчетном сечении рекомендуется проводить по той же методике, что и для коробчатых пролетных балок мостовых кранов. Высота балок к концу консоли уменьшается в соответствии с характером эпюры изгибающего момента. Так как тележка обычно приводится в движение канатной тягой, жесткость консоли может не лимитироваться. Вертикальную часть (колонну) поворотной конструкции выполняют обычно из листового материала, и ее расчет аналогичен расчету консоли.
Рамы крановых тележек
Рамы опорных крановых тележек с приводными колесами представляют собой, как правило, две продольные балки, в которых закреплены ходовые колеса или балансиры, ряд поперечных балок и сплошной настил, на котором размещены фундаментные рамы механизмов, опирающиеся на
балки рамы. Для нормальной работы механизмов рама должна обладать высокой изгибной жесткостью. В то же время для уменьшения перегрузок давлений на колеса, возникающих вследствие деформаций металлоконструкций крана и неточностей укладки подтележечных рельсов и, как следствие, подъема одного из колес над уровнем остальных, поперечные балки рамы должны иметь как можно меньшую крутильную жесткость. В связи с этим продольные балки можно выполнять и рассчитывать аналогично торцевым балкам мостовых кранов, а поперечные балки-в виде одностенчатых балок типа сварных двутавров.
Рама тележки представляет собой многократно внутренне статически неопределимую систему. Однако, учитывая изложенное, ее расчетную схему можно существенно упростить.
Каждую поперечную балку можно рассматривать независимо от остальных. При этом для определения максимально возможного изгибающего момента в средней части пролета балки последнюю можно рассматривать как шарнирно опертую на продольные балки, а для определения максимально возможного момента в опорной части-как защемленную в продольных балках.
По полученным значениям изгибающих моментов и перерезывающих сил определяют поперечные сечения балок.
В связи с большим отношением ширины балки к ее пролету в балке будут возникать дополнительные напряжения от стесненного изгиба, поэтому при определении коэффициента неполноты расчета следует принимать т3 = 0,7... 0,8.
Продольные балки рассчитывают как концевые балки мостовых кранов, их нагрузками будут являться опорные реакции и моменты со стороны поперечных балок. Желательна проверка жесткости продольных балок в вертикальной плоскости.
Рамы консольных опорных тележек однобалочных мостовых кранов рассчитывают аналогичным способом.
Опорные и подвесные рамы тележек с канатной тягой выполняют, как правило, из фасонного проката, чаще всего из швеллеров. Каждый элемент
рамы рассчитывают как статически определимую балку при пониженных расчетных сопротивлениях материала, т, е. при т3 = 0,5 ... 0,6.
Глава 7
ЭЛЕМЕНТЫ АВТОМАТИЗИРОВАННОГО
ПРОЕКТИРОВАНИЯ ГРУЗОПОДЪЕМНЫХ МАШИН
. Общие сведения
Грузоподъемные машины- это комплекс хорошо формализуемых расчетов, конструктивных решений узлов, механизмов и конструкций, что позволяет использовать ЭВМ при курсовом проектировании для автоматизации расчетных и чертежно-конструкторских работ.
В данной главе изложены вопросы организации и структуры системы автоматизированного проектирования грузоподъемных машин (САПР ГПМ), приведен пример конкретной реализации программы проектного расчета механизма подъемгг мостового крана.
Основные требования к структуре САПР ГПМ соответствую! ГОСТ 23501.4-79 «Системы автоматизированного проектирования. Общие требования к программному обеспечению» и сводятся к следующему:
САПР ГПМ должна содержать ряд самостоятельных подсистем, объединенных в единое целое функциональными и логическими связями. Каждая подсистема должна иметь возможность работать самостоятельно и быть совместимой с остальными подсистемами;
САПР ГПМ должна быть «открытой» системой с точки зрения развития и дополнения ее подсистем и компонентов. Совместимость отдельных подсистем и компонентов САПР ГПМ с другими системами САПР может быть обеспечена использованием распространенных языков программирования высокого уровня, однозначно определенных символов, кодов, соглашений, обозначений переменных и параметров, информационных и структурных связей между подсистемами;
САПР ГПМ должна иметь развитые средства диалога, диагностики и устранения ошибок, что обеспечивает быстрое освоение программных средств непрофессиональным пользователем, комфортность и надежное! ь работы.
Проектирование любой ГПМ состоит (с некоторыми ограничениями) из следующих этапов: предварительный расчет; проектирование механизмов, металлоконструкций, электрооборудования и систем управления; уточненные расчеты напряженно-деформированного состояния (НДС) элементов металлоконструкций, узлов и деталей механизмов; оценка надежностных характеристик механизмов, метал-
Рис.
локонструкций и машины в целом. Выполнение отдельных этапов проектирования обеспечивают основные подсистемы САПР ГПМ (рис. 7.1).
Управляющая программа MONITOR обеспечивает логическую и информационную связь между отдельными подсистемами.
Подсистема PROEKT предназначена для решения следующих задач: предварительный расчет механизмов, подбор унифицированных и стандартизованных узлов и деталей; принятие обоснованных компоновочных решений механизмов; выполнение уточненных расчетов. Результаты работы PROEKT-текстовые и графические документы с основными параметрами узлов, справочными сведениями об оборудовании и компоновочными решениями механизмов. Параметры механизмов заносят в архив для использования в других подсистемах.
Подсистема METAL предназначена для решения следующих задач: предварительный расчет металлоконструкций; принятие обоснованных компоновочных решений; формирование конечно-элементной модели металлоконструкции и ее параметров; разбиение металлоконструкции на балочнооболочечные элементы, определение их геометрических характеристик, формирование матриц жесткости, векторов нагрузок и т.д.; определение на- пряженно-деформироваиного состояния (НДС) элементов металлоконструкции методом конечных элементов (МКЭ); оптимизация геометрических параметров сечений металлоконструкции с целью повышения коэффициента использования металла по прочности. Результатами работы METAL являются текстовые и графические документы с параметрами расчетных схем и основными результатами расчетов, оптимальные компоновочные решения узлов и деталей металлоконструкций. Параметры конечно-элементной модели заносят в архив для использования в подсистеме расчета динамических нагрузок.
Подсистема DINAMIC предназначена для решения следующих задач: формирование динамических моделей
механизмов и определение нагрузок в связях без учета жесткостных и диссипативных свойств металлоконструкции, в стационарных и нестационарных режимах нагружения; формирование динамических моделей и определение нагрузок в связях ГПМ, при рассмотрении совместной работы механизмов и металлоконструкции; уточнение НДС металлоконструкции при критических режимах работы механизмов; определение перераспределения динамических нагрузок между узлами и механизмами ГПМ. Работа подсистемы завершается подготовкой документов с результатами расчетов в виде динамических моделей, таблиц собственных частот, графиков изменения нагрузок в элементах ГПМ во времени, и др. Это позволит делать выводы о работоспособности ГПМ при возникновении критических нагрузок и является входной информацией для подсистемы RLBLTY.
Подсистема RLBLTY предназначена для решения следующих задач: формирование математических моделей, описывающих надежностные характеристики узлов и механизмов и всей ГПМ; математическое моделирование процессов нагружения узлов и механизмов ГПМ случайными нагрузками с учетом вероятностного характера изменения прочностных, жесткостных и других характеристик металлоконструкций; статистическая обработка результатов математического моделирования и получение надежностных оценок, характеризующих работоспособность узлов и механизмов; прогнозирование срока службы oi дельных узлов и механизмов.
Справочный материал, являющийся результатом работы RLBLTY, позволяет проектировать ГПМ с учетом надежностных характеристик и устанавливать обоснованные ресурсы работы ГПМ и ее отдельных частей.
Использование САПР ГПМ позволит проектировать инженерно и экономически оптимально обоснованные ГПМ, ускорить подготовку и выпуск проектно-конструкторской документации, повысить качество проектирования.
Разработку САПР ГПМ описанной структуры целесообразно вести поэтапно, отдельными подсистемами и модулями. Наиболее простой с точки зрения создания является подсистема проектирования механизмов PROEKT, которая должна охватывать весь спектр механизмов (передвижения, подъема, поворота, изменения вылета стрелы и т. д.). Наличие большого количества алгоритмов расчета отдельных механизмов и унификация оборудования позволяют разрабатывать типовые программные модули, которые могут быть использованы при проектных расчетах.
7.2. Подсистема проектирования механизмов
Подсистема проектирования механизмов грузоподъемных машин PROEKT является первой подсистемой, с которой начинает свою работу проектировщик. Структура подсистемы PROEKT (рис. 7.2) определяется составом решаемых задач. Назначение монитора аналогично функциям монитора всей системы.
Предварительный расчет (блок 2) обеспечивает определение основных параметров механизма (мощность электродвигателя, передаточное отношение механической передачи, тормозной момент, размеры основных элементов и узлов) и подбор унифицированного оборудования. При этом на различных этапах проектировщику предлагаю тся альтернативные вариан
ты тех или иных решений, что позволяет активно воздействовать на процесс проектирования с учетом особенностей производства и дальнейшей эксплуатации проектируемого изделия.
После определения основных составляющих механизма производится уточненный расчет (блок 3), который позволяет конструктору сопоставить расчетные характеристики с теми, которые необходимы для обеспечения работоспособное™ проектируемого механизма. При необходимости возможно изменить состав оборудования и произвести уточненный расчет.
Формирование компоновочных схем (блок 4) позволяет проектировщику на основании имеющегося у него состава унифицированного оборудования сформировать одну или несколько компоновочных схем. Формирование компоновочных схем может быть выполнено на базе теории графов, так как известный состав оборудования и имеющиеся у конструктора представления о их взаимном расположении дают возможность формализовать структурные связи, существующие в механизме, в виде графа связей. Затем имеющаяся библиотека параметрических моделей оборудования программно обрабатывается и на основании графа связей формируется компоновочная схема.
Подготовка текстовой документации (блок 5) ведется на основании данных, полученных в ходе проектирования, При этом цифровой материал преобразуется из кодов ЭВМ в
символьную форму и заносится в соответствующие разделы текста расчетно-пояснительной записки, который хранится на магнитных дисках. Обработка текста производится программно в автоматическом или полуавтоматическом режиме.
Оформление расчетно-пояснительной записки (РПЗ) с адекватным представлением хода проектирования и получением оригинальных текстов возможно при программной обработке текстов древовидной структуры. Основой, или «стволом», такого текста является образец наиболее общей расчетно-пояснительной записки. Каждая «ветвь» соответствует этапу проектирования или логическому решению, которое может быть принято конструктором. Отдельные «листья» представляют собой типовые тексты, отражающие возможные вариации в пределах одного этапа или логического решения. Типовые тексты готовятся заранее и заносятся на магнитные диски. При проектировании ГПМ в зависимости от решений, принимаемых конструктором, формируется вектор логических решений, который содержит информацию о последовательности обработки древовидного текста. Программа обработки формирует текст РПЗ, заносит в него результаты расчетов, формирует образы отдельных документов, передает их в архив на магнитный диск для дальнейшей обработки программой вывода.
На заключительном этапе (блок 6) текстовая и графическая документация выводится на твердый носитель (бумага, калька, микропленка и т.д.) через устройства вывода информации, чаще всего графопостроитель и автоматическое цифровое печатающее устройство (АЦПУ). При необходимости конструктор может использовать для вывода компоновочных схем и другие средства визуализации, например графический дисплей. Все результаты работы подсистемы PRO- ЕКТ (цифровые данные, текстовая и графическая информация) упорядоченно выводятся в архив на внешние носители (магнитные диски, магнитные ленты и т.д.), что позволяет использовать их при работе остальных подсистем САПР ГПМ.
Для пояснения возможной организации подсистемы автоматизированного проектирования механизмов ГПМ подробно рассмотрим работу программы автоматизированного проектирования механизма подъема мостового крана, которая является конкретной реализацией блока 1 (рис. 7.2).
Программа KRAN предназначена для выполнения предварительного проектного расчета механизма подъема мостового крана общего назначения. В табл. 7.1 приведено соответствие идентификаторов программы принятым обозначениям переменных и параметров гл. 2, где описан подробный алгоритм предварительного расчета.
T а б л и ца 7.1
Расстояние между наружными блоками, м
вНВР
А
Коэффициент режима работы для муфт
ЛЗ
Межосевое расстояние редуктора, м
AWW
Общая длина барабана, м
7-е
BBAR
Длина, м
гладкого среднего участка барабана
^0
BG
одного гладкого концевого участка барабана
/е
ВК
Минимальное расстояние от оси подвески до оси барабана, м
^Zmin6
BMJN
Длина одной нарезной части барабана, м
BN
Коэффициент запаса прочности каната
СК
К.П.Д.
механизма подъема
Пм
CPDM
полиспаста
Пп
CPDP
Диаметр, м
барабана по средней линии
Ло
DBAR
блока подвески по средней линии навиваемого каната
^бп
DB
уравнительного блока по средней линии навиваемого каната
D6„
DBL
Параметр
Обозначение Идентификатор
Параметр
Обозначение
Идентификатор
каната конструктивный
a
DC
каната минимальный
“mln
DK1
каната максимальный
^max
DK2
Максимальный крутящий момент двигателя. Нм
DMAX
Диаметр быстроходного вала редуктора, м
^вр
DVR
Коэффициент
EK
Маховой момент, Нм2
муфты
«^2)м
GD2M
ротора двигателя
(«У2)дй
GD2R
Вес груза, Н
Q
Q
Вес подвески, Н
Qn
QP
Кратность полиспаста
PN
Мощность двигателя, кВт:
необходимая
PST
номинальная
PSTN
Относительная продолжительность включения, %
nh
PW
Разрывное усилие каната, Н
sp
RK
Модуль открытой зубчатой передачи, мм
m
RMOD
Расчетное сечение каната, мм2
Fu
SK
Максимально-допустимая частота вращения муфт, об/с
^M.max
SKOMAX
Частота вращения вала двигателя, об/с
SKORD
Натяжение канатов. И
максимальное
SMAX
минимальное
SMiN
Шаг нарезки, мм
Г
Коэффициент запаса торможения
L
TK
Расчетный тормозной момент. Н ■ м
TT
Передаточное число
открытой зубчатой передачи
И0.л
COP
редуктора ГК
^ГК
U RED
Необходимое передаточное отношение механизма
UZP
Высота подъема груза, м
н
V
Скорость подъема груза, м/с
V
VG
Число
рабочих витков для навивки половины полной рабочей
длины каната
z
зубьев шестерни открытой зубчатой передачи
*1»
* ill
ZZ1
зубьев колеса открытой зубчатой передачи
#i
ZZ2
Программа написана на языке ФОРТРАН, имеет модульную структуру, совпадающую с основными проектными процедурами, обеспечена средствами организации диалога с пользователем с помощью пакета программ (ПП) DISPL и ориентирована на использование операционных систем реального времени (ОС РВ) или разделения функций (РАФОС) для СМ ЭВМ.
Программа работает следующим образом (рис. 7.3). В режиме диалога (программа DIAL) вводят грузоподъемность Q, скорость И высоту подъема груза Н, группу режима работы механизма. По этим данным определяют параметры и выбирают крюковую подвеску в программе VKR, а
затем находят необходимый грузозахватный орган (программа VPD). По нормам Госгортехнадзора определяются коэффициенты запаса для каждого из элементов механизма подъема (программа KZAP). Имеющаяся информация позволяет определить расчетные значения усилий в канатах (программа SMAXIN), сформировать запрос на поиск и подобрать необходимый канат (программа VKN). Геометрические размеры барабана и блоков определяются и корректируются программой RAZMB. Логические блоки 9 и 10 определяют потребность корректировки параметров подвески, изменения размеров барабана по различным условиям и дальнейший ход проектирования. Определив
RAZ Mg
Определение размера! грузйего барабана
VDV
г^
REDUKT
•IN—I5K0RW
Определение необходимой статической мощности электро двигателя
Выбор кмнобзга электродбиоателя
(кузеделение переда- тазнегз отношения механической передачи
Да
H^t?
Нет
Ди
I6K=t?
Нет
Возможно применение редуктора толы® — с открытой зубчатой передачей ?
VRD
Определение необходимости кпрректирсдки диаметра барабана
Необходима коррек
Выбор редуктора Ц7
ЦТ И
Требуется изменить параметры крнжобой пад/еаш ?
Производилась корректировка диаеетра барабана 7
Да
W^f?
Нет
IPL 27
*т
Рис. 7.3
Г Необходима карректи робка диаметра барабана ?
Нюбходимо изменить парамепеты крюко бой подкеки ?
Tpefijemco изменить параметры крмко- Лйтддеаш?
Тре^ется корректировка диаметра барабана ?
Определение нее&а- _ донка тармганко момента тормоза
Выбор крановых тормазо!
Выбор соединительных мунп
Оформление пакета райетно-паясныпель- ной записки
PROGRAM KRAN 0—.....—,i—■■
С ПРОГРАММА РАСЧЕТА МЕХАНИЗМА ПОДЪЕМА МОСТОВОГО КРАНА СОБЩЕГО НАЗНАЧЕНИЯ
С—«——I I —■—■■— ——.
DIMENSION BUFVPDf20),BUFVKR(20),BUFVKN(20),BUFVDV(20), #BUFVRD(20),BUFVTR(20),BUFVMF(20),IX(10),IY(10) С ВВОД ИСХОДНЫХ ДАННЫХ
CALL DIAL(Q,V,PW,VG,GRR) С С ВЫБОР КРЮКОВОЙ ПОДВЕСКИ 25 CALL VPDtQ.PW.PN^Kl.DKB.VP.A.QP.DB.AJ.PM.BUFVPD.IPOD)
JJ*0
С С ВЫБОР ГРУЗОЗАХВАТНОГО ОРГАНА CALL VKR(Q(QK,PW,BUFVKR,IWKR) С С ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЭФФИЦИЕНТОВ ЗАЛАСА РЕГЛАМЕНТИРОВАННЫХ ГОСГОРТЕХНАДЗОРОМ
CALL KZAP(PW,A3,CK,EK,TK) С с ОПРЕДЕЛЕНИЕ УСИЛИЙ В КАНАТЕ CALL SMAX.IN(Q,VP,PN,CPDP,CK,SMAX,SMIN,RK) С С ВЫБОР СТАЛЬНОГО КАНАТА
CALL VKNtRK.DC.SK.VK.DKi.DKS.BUFVKN.IWKN)
261Р1-0
С С ОПРЕДЕЛЕНИЕ ГЕОМЕТРИЧЕСКИХ РАЗМЕРОВ ГРУЗОВОГО БАРАБАНА CALL RAZMB(EK,V,PN.A,DC,DBAR.BMIN.BN.BK.BG.BBAR.DBL.VG, -SHORT,UZF,JJ,T,ZP,IP1,DBMIN,DBUtIN)
IF(IPl.EQ.i)G0T025 I ТРЕБУЕТСЯ ИЗМЕНИТЬ ПАРАМЕТРЫ ПОДВЕСКИ 1F(;J.EQ.1)GOTO150 IПРОИЗВОДИЛАСЬ КОРРЕКТИРОВКА РАЗМЕРОВ БАРАБАНА С С ОПРЕДЕЛЕНИЕ НЕОБХОДИМОЙ СТАТИЧЕСКОЙ МОЩНОСТИ ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ CALL ELDVIG(Q,VP,VG,PSIH) С ВЫБОР КРАНОВОГО ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ
CALL VDV(PSTN,PW,PSTISKORD,CPDD,TD!GD2R,VDVIG,TD1,TD2,BUFVDV, #1Ю) с С ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПЕРЕДАТОЧНОГО ОТНОШЕНИЯ МЕХАНИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ 150 Call REDUKT(SKORD,PN,VG,DBAR,UZP,UZPT) с ОПРЕДЕЛЕНИЕ НЕОБХОДИМОСТИ КОРРЕКТИРОВКИ РАЗМЕРОВ БАРАБАНА
CALI, SKORW(SKORD,UZP,JGK,JJ) TFIJ-T EQ.l) GOTO 26 I НЕОБХОДИМА КОРРЕКТИРОВКА БАРАБАНА IF(JGK.EQ.1)GOTO100 ! ВОЗМОЖНО ПРИМЕНЕНИЕ ТОЛЬКО РЕДУКТОРА ГК С ВЫБОР РЕДУКТОРА ТИПА Ц2, ЩИ
CALL VRD(PW,PST,UZP,UZPD,AW,PSR,V1,0M,DRN,SK0RD,JGK.DVR, #IP1,BUFVRD,IWR)
IF(IPl.EQ,l)G0T025 I НЕОБХОДИМА КОРРЕКТИРОВКА БАРАБАНА
IF(IPl.EQ.2)G0T028 ! НЕОБХОДИМО ИЗМЕНИТЬ ПАРАМЕТРЫ ПОДВЕСКИ
IF(IP1.EQ.3)GOTO40 ! НЕОБХОДИМ СПЕЦИАЛЬНЫЙ РЕДУКТОР GCT0121 Рис. 7.4
с
С ВЫВОД ИНФОРМАЦИОННОГО СООБЩЕНИЯ 100 CALL GASH
CALL FILRDRCKRAN.TXT',IX,IY,N)
CALL POSIT(IX(N),IY(N))
READ(B,22,ERR-100)IW
22 F0RMAT(A2)
CALL RAZP(IW.IPR)
IF(IPR.LT.0.)STOP
C
С ВЫБОР КРАНОВОГО РЕДУКТОРА ТИПА ГК, ОПРЕДЕЛЕНИЕ
С ПАРАМЕТРОВ ОТКРЫТОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ
40 CALL VRTGKtPW.PST.UZP.UZPD.SKORD.AW.ZZl.ZZS.UOP.URED.IP^OD.PR) IF(IP.EQ.l)G0T025 I ТРЕБУЕТСЯ ИЗМЕНИТЬ ПАРАМЕТРЫ ПОДВЕСКИ IF(IP,EQ.2)G0T026 ! ТРЕБУЕТСЯ КОРРЕКТИРОВКА БАРАБАНА G0T0121
С
С ОПРЕДЕЛЕНИЕ НЕОБХОДИМОГО ТОРМОЗНОГО МОМЕНТА ТОРМОЗА
121 CALL TORMOZ(Q,VP.DBAR.UZPjPN.IK.TT.TQlT.CPDM) С С ВЫБОР КРАНОВЫХ ТОРМОЗОВ
CALL VTR(TT,PW,BUFVTR,TTOR,IWT) С С ВЫБОР СОЕДИНИТЕЛЬНОЙ МУФТЫ
CALL VMF(TM,TD,SK0RD,DVR,A3,TMUF,SK0MAX,GD2,DMXX,AMUF, *BUFVMF,IWM)
С
С ФОРМИРОВАНИЕ РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНОЙ ЗАПИСКИ
STOP end Рис. 7.4. Продолжение
статическую мощность двигателя (программа ELDVIG) и подобрав электродвигатель (программа VDV), находят параметры для расчета передаточного отношения всего механизма (программа REDUKT) и выбирают редукторы различных типов (программы VRD, VRTGK). Логические блоки 15-16, 18-20 служат для принятия решения о ходе проектирования. В зависимости от условий они обеспечивают как возможность возврата на предыдущие, так и пропуск ряда проектных процедур.Программы TORMOZ и VTR определяют полный набор характеристик и выбор необходимого тормоза механизма, а программа VMF обеспечивает подбор муфт. В завершение происходит формирование текста расчетно- пояснительной записки (программа RPZ), который записыстатическую мощность двигателя (программа ELDVIG) и подобрав электродвигатель (программа VDV), находят параметры для расчета передаточного отношения всего механизма (программа REDUKT) и выбирают редукторы различных типов (программы VRD, VRTGK). Логические блоки 15-16, 18-20 служат для принятия решения о ходе проектирования. В зависимости от условий они обеспечивают как возможность возврата на предыдущие, так и пропуск ряда проектных процедур.Программы TORMOZ и VTR определяют полный набор характеристик и выбор необходимого тормоза механизма, а программа VMF обеспечивает подбор муфт. В завершение происходит формирование текста расчетно- пояснительной записки (программа RPZ), который записывается в архив на магнитный диск для последующего вывода на бумагу.Программа KRAN. текст которой приведен на рис. 7.4, ориентирована на непрофессионального пользователя, знающего основы проектирования ГПМ. Внутри большинства программных модулей (ПМ) имеются диалоги для информирования пользователя, принятия решений, изменения параметров узлов. Экраны диалога формируются на дисплее средствами ПП DISPL и имеют конкретную трактовку для каждого случая, как, например, KRAN. TXT (рис. 7.5). Режимы ввода-вывода информации ПМ для повышения надежности имеют защиту от ошибок пользователя.Модульный принцип построения программ позволяет дополнить их вновь разработанными, а также использовать ПМ, имеющие общий ха-вается в архив на магнитный диск для последующего вывода на бумагу.Программа KRAN. текст которой приведен на рис. 7.4, ориентирована на непрофессионального пользователя, знающего основы проектирования ГПМ. Внутри большинства программных модулей (ПМ) имеются диалоги для информирования пользователя, принятия решений, изменения параметров узлов. Экраны диалога формируются на дисплее средствами ПП DISPL и имеют конкретную трактовку для каждого случая, как, например, KRAN. TXT (рис. 7.5). Режимы ввода-вывода информации ПМ для повышения надежности имеют защиту от ошибок пользователя.Модульный принцип построения программ позволяет дополнить их вновь разработанными, а также использовать ПМ, имеющие общий ха-
статическую мощность двигателя (программа ELDVIG) и подобрав электродвигатель (программа VDV), находят параметры для расчета передаточного отношения всего механизма (программа REDUKT) и выбирают редукторы различных типов (программы VRD, VRTGK). Логические блоки 15-16, 18-20 служат для принятия решения о ходе проектирования. В зависимости от условий они обеспечивают как возможность возврата на предыдущие, так и пропуск ряда проектных процедур.
Программы TORMOZ и VTR определяют полный набор характеристик и выбор необходимого тормоза механизма, а программа VMF обеспечивает подбор муфт. В завершение происходит формирование текста расчетно- пояснительной записки (программа RPZ), который записы
статическую мощность двигателя (программа ELDVIG) и подобрав электродвигатель (программа VDV), находят параметры для расчета передаточного отношения всего механизма (программа REDUKT) и выбирают редукторы различных типов (программы VRD, VRTGK). Логические блоки 15-16, 18-20 служат для принятия решения о ходе проектирования. В зависимости от условий они обеспечивают как возможность возврата на предыдущие, так и пропуск ряда проектных процедур.
Программы TORMOZ и VTR определяют полный набор характеристик и выбор необходимого тормоза механизма, а программа VMF обеспечивает подбор муфт. В завершение происходит формирование текста расчетно- пояснительной записки (программа RPZ), который записы
вается в архив на магнитный диск для последующего вывода на бумагу.
Программа KRAN. текст которой приведен на рис. 7.4, ориентирована на непрофессионального пользователя, знающего основы проектирования ГПМ. Внутри большинства программных модулей (ПМ) имеются диалоги для информирования пользователя, принятия решений, изменения параметров узлов. Экраны диалога формируются на дисплее средствами ПП DISPL и имеют конкретную трактовку для каждого случая, как, например, KRAN. TXT (рис. 7.5). Режимы ввода-вывода информации ПМ для повышения надежности имеют защиту от ошибок пользователя.
Модульный принцип построения программ позволяет дополнить их вновь разработанными, а также использовать ПМ, имеющие общий ха-
вается в архив на магнитный диск для последующего вывода на бумагу.
Программа KRAN. текст которой приведен на рис. 7.4, ориентирована на непрофессионального пользователя, знающего основы проектирования ГПМ. Внутри большинства программных модулей (ПМ) имеются диалоги для информирования пользователя, принятия решений, изменения параметров узлов. Экраны диалога формируются на дисплее средствами ПП DISPL и имеют конкретную трактовку для каждого случая, как, например, KRAN. TXT (рис. 7.5). Режимы ввода-вывода информации ПМ для повышения надежности имеют защиту от ошибок пользователя.
Модульный принцип построения программ позволяет дополнить их вновь разработанными, а также использовать ПМ, имеющие общий ха-
01KRAN.TXT
55
19
#######****#*#*###*****#**####*##*##***##************ft###**#*#»#####*###
' НЕОБХОДИМОЕ ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ ВЕЛИКО ПРИ
' БОЛЬШОЙ ПЕРЕДАВАЕМОЙ МОЩНОСТИ, ПОЭТОМУ РЕДУКТОРЫ ТИПА
' Ц2 И ЦТН НЕ МОГУТ ПРИМЕНЯТЬСЯ. В ДАННЫХ УСЛОВИЯХ
'ЦЕЛЕСООБРАЗНО ПРИМЕНЕНИЕ РЕДУКТОРА ТИПА ГК, КОТОРЫЙ
ИМЕЕТ НА КОНЦЕ ТИХОХОДНОГО ВАЛА ШЕСТЕРНИ ДЛЯ ОТКРЫТОЙ
ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ.
'***»»######*»»*»*<**»*«»***#»»»*****•*#*#*#»**#«<#<##*###*##»###»###«
ВЫ СОГЛАСНЫ ПОСТАВИТЬ РЕДУКТОР ТИПА ГК?.. (ДА/НЕТ)...
Рис. 7.5
С
SUBROUTINE DIAL(Q,V,PW,VG,GRR)
С—— ———и
С с С с с с с с-С с С с с с с с-П/П ВВОДА ИСХОДНЫХ ДАННЫХ РАСЧЕТА
С с С с с с с с-
С с С с с с с с-
ВХОДНЫЕ ПАРАМЕТРЫ: НЕТ
ВЫХОДНЫЕ ПАРАМЕТРЫ: Q-BEC ГРУЗА, [Н] ;
V-ВЫООТА ПОДЪЕМА ГРУЗА, [М] ;
VG-СКОРОСТЬ ПОДЪЕМА ГРУЗА, [М/С] ;
PW-PEIHM РАБОТЫ, [ПВ*].
ВНЕШНИЕ ССЫЛКИ: GASH, W0D
DIMENSION IX(6),IY(6).PWST(e),Х(4)
DATA PWST/16.,1B,,16.,25,,40.,80./
С ВВОД ИСХОДНЫХ ДАННЫХ
CALL GASH
CALL W0D('DIAL.TXT',X,N)
Q-X(l)
VG-X(2)
V-X(3)
Q-Q*1000, I ПЕРЕВОД В [H]
GRR-X(4) IK-IFIX(X(4))
I ПЕРЕВОД В ПВ [ЯI ПЕРЕВОД В ПВ [ЯPW-PWST(IK) RETURN END
I ПЕРЕВОД В ПВ [Я
I ПЕРЕВОД В ПВ [Я
Рис.Рис.7.67.6
Рис.
Рис.
7.6
7.6
рактер (например подбор двигателей VDV, редукторов VRD и т. п.) при автоматизированном расчете других механизмов ГПМ.Подпрограмма DIAL (рис. 7.6) форрактер (например подбор двигателей VDV, редукторов VRD и т. п.) при автоматизированном расчете других механизмов ГПМ.Подпрограмма DIAL (рис. 7.6) формирует на видеотерминале запрос на ввод исходных данных для проектирования (рис. 7.7).Для определения расчетных параметров механизма подъема в про-мирует на видеотерминале запрос на ввод исходных данных для проектирования (рис. 7.7).Для определения расчетных параметров механизма подъема в про-
рактер (например подбор двигателей VDV, редукторов VRD и т. п.) при автоматизированном расчете других механизмов ГПМ.
Подпрограмма DIAL (рис. 7.6) фор
рактер (например подбор двигателей VDV, редукторов VRD и т. п.) при автоматизированном расчете других механизмов ГПМ.
Подпрограмма DIAL (рис. 7.6) фор
мирует на видеотерминале запрос на ввод исходных данных для проектирования (рис. 7.7).
Для определения расчетных параметров механизма подъема в про-
мирует на видеотерминале запрос на ввод исходных данных для проектирования (рис. 7.7).
Для определения расчетных параметров механизма подъема в про-
05DIAL.TXT
55 55 56 55 15
08 06 10 И 14
ПРОЕКТИРУЕТСЯ МЕХАНИЗМ ПОДЪЕМА МОСТОВОГО КРАНА ОБЩЕГО НАЗНАЧЕНИЯ
^Ч^Ч^Ч^Ч^Ч^Ч^Ч^Ч^Ч^Ч^Ч^^^^Т^Ч^Т^^^^Ч^Ч^^^^^^ч^^^^Ч^^^^' ^ч^ч^ч^ч^'^ч^ч^т^^^^Т^^Г^ч'^г^ч^^^^^^^^^^^^^Г^^^^т'^^^^^^^^^ч^ч^ч^ч^ч
'ВВЕДИТЕ ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ:
’ВЕС ПОДНИМАЕМОГО ГРУЗА, [КН]
'СКОРОСТЬ ПОДЪЕМА ГРУЗА, [М/С]
'ВЫСОТУ ПОДЪЕМА ГРУЗА, [М]
'ГРУППУ РЕЖИМА РАБОТЫ МЕХАНИЗМА
’(ПО ГОСТ 25835-83)
Рис. 7.7
Таблица 7.2
ИмяНазначение
Определение:
SMAXINминимального, максимального и разрывного усилийв канате
KZAPнормативных коэффициентов запаса прочности
ELDVIGнеобходимой статической мощности электродвигателя
REDUKTнеобходимого передаточного числа механизма
TORMOZнеобходимого тормозного момента на приводном валу механизма
RAZMBразмеров барабана и канатных блоков
RDBARОкругление диаметра барабана и блоков до стандартного ряда значений
грамме KRAN используется ряд подпрограмм (табл. 7.2).Принцип определения параметров механизма подъема соответствует методике, изложенной в гл. 2. Подпрограммы SMAXIN, KZAP, ELDVIG, REDUKT, TORMOZ не требуют дополнительных пояснений и приведены на рис. 7.8 ... 7.13.Подпрограмма RAZMB (рис. 7.14) предназначена для определения геометрических размеров барабана и блоков полиспаста с возможностью их корректировки, Корректировка размеров возможна путем изменения крат ности полиспаста, диаметра барабана, блоков и может быть выполнена по решению проектировщика как непосредственно по результатам работы подпрограммы (признак JJ = 0), так и вследствие изменившихся условий в вызывающей программе (признак JJ = I). Текст подпрограммы приведен на рис. 7.15, диалога- на рис. 7.16. Подпрограмма RBAR (рис. 7.17) выграмме KRAN используется ряд подпрограмм (табл. 7.2).Принцип определения параметров механизма подъема соответствует методике, изложенной в гл. 2. Подпрограммы SMAXIN, KZAP, ELDVIG, REDUKT, TORMOZ не требуют дополнительных пояснений и приведены на рис. 7.8 ... 7.13.Подпрограмма RAZMB (рис. 7.14) предназначена для определения геометрических размеров барабана и блоков полиспаста с возможностью их корректировки, Корректировка размеров возможна путем изменения крат ности полиспаста, диаметра барабана, блоков и может быть выполнена по решению проектировщика как непосредственно по результатам работы подпрограммы (признак JJ = 0), так и вследствие изменившихся условий в вызывающей программе (признак JJ = I). Текст подпрограммы приведен на рис. 7.15, диалога- на рис. 7.16. Подпрограмма RBAR (рис. 7.17) выполняет округление расчетного значения диаметра барабана до значений предпочтительного ряда в пределах 0,1... 1,0 м. Если диаметр барабана превышает 1,0 м, то его назначают исходя из конструктивных соображений.Для подбора оборудования и его характеристик применяют подпрограммы (табл. 7.3), основанные на логическом сравнении расчетных параметров со справочными характеристиками оборудования.Подбор оборудования выполняет^ ся подпрограммой PS (см. ниже), для которой готовится необходимая информация: формируется вектор запроса BUFIN, содержащий требуемые параметры оборудования; вектор типов оборудования BUFOBR, содержащий информацию о просматриваемых типах оборудования; векторы логики сравнения ILG, NUM.Схемы алгоритмов подпрограмм VKR, VKN, VRD, VDV, VTR, VMFполняет округление расчетного значения диаметра барабана до значений предпочтительного ряда в пределах 0,1... 1,0 м. Если диаметр барабана превышает 1,0 м, то его назначают исходя из конструктивных соображений.Для подбора оборудования и его характеристик применяют подпрограммы (табл. 7.3), основанные на логическом сравнении расчетных параметров со справочными характеристиками оборудования.Подбор оборудования выполняет^ ся подпрограммой PS (см. ниже), для которой готовится необходимая информация: формируется вектор запроса BUFIN, содержащий требуемые параметры оборудования; вектор типов оборудования BUFOBR, содержащий информацию о просматриваемых типах оборудования; векторы логики сравнения ILG, NUM.Схемы алгоритмов подпрограмм VKR, VKN, VRD, VDV, VTR, VMF
грамме KRAN используется ряд подпрограмм (табл. 7.2).
Принцип определения параметров механизма подъема соответствует методике, изложенной в гл. 2. Подпрограммы SMAXIN, KZAP, ELDVIG, REDUKT, TORMOZ не требуют дополнительных пояснений и приведены на рис. 7.8 ... 7.13.
Подпрограмма RAZMB (рис. 7.14) предназначена для определения геометрических размеров барабана и блоков полиспаста с возможностью их корректировки, Корректировка размеров возможна путем изменения крат ности полиспаста, диаметра барабана, блоков и может быть выполнена по решению проектировщика как непосредственно по результатам работы подпрограммы (признак JJ = 0), так и вследствие изменившихся условий в вызывающей программе (признак JJ = I). Текст подпрограммы приведен на рис. 7.15, диалога- на рис. 7.16. Подпрограмма RBAR (рис. 7.17) вы
грамме KRAN используется ряд подпрограмм (табл. 7.2).
Принцип определения параметров механизма подъема соответствует методике, изложенной в гл. 2. Подпрограммы SMAXIN, KZAP, ELDVIG, REDUKT, TORMOZ не требуют дополнительных пояснений и приведены на рис. 7.8 ... 7.13.
Подпрограмма RAZMB (рис. 7.14) предназначена для определения геометрических размеров барабана и блоков полиспаста с возможностью их корректировки, Корректировка размеров возможна путем изменения крат ности полиспаста, диаметра барабана, блоков и может быть выполнена по решению проектировщика как непосредственно по результатам работы подпрограммы (признак JJ = 0), так и вследствие изменившихся условий в вызывающей программе (признак JJ = I). Текст подпрограммы приведен на рис. 7.15, диалога- на рис. 7.16. Подпрограмма RBAR (рис. 7.17) вы
полняет округление расчетного значения диаметра барабана до значений предпочтительного ряда в пределах 0,1... 1,0 м. Если диаметр барабана превышает 1,0 м, то его назначают исходя из конструктивных соображений.
Для подбора оборудования и его характеристик применяют подпрограммы (табл. 7.3), основанные на логическом сравнении расчетных параметров со справочными характеристиками оборудования.
Подбор оборудования выполняет^ ся подпрограммой PS (см. ниже), для которой готовится необходимая информация: формируется вектор запроса BUFIN, содержащий требуемые параметры оборудования; вектор типов оборудования BUFOBR, содержащий информацию о просматриваемых типах оборудования; векторы логики сравнения ILG, NUM.
Схемы алгоритмов подпрограмм VKR, VKN, VRD, VDV, VTR, VMF
полняет округление расчетного значения диаметра барабана до значений предпочтительного ряда в пределах 0,1... 1,0 м. Если диаметр барабана превышает 1,0 м, то его назначают исходя из конструктивных соображений.
Для подбора оборудования и его характеристик применяют подпрограммы (табл. 7.3), основанные на логическом сравнении расчетных параметров со справочными характеристиками оборудования.
Подбор оборудования выполняет^ ся подпрограммой PS (см. ниже), для которой готовится необходимая информация: формируется вектор запроса BUFIN, содержащий требуемые параметры оборудования; вектор типов оборудования BUFOBR, содержащий информацию о просматриваемых типах оборудования; векторы логики сравнения ILG, NUM.
Схемы алгоритмов подпрограмм VKR, VKN, VRD, VDV, VTR, VMF
Название
Назначение
VKR VPD
VKN
VDV
VRD
VRTGK
VTR
VMF
Подбор:
грузозахватных органов
крановых крюковых подвесок грузоподъемностью 3,2...320 г
стальных канатов типа ЛК-РО, ТЛК-0
крановых электродвигателей МТН, MTF, MTKF, МТКН
редукторов типа Ц2, ЦТН
кранового редуктора типа ГК с открытой зубчатой передачей
крановых тормозов типа ТКТ, ТКП, ТКГ и ТКТГ
муфт типа М3, МЗП, МУВП
SUBROUTINE SMAXIN(Q,VP,PN,CPDP,CK,SMAX,SMIN,RK)
С11 ■ ■■■
С П/П ОПРЕДЕЛЕНИЯ УСИЛИЙ В КАНАТАХ ПОЛИСПАСТА
С ВХОДНЫЕ ПАРАМЕТРЫ: Q-BEC НОМИНАЛЬНОГО ГРУЗА, [Н] ;
СVP-ВЕС КРЮКОВОЙ ПОДВЕСКИ, [Н] ;
СPN -КРАТНОСТЬ ПОЛИСПАСТА ;
СCPDP-КПД ПОЛИСПАСТА ;
ССК-НОРМАТИВНЫЙ КОЭФФИЦИЕНТЗАПАСА.
С ВЫХОДНЫЕ ПАРАМЕТРЫ: ЗМАХ-МАКСИМАЛЬНОЕ НАТЯЖЕНИЕКАНАТА,[Н] ;
СSMIN-МИНИМАЛЬНОЕ НАТЯЖЕНИЕ КАНАТА, [Н] ;
СRK-ТРЕБУЕМОЕ РАЗРЫВНОЕ УСИЛИЕ КАНАТА, [Н].
С ВНЕШНИЕ ССЫЛКИ: GASH, FILRDR .VYVNUM
DIMENSION PAR(5)
CPDP-1.-(PN-1.)*0.02
SMAX-(Of VP)/(PN#2. *CPDP)
SMIN-( Q+VP)#CPDP/(2.*PN)
RK-CK#SMAX
С ВЫВОД РЕЗУЛЬТАТОВ РАСЧЕТА НА ЭКРАН ТЕРМИНАЛА
PAR(1)-CPDP
PAR(2)-3MAX
PAR(3)-SMIN
PAR(4)=RK
CALL VYVNUM('SMAX.TXT',PAR,IPR)
IF(IPR.EQ.1)STOP! ПРОДОЛЖАТЬ РАБОТУ?
RETURN
END Рис. 7.8
5SMAX.TXT
45 45 45 45 50
6 8 10 12 18 18
###*######*##*#######*#*#*#**#####***###***###**#*#***** РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЕТА УСИЛИЙ В КАНАТЕ:
####***##*###****############»##*#**###*##*#*#***#*#####
КЦД ПОЛИСПАСТА
МАКСИМАЛЬНОЕ УСИЛИЕ В КАНАТЕ, [HL.
МИНИМАЛЬНОЕ УСИЛИЕ В КАНАТЕ, [Н]...
ТРЕБУЕМОЕ РАЗРЫВНОЕ УСИЛИЕ, ЕН]... ЗАКОНЧИТЬ РАБОТУ ?
Рис. 7.9
с
SUBROUTINE KZAP(PW,A3,CK,EK,TK)
C-П-™--—— HI,— —I I—!—— I—I I— ■—.-■■—I..
С П/П ОПРЕДЕЛЕНИЯ КОЭФФИЦИЕНТОВ ЗАПАСА ПО НОРМАМ ГОСГОРТЕХНАДЗОРА
С ВХОДНЫЕ ПАРАМЕТРЫ: PW-PE8HM РАБОТЫ МЕХАНИЗМА, [ПВ*]
С ВЫХОДНЫЕ ПАРАМЕТРЫ:СК,ТК.ЕК,АЗ-НОРМАТИВНЫЕ КЛЭФФИЦИЕНТЫ ЗАПАСА
С-—— —- - г i——,.,—
DIMENSION P(4),X(4),Y(4),Z(4),R(4)
DATA Р/16.,26.,40.,80./
DATA X/l.6,1.76,2.0,2.5/
DATA Y/5.0,5.6,6.0,6.0/
DATA Z/20.0,26.0,30.,30./
DATA R/1,0,1.1,1.2,1.3/
DO 1 1-1.4x
L=I
IF(PW.EQ.P(I))G0T02'
CONTINUE\
CK-Y(L)
TK-X(L)
EK-Z(L)
A3*R(L)
RETURNУ
END
Рис. 7.10
SUBROUTINE ELDVIG(Q,QP,VG,PSTN)
С г --- —« ■—'" —■—
С ПРОГРАММА ОПРЕДЕЛЕНИЯ СТАТИЧЕСКОЙ МОЩНОСТИ ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ
С ВХОДНЫЕ ПАРАМЕТРЫ: Q-BEC НОМИНАЛЬНОГО ГРУЗА, СЮ;
СQP-BEC ПОДВЕСКИ, [Н);
СVG-СКОРОСТЪ ПОДЪЕМА, [М/С].
С ВЫХОДНЫЕ ПАРАМЕТРЫ: PSTN-СТАТИЧЕСКАЯ МОЩНОСТЬ ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ
С, [КВТ].
С ■' I - ■■1-1—.— I » I» П— И—, ■,. —I,.-
PSTN-(Q+OP)*VG/(0.85*1000.)
RETURN
END
Рис. 7.11
SUBROUTINE REDUKT{SKOHD,PN,VG,DBAR,UZP,UZPT)
C—..I-
С П/П ОПРЕДЕЛЕНИЯ ПЕРЕДАТОЧНОГО ЧИСЛА РЕДУКТОРА
С ВХОДНЫЕ ПАРАМЕТРЫ:SKORD-4ACTOTA ВРАЩЕНИЯ ВАЛА ДВИГАТЕЛЯ, [ОБ/МИН] ;
СPN-КРАТНОСТЪ ПОЛИСПАСТА ;
СVG-СКОРОСТЬ ПОДЪЕМА, [М/С];
СDBAR-ДИАМЕТР БАРАБАНА, [М];
С ВЫХОДНЫЕ ПАРАМЕТРЫ:UZP-HEOBXOДИМОЕ ПЕРЕДАТОЧНОЕ ОТНОШЕНИЕ С—....■■—■■■—■■■„■ „„, , — .
PI-3.14158
UZP-PI#3KORD«DBAR/(PN#VG#80.)
UZPT-UZP
WRITE(8,5) UZP
5 FORMAT(10X,’ПЕРЕДАТОЧНОЕ ОТНОШЕНИЕ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ*,
#' UZP-’,F10.4) RETURN END
Рис. 7.12
SUBROUTINE TORMOZ(Q,VP,DEAR,UZPD,PN,TK, 17,TQ1T,CPDM)
С П/П ОПРЕДЕЛЕНИЯ НЕОБХОДИМОГО ТОРМОЗНОГО МОМЕНТА ТОРМОЗА
С ВХОДНЫЕ ПАРАМЕТРЫ;Q-BEC ПОДНИМАЕМОГО ГРУЗА, [Н] ;
СVP-ВЕС ПОДВЕСКИ, [Н] ;
СDBAR-ДИАМЕГР БАРАБАНА, [М] ;
СUZPD-ПЕРЕДАТОЧНОЕ ОТНОШЕНИЕ ;
СТК-КОЭФФИЦИЕНТ ЗАПАСА ТОРМОВЕНИЯ ;
СFN-КРАТНОСТЬ ПОЛИСПАСТА.
С ВЫХОДНЫЕ ПАРАМЕТРЫ;ТТ-Т0РМ03Н0й МОМЕНТ, [HwM] ;
СTQ1T-MOMEHT НА ПЕРВОМ ВАЛУ, [Н»М] ;
СCPDM-КПД МЕХАНИЗМА ПОДЕШМА .
C^B^^OBBBBBMMMBiai^^MHMMMH^MW^WBoettiMMHMHWW^KiBBawsvssavBaKaKM
СРММ,8Б
TQlT.(Q+VP)#CPDM#DBAR/(2.#UZPD*PN)
TT-TK#TQ1T
RETURN
END
Рис. 7.13
вычимыие
Рис. 7.14
идентичны (рис. 7.18). Подпрограммы VPD и VRTGK содержат диалог для формирования и корректировки вектора запроса и имеют незначительные отличия.
В каждой из подпрограмм выполняется поиск нескольких типов оборудования, указанных в векторе BUFOBR и хранящихся в байке данных (БД). Логика выбора оборудования во всех подпрограммах аналогична условиям выбора, оговоренным в гл. 2. Необходимая информация (до 20 значений) о каждом из типов подобранного оборудования содержится в элементах вектора BUFOUT. Всего в векторе может храниться информация о пяти типах оборудования: о первом
типе-с BUFOUT (1) до BUFOUT (20), втором-с BUFOUT (21) до BUFOUT (40) и т.д. Если какой-либо тип оборудования не найден, то в элемент BUFOUT (К), К = I, 21, 41, 61, 81 соответствующей части вектора записывается признак — 1.
Для выбора конкретного типа оборудования в режиме диалога служит подпрограмма VUBOR (рис. 7.19). Подпрограмма VUBOR формирует на дисплее диалог, выводит из массива PAR необходимую информацию о параметрах оборудования, удаляет подпрограммой CLEAR с экрана тип оборудования, который не подошел по условиям запроса, и обеспечивает выбор альтернативного решения. Информация о выбранной единице оборудования заносится в массив BUFVB (20). Текст подпрограммы приведен на рис. 7.20, Экран диалога должен содержаться в файле с именем, хранящимся в переменной FILNAM, и приводится при описании соответствующей подпрограммы поиска оборудования.
В подпрограмме VKR (рис. 7.21, 7.22) запрос содержит информацию для поиска одно- и двурогого (кованого или пластинчатого) крюка по заданной грузоподъемности Q и режиму работы в соответствии с ГОСТ 6627-74, 6628-73, 6619-75.
Подпрограмма VPD (рис. 7.23, 7.24) выполняет поиск крюковых подвесок по грузоподъемности Q и режиму ра- боты-данные ОСТ 24.191.08-81 и нормы ПО «Сибтяжмаш». Справочные данные приведены в Приложении I.
Подпрограмма VKN (рис. 7.25, 7.26) формирует запрос для/ поиска стальных канатов с органическим и металлическим сердечником по заданному разрывному усилию RK и возможным пределам изменения диаметра каната DK1 (минимальный) и DK2 (максимальный). Поиск ведется по ГОСТ 2668-80, 3079-80, 7668-80, 3077-80. 7669-80. Условие выбора каната описано в гл. 2, справочные данные приведены в Приложении 2.
Подпрограмма VDV (рис. 7.27, 7.28) обеспечивает выбор крановых двигателей типа МТН, MTF, МТКН,
с- с с с с с с с с с с с с с с с с с с с с с с=с- с с с с с с с с с с с с с с с с с с с с с с=
с- с с с с с с с с с с с с с с с с с с с с с с=
с- с с с с с с с с с с с с с с с с с с с с с с=
SUBROUTINE RAZMBtEK.V.PN.A.DC.DBAR.BMIN.BN.BK.BG.BBAR.DBL.VG,
#SKORD,UZP,JJ,Т,ZP,IP1,DBMIN,DBLMIN)
П/П ОПРЕДЕЛЕНИЯ ОСНОВНЫХ РАЗМЕРОВ БАРАБАНА
ВХОДНЫЕ ПАРАМЕТРЫ: ЕН-КОЭМИЦИЕНТ, РЕГЛАМЕНТИРОВАННЫЙ НОРМАМИ ГОСГОРТЕХНАДЗОРА ;
V-ВЫСОТА ПОДЪЕМА, [М] ;
PN-КРАТНОСТЬ ПОЛИСПАСТА ;
А-РАССТОЯНИЕ МЕЖДУ НАРУЖНЫМИ БЛОКАМИ
ПОДВЕСКИ, [М] ;
DC-ДИАМЕТР КАНАТА, [М] .
ВЫХОДНЫЕ ПАРАМЕТРЫ: DBAR-ДИАМЕГР БАРАБАНА, [М] ;
BMIN-МИНИМАЛЬНОЕ РАССТОЯНИЕ МЕЖДУ ОСЬЮ ВЕРХНИХ
БЛОКОВ И ОСЬЮ БЛОКОВ КРЮКОВОЙ ПОДВЕСКИ
VG-СКОРОСТЬ ПОДЪЕМА, [М/С] ;
BN-ДЛИНА НАРЕЗНОЙ ЧАСТИ БАРАБАНА, [М] ;
JJ -ПРИЗНАК КОРРЕКТИРОВКИ БАРАБАНА ;
UZP-ПЕРЕДАТОЧНОЕ ОТНОШЕНИЕ ;
ВК-ДЛИНА КОНЦЕВОЙ ЧАСТИ БАРАБАНА, [М] ;
SKORD-4ACTOTA ВРАЩЕНИЯ ВАЛА ЭЛЕКТРО
ДВИГАТЕЛЯ, [ОБ/МИН] ;
BG-ДЛИНА ГЛАДКОЙ ЧАСТИ БАРАБАНА, [М] ;
BBAR-СУММАРНАЯ ДЛИНА БАРАБАНА, [М] .
ВНЕШНИЕ ССЫЛКИ: POSIT,GASH,FILRDR,ASSIGN,CLOSE,W0D,VYV0D
DIMENSION PAR(5) DATA KL/0/ KL=KL+1 f СЧЕТЧИК ОБРАЩЕНИЯ К ПОДПРОГРАММЕ IF(JJ.EQ.0)GOTO 2 С КОРРЕКТИРОВКА РАЗМЕРОВ БАРАБАНА
DBAR*UZP*PN*VG*120./(3.14159*SK0RD) GOTO 6 2 DBMIN-0.85*DC#EK ’ ДИАМЕТР БАРАБАНА DBAR-DBMIN RAZ-DBAR
CALL RBAR(RA2,DBAR) ! ОКРУГЛЕНИЕ ПО РЯДУ ПРЕДПОЧТИТЕЛЬНЫХ DBAR-RAZf ЧИСЕЛ
6 'CONTINUE DBLMIN -DC*EK fДИАМЕТР БЛОКА DBL-DBLMIN
200PI-3.14158
ZP-(V#PN)/(PI*DBAR)I ЧИСЛО НАРЕЗОК T-DC+0.0031ШАГ НАРЕЗКИ
BN-T#(ZP+4.5)! ДЛИНА НАРЕЗНОЙ ЧАСТИ
BK-4.#DC1 ДЛИНА ОДНОГО ГЛАДКОГОКОНЦЕВОГО УЧАСТКА
BMIN-3.#DBAR BG-AI ДЛИНА ГЛАДКОЙ ЧАСТИ
BBAR-2,*BN+2,*BK+BG ! ДЛИНА БАРАБАНА IF(JJ.EQ.l) RETURN PAR(1)-DBAR PAR(2)-DBL PAR(3)-EN
Рис. 7.15
PAR(4)=BK
FAR(5)=BBAR
21 CALL VYVNUMCRAZMB.TXT',PAR,IPR)
IF(KL.EQ.1)DBMI№=DBAR
IF(KL.EQ.1)DBLMIN-DBL
IF(IPR.GE,0)GOTO22
CALL VYV0D(2,13,'ХОТИТЕ ИЗМЕНИТЬ КРАТНОСТЬ ПОЛИСПАСТА ?',38)
CALL P0SIT(45,14)
READ(6,20,ERR-21)IW
20FORMAT(A2)
CALL RA2P(IW,IFR)
IF(IPR.GE.0)IP1-1 IFUPl.EQ.l ЖЕТОНЫ RETURN
22 CALL CLEAR(1,71,13,17)
CALL VYVOD(3,13,'ВВЕДИТЕ ДИАМЕТР БАРАБАНА ...’,27)
CALL P0SIT(35,14)
READ(6,*,ERR=-22)DBAR
24 CALL VYVOD(10,15,'ВВЕДИТЕ ДИАМЕТР БЛОКА...*,24)
CALL P0SIT(35,16)
READ(6,*,ERR-23)DBL
GOTO 200
23 CALL CLEAR(4,70,15,18)
GOTO 24 END
P и c. 7.15. Продолжение
8 81 88 81 8RAZMB.TXT
8 81 8
8 81 8
55 55 55 55 55
07 08 08 10 13
a******#*#*************####*#**»**###**##**##**#*##******###
'РАЗМЕРЫ БАРАБАНА И БЛОКА :
‘ МЫ.ы. м МММ ММХМММММММХМММММММ “ и им и мМы м к мм м ииммыыыыыммМм ы м мм мм
ДИАМЕТР БАРАБАНА, M
ДИАМЕТР БЛОКА, М. .
ДЛИНА НАРЕЗНОЙ ЧАСТИ БАРАБАНА, М....
ДЛИНА ГЛАДКОГО КОНЦЕВОГО УЧАСТКА, М
ДЛИНА БАРАБАНА, М
ХОТИТЕ ВЫ ИЗМЕНИТЬ ДИАМЕТРЫ БЛОКА, БАРАБАНА ?....
Рис, 7.16
C -
С П/П ОКРУГЛЕНИЯ РАЗМЕРОВ БАРАБАНА ПО РЯДУ ПРЕДПОЧТИТЕЛЬНЫХ ЧИСЕЛ
С ВХОДНЫЕ ПАРАМЕТРЫ: DBAR-ДИАМЕТР БАРАБАНА, [М]
С ВЫХОДНЫЕ ПАРАМЕТРЫ: RAZ-ОКРУГЛЕННОЕ ЗНАЧЕНИЕ ДИАМЕТРА БАРАБАНА
С ". । -и ।... —— . „—„
DIMENSION Х(13)
DATA Х/0.16,0.2,0.25,0.32,0.4,0.45,0.5,0.56,0.63,0.71,
*0.8,0.9,1.0/
DO 2 1=1,13
К=1
IF(RAZ.LE.Xtl))
GOTO 1
2
CONTINUE
RETURN
1
RAZ=X(K)
RETURN
END
Рис. 7.17
1
i-6i-6г-2—“Передача ис-ходных дан-ных BUF0UTFILNAM, PARKOIг-2—“Передача ис-ходных дан-ных BUF0UTFILNAM, PARKOIДО 2Ь1, KOIДО 2Ь1, KOIРис. 7.18Рис. 7.18
i-6
i-6
г-2—“
Передача ис-ходных дан-ных BUF0UT
FILNAM, PARKOI
г-2—“
Передача ис-ходных дан-ных BUF0UT
FILNAM, PARKOI
ДО 2Ь1, KOI
ДО 2Ь1, KOI
Рис. 7.18
Рис. 7.18
МУКЕ но необходимому значению статической мощности двигателя PSTN и режиму работы. Выбор ведется по справочным данным [12].
Подпрограмма VRD (рис. 7.29... 7.30) выбирает редукторы крановые типа Ц2 и ЦТН но передаваемой мощности PST, необходимому передаточному о тношению механизма UZP, режиму работы и максимальной частоте вращения вала двигателя SKORD. Справочные данные приведены в Приложении 5.
Если редуктор типа Ц2 и ЦТН не удается подобрать, то либо предлагается продолжить проектирование с применением редуктора типа ГК и открытой зубчатой передачи (признак IPI = 3), либо изменить конструктивные особенности ранее выбранного оборудования (признак IPI — 1,2).
Подпрограмма VRTGK (рис. 7.31, 7.32) имеет несколько более сложную логику выбора редуктора, которая учи тывает возможные пределы изменения передаточного числа открытой зубчатой передачи.
Подпрограмма VTR (рис. 7.33, 7.34) подбирает необходимый тормоз типа ТКТ, ТКН, ТКГ, ТКТГ по заданному тормозному моменту ТТ и режиму работы. Справочные данные приведены в Приложении 7. Подпрограмма VMF (рис. 7.35, 7.36) предназначена для выбора муфт типа М3, МЗП, МУВП но крутящему моменту
г2-—1
Передача исходных данных и&
Вызывающейпрограммы
-31—
Формирование Векторов запроса
г* —
Подбор оборудования 8 БД
^51
Заполнение массива параметров
Выбор необходимого типа оборудования
SUBROUTINE VUBOR(BUFOUT,BUFVB,FILNAM,PAR,KOL,IW) C ,, ■— ,
С П/П ОСУЩЕСТВЛЯЕТ ВЫБОР ОДНОГО ИЗ ПЯТИ (И МЕНЕЕ) ТИПОВ С ОБОРУДОВАНИЯ ИНФОРМАЦИЯ О КОТОРЫХ НАХОДИТСЯ В МАССИВЕ С BUFOUT(100) ПО ЖЕЛАНИЮ ПОЛЬЗОВАТЕЛЯ. ИНФОРМАЦИЯ О С ВЫБРАННОМ ТИПЕ ЗАПИСЫВАЕТСЯ В МАССИВ BUFVB(20) С ВХОДНЫЕ ПАРАМЕТРЫ: BUFOUT-БУФЕР ВВОДА ; СFILNAM-ИМЯ ТЕКСТОВОГО ФАЙЛА ФОРМИРУЮЩЕГО ЭКРАН
СДИАЛОГА ;
СPAR-МАССИВ ПАРАМЕТРОВ ВЫВОДИМЫХ НА ЭКРАН ;
СКОЬ-КОЛИЧЕСТВО ОБОРУДОВАНИЯ.
С ВЫХОДНЫЕ ПАРАМЕТРЫ: BUFVB-БУФЕР ВЫХОДНОЙ ИНФОРМАЦИИ ; СIW-HOMEP ВЫБРАННОГО ТИПА В СООТВЕТСТВИИ
СС ТЕКСТОВЫМ ФАЙЛОМ FILNAM .
СВНЕШНИЕ ССЫЛКИ: ASSIGN, CLOSE, POSIT, GASH, ZAB
C™— ,,.,..—-^-
DIMENSION BUFOUTt100),BUFVB(20),IPRK5),PAR(5),IX(24),IY(24) REAL#8 FILNAM K=0 DO 1 1=1,100,20! ФОРМИРОВАНИЕ МАССИВА IPRI(5),
IPRI(K+1)=1 I С0ДЕР1АЩЕГ0 ПРИЗНАКИ ОЧИСТКИ СТРОКИ IF(BUFOUT(I).EQ.-l.)IPRI(K+i)=0 I ЕСЛИ -1 ЗАБОЙ ДАННОЙ СТРОКИ К=К+1
CONTINUE
10CALL GASH! НАЧАЛО ВЫВОДА ИНФОРМАЦИОННОГО ТЕКСТА
CALL FILRDR(FILNAM,IX,IY,NX)
N=8 ! ВЫВОД ПАРАМЕТРОВ НАЧИНАЕТСЯ С 8 СТРОКИ ЭКРАНА
DO 2 1=1,KOL
CALL POSIT(IX(I),IY(D)
WRITE(6,*)PAR(I)
IF{IPRI(I).EQ,0)CALL CLEARU ,72,IY(I),IY(D)
CONTINUE
CALL POSIT(IX(NX),IY(NX))!
READ(8,*,ERR=10)IW С ЗАПОЛНЕНИЕ ВЫХОДНОГО МАССИВА ДАННЫХ N=(IW-1)*20 DO 3 1=1,20 BUFVB(I)=BUFOUT(N+I)
CONTINUE RETURN END
Рис. 7.2П
SUBROUTINE VKR(Q,QK,PW,BUFVB,IWW) c--- ■—...-, ,
С П/П ОСУЩЕСТВЛЯЕТ ВЫБОР КРАНОВЫХ КРЮКОВ С ВХОДНЫЕ ПАРАМЕТРЫ: Q-BEC ГРУЗА, [Н] ; СPW-РЕЖИМ РАБОТЫ, [%] .
С ВЫХОДНЫЕ ПАРАМЕТРЫ: BUFVB(20)-СПРАВОЧНАЯ ИНФОРМАЦИЯ О КРЮКЕ С ВНЕШНИЕ ССЫЛКИ: PS, VUBOR С^Т-гт—^-т■ , -ГТ1, ...„ ■
DIMENSION BUFINC10),BUFOUT(60),BUFVB(20),PAR(3) *.NUM(10),ILG(10),BUFOBR(5) С ФОРМИРОВАНИЕ ВЕКТОРА ЗАПРОСА
DATA W=c',9*' V
DATA BUFW./16627',’6628','6619’,2*'7
NUM(1)=2
IF((PW-25.).GT.0.)NUM(1)=3 IF((PW-25.).LT.0.)NUM(1)-1 BUFIN(1)=Q K-NUM(l) C
CALL PS(BUFOBR,BUFIN,'VKR.TAB',ILG,NUM,BUFOUT) C С ЗАПОЛНЕНИЕ МАССИВА ПАРАМЕТРОВ (PAR), ВЫВОДИМЫХ НА ЭКРАН КК=0 DO 40 1=1,3 PAR(I)=BUFOUT(K+KK)
40 КК-КК+20
CALL VUBOR(BUFOUT,BUFVB,'VKR.TXT'.PAR,3.IWW) QK=PAR(IW) RETURN END
Рис. 7.21
VKR.TXT
45 45 45 45 8 10 12 19
#*#**#***#****##*#####**»#***#***«##*##**##*********#**#*****#*#*****
* ИЗ ПРЕДЛОЖЕННЫХ ТИПОВ КРЮКОВ ВЫБЕРЕТЕ НУЖНЫЙ ВАМ ТИП:*
#»########*#*###**#**#*#####*#*#####■##*#********###****##****#*****#* * НАИМЕНОВАНИЕ КРЮКА# ВЕС ПОДНИМАЕМОГО #
*# ГРУЗА [Н]*
it****###**************#******#*#**#*****-**#************#***#*****#*#* 1. КРЮК ОДНОРОГИЙ КОВАНЫЙ ГОСТ 6827-74 2. КРЮК ДВУРОГИЙ КОВАНЫЙ ГОСТ 6628-73 3. КРЮК ДВУРОГИЙ ПЛАСТИНЧАТЫЙ ГОСТ 6619-75
ВВЕДИТЕ ПРИЗНАК КРЮКА
Ри-;. 7.22
SUBROUTINE VPDIQ.PW.PN.DKl.DKS.VP.A.QP.DB.AJ.PM.BUFOUT.IPOD)
С П/П ВЫБОРА УНИФИЦИРОВАННЫХ КРАНОВЫХ КРЮКОВЫХ ПОДВЕСОК С ВХОДНЫЕ ПАРАМЕТРЫ: Q-НОМИНАЛЬНЫЙ ВЕС ГРУЗА, [Н] ;
С С С с с с с с с с сС С С с с с с с с с сPW-РЕКИМ РАБОТЫ, СПВ%].
С С С с с с с с с с с
С С С с с с с с с с с
ВЫХОДНЫЕ ПАРАМЕТРЫ: PN-KPATHOCTb ПОЛИСПАСТА ;
DK1.DK2 МИНИМАЛЬНЫЙ И МАКСИМАЛЬНЫЙ ДИАМЕТРЫ
КАНАТА ДЛЯ ДАННОЙ ПОДВЕСКИ, [М] ;
VP-ВЕС ПОДВЕСКИ, [Н] ;
QP-BEC ПОДНИМАЕМОГО ГРУЗА, [Н] ;
А-РАССТОЯНИЕ МЕЖДУ НАРУЖНЫМИ БЛОКАМИ [М] ;
DB-ДИАМЕТР БЛОКОВ, [М] ;
AJ-ПРИЗНАК ТИПА ПОДВЕСКИ .
ВНЕШНИЕ ССЫЛКИ: GASH, POSIT, FILRDR, ASSIGN, CLOSE, PS, WOD,VYVOD
DIMENSION BUFIN(10),BUFOUT(20),BUFVB(10),BUF0BR(5),ILG(10), #NUM(10),IX(7),IY(7) С ФОРМИРОВАНИЕ ВЕКТОРА ЗАПРОСА
DATA BUF0BR/’2419,,4*'7
DATA ILG/'=<*,9*' V
DATA NUM/1,9#0/
С ВЫВОД ИНФОРМАЦИОННОГО ТЕКСТА 8 CALL WOD(’VPD1.TXT',X,N)
IPOD-IFIX(X)
IF(IPOD.EQ.l) GOTO 100
12 CALL VYV0D(5,13,*ЗАДАЙТЕ КРАТНОСТЬ ПОЛИСПАСТА i ',31)
CALL P0SIT(35,14)
READ(8,#,ERR=10)PN GOTO 11
10CALL CLEAR(1,60,13,17)
GOTO 12
11VP=0.05*Q
DKM. DK2-100. RETURN
100 CONTINUE
BUFINUM
CALL PS(BUFOBR,BUFIN,*VPD.TAB*,ILG,NUM,BUFOUT) K=8
IF((PW-40.).LT.0.)K-7
IF((PW-40.),GT.0,)K=8
VP=BUFOUT(K)
D&=BUF0UT(K+3)
С ВЫВОД НА ЭКРАН ПАРАМЕТРОВ ПОДВЕСКИ 21 CALL GASH
CALL FILRDRt'VPD.TXT*,IX,IY.N)
DO 3 1=1,N-4
CALL POSIT(IX(I),IY(I))
WRITE(6,#)BUF0UT(I) 3 CONTINUE
CALL POSIT(IX(N-3),IY(N-3))
Рис. 7.23
WRITE(6,*)VP
CALL P0SIT(IX(N-2),IY(N-2))
WRITE(6,*)DB
PN=BUF0UT(2)
IF(BUF0UT(6).EQ.0.)CALL VYV0D(45,14,'УКОРОЧЕННАЯ',11)
IF(BUFOUT(6).NE.0.)CALL VYVOD(45,14,'НОРМАЛЬНАЯ',10)
CALL P0SIT(45,18)
READ(6,20,ERR=21)IW
2020F0RMAT(A2)
20
20
CALL RAZP(IW,IPR) IF(IPR.LT.0)GOTO 8 DK1=BUFOUT(3) DK2=BUF0UT(4) A=BUF0UT(5) AJ=BUF0UT(6) QP=BUFOUT(1) nn ,
Рис. 7.23. Продолжение
RETURN
END
02VPD1.TXT
45 10 11 11
******************************************************************** 'ВЫ МОЖЕТЕ ВЫБРАТЬ ПОДВЕСКУ ПО ОСТ
' ИЛИ ЗАДАТЬ КРАТНОСТЬ ПОЛИСПАСТА И ПРОДОЛЖИТЬ РАБОТУ *ВЕЗ ВЫБОРА ПОДВЕСКИ
*********ft*********************************************************
*1. ВЫБИРАЕТСЯ УНИФИЦИРОВАННАЯ ПОДВЕСКА
'2. ЗАДАЕТСЯ КРАТНОСТЬ ПОЛИСПАСТА
'ВВЕДИТЕ НУЖНЫЙ ВАМ НОМЕР
09VPD.TXT
45 45 45 45 45 45 45 45 45
06 07 08 09 10 И 12 13 19
***************************************************************
'ВАМ ПОДХОДИТ КРАНОВАЯ ПОДВЕСКА
'ИМЕЮЩАЯ СЛЕДУЮЩИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ:
****************************************************************
' I. ВЕС ПОДНИМАЕМОГО ГРУЗА,Н.
'2. КРАТНОСТЬ ПОЛИСПАСТА
'3. МИНИМАЛЬНЫЙ ДИАМЕТР КАНАТА,М
’4. МАКСИМАЛЬНЫЙ ДИАМЕТР КАНАТА,М
*5. РАССТОЯНИЕ МЕЖДУ НАРУЖНЫМИ БЛОКАМИ,М...
'6. ВЕС ПОДВЕСКИ,Н
*7, ДИАМЕТР БЛОКОВ,М
'8. ТИП ПОДВЕСКИ
Рис. 7.24' ВАС УСТРАИВАЕТ ЭТА ПОДВЕСКА ?
SUBROUTINE VKN(RK,DC,SK,VK,DK1,DK2,BUFVB,IWW)
Cт- ■■-■-, ■- .
С П/П ВЫБОРА УНИФИЦИРОВАННЫХ СТАЛЬНЫХ КАНАТОВ
С ВХОДНЫЕ ПАРАМЕТРЫ: RK-РАЗРЫВНОЕ УСИЛИЕ КАНАТА ,[Н] ;
СDK1-МИНИМАЛЬНЫЙ ДИАМЕТР КАНАТА ,[М] ;
СВК2-МАКСИМАЛЬНЫЙ ДИАМЕТР КАНАТА ,[М] .
С ВЫХОДНЫЕ ПАРАМЕТРЫ: DC-ДИАМЕТР КАНАТА, [М] ;
СVK-ЛИНЕЙНАЯ МАССА КАНАТА ,[КГ] ;
СЗК-РАСЧЕТНОЕ СЕЧЕНИЕ, [М*#2] .
С ВНЕШНИЕ ССЫЛКИ: PS.VYBOR
С—го===== =
DIMENSION BUFINt10),BUFOUT(100),BUFVB(20),PAR(5),BUF0BR(5)
*,ILG(10),NUM(10)
С ФОРМИРОВАНИЕ ВЕКТОРА ЗАПРОСА
DATA ILG/7*' 7
DATA NUM/1,2,1,7*0/
DATA BUFOBR/'26681, '3079', '7688', '3077', '7689 7
BUFIN(1)=DK2
BUFIN(3)=DK1
BUFIN(2)=RK
CALL PS(BUFOBR,BUFIN,'VKN.TAB'tILG,NUM,BUFOUT)
С ЗАПОЛНЕНИЕ МАССИВА ПАРАМЕТРОВ, ВЫВОДИМЫХ НА ЭКРАН
PAR(1)=BUFOUT(1)
PAR(2)»BUF0UT(21)
PAR(3)=BUF0UT(41)
PAR(4)-BUF0UT(61)
PAR(5)=BUF0UT(8i)
CALL VUBOR(BUFOUT,BUFVB,'VKN.TXT',PAR,5,IWW)
DOBUFVB(l)
С ПАРАМЕТРЫ SK.VK И Т.Д., ЕСЛИ ЭТО НЕОБХОДИМО ,
С ЗАПОЛНЯЮТСЯ ИЗ МАССИВА BUFVB (СПРАВЕДЛИВО И ДЛЯ
С ДРУГИХ ПОДПРОГРАММ)
RETURN
END
Рис. 7.25
8
45 45 45 45 45 45
8 10 12 14 16 21
**#*********#********«#*****#*»#**###*******#*#*****#******#*******»*
ИЗ ПРЕДЛОЖЕННЫХ ТИПОВ КАНАТОВ ВЫБЕРИТЕ НУЖНЫЙ ВАМ ТИП .
н#******»»»*»**#*»#**»#*************************#********-************
*НАИМЕНОВАНИЕ КАНАТА* ДИАМЕТР КАНАТА, М *
*********************************************************************
КАНАТ ЛК-Р 6*19+1 О.С ГОСТ 2688-80
КАНАТ ТЛК-0 6*37+1 О.С ГОСТ 3079-80
КАНАТ ЛК-РО 6*36+1 О.С ГОСТ 7668-80
КАНАТ ТЛК-0 6*19+1 О.С ГОСТ 3077-80
КАНАТ ЛК-РО 6*36+7*7 ГОСТ 7689-80 ВВЕДИТЕ ПРИЗНАК КАНАТА
Рис. 7.26
SUBROUTINE VDV(PSTN,PW,PST,SK0RD,CPDD,TD,GD2R,VDVIG,
*TDi,TD2,BUFVB,IWW)
С П/П ВЫБОРА УНИФИЦИРОВАННОГО КРАНОВОГО ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ С ВХОДНЫЕ ПАРАМЕТРЫ: PSTN-НЕОБХОДИМАЯ МОЩНОСТЬ, [КВТ] ;
С С С С С С С С С
PW-РЕХИМ РАБОТЫ.
ВЫХОДНЫЕ ПАРАМЕТРЫ: PST-МОЩНОСТЬ ДВИГАТЕЛЯ, [КВТ] ;
CPDD-КПД ДВИГАТЕЛЯ ;
SKORD-4ACT0TA ВРАЩЕНИЯ ВАЛА ДВИГАТЕЛЯ, [ОБ/С];
TD-МАХ МОМЕНТ ДВИГАТЕЛЯ, [Н*М] ;
GD2R-MAX0B0H МОМЕНТ РОТОРА, [КГ*М##2] ;
VDVIG-MACCA ДВИГАТЕЛЯ, [КГ] ;
TDl-ТИПОРАЗМЕР ДВИГАТЕЛЯ ; ттг-число ПАР ПОЛЮСОВ.
DIMENSION BUFIN(10),BUFOUT(80),BUFVB(20),PAR(4),BUF0BR(5),
5VDV.TXT
45 45 45 45 45
8 10 12 14 21
я*************************************************************
ИЗ ДАННЫХ ТИПОВ ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЕЙ ВЫБЕРИТЕ НУЖНЫЙ ВАМ: тип двигателя *#*#**#***##*# мощностгь,сквтз
##**######*########**##*#############**♦#»*##*********#**»**#*
. ДВИГАТЕЛЬ МГН
.ДВИГАТЕЛЬ MTF
.ДВИГАТЕЛЬ МГКР
.ДВИГАТЕЛЬ ЮН
ВВЕДИТЕ НОМЕР
Рис. 7,28
3VRD.TXT
30 30 38 7 9 20
*##**#»»##***####**#######*######***********##**#**##***##********##
ИЗ ПРЕДЛОЖЕННЫХ ТИПОВ РЕДУКТОРОВ ВЫБЕРИТЕ НУЖНЫЙ ВАМ ТИП И ВВЕДИТЕ ЕГО НОМЕР ПО ДАННОМУ КАТАЛОГУ
»#***«»»*#<#**»*#<*«**#*###«#***»****»********»#***#*****************
# МАРКА РЕДУКТОРА* ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО" *
***###*#**#*<**##**#**#**##*******#*********#«***#*#*#*##**#*#***#***
.РЕДУКТОР ТИПА Ц2
.РЕДУКТОР ТИПА ЩН
.РЕДУКТОР ТИПА ГКОТКРЫТАЯ ЗУБЧАТАЯ ПАРА
, ИЗМЕНИТЬ КРАТНОСТЬ ПОЛИСПАСТА
. ИЗМЕНИТЬ РАЗМЕРЫ БАРАБАНА ВВЕДИТЕ ПРИЗНАК РЕДУКТОРА
ijiyyijjii’iai
Рис. 7.2')
SUBROUTINE VRD(PW,PST,UZP,UZPD,AW,PSR,V1,OM,DRN,SKORD, #JGK,DVR,IP1,BUFVB,IWW) Ci ^- r
С П/П ВЫБОРА РЕДУКТОРОВ ТИПА Ц2, ЦТН С ВХОДНЫЕ ПАРАМЕТРЫ: PW-РЕИИМ РАБОТЫ СПВ%] ; С, UZP-НЕОБХОДИМОЕ ПЕРЕДАТОЧНОЕ ОТНОШЕНИЕ ;
СPST-ТРЕБУЕМАЯ ПЕРЕДАВАЕМАЯ МОЩНОСТЬ, [КВТ] .
С ВЫХОДНЫЕ ПАРАМЕТРЫ: UZPD-ДЕЙСТВИТЕЛЬНОЕ ПЕРЕДАТОЧНОЕ ОТНОШЕНИЕ ; СAW-MEKOCEBOE РАССТОЯНИЕ РЕДУКТОРА, [ММ] ;
СPSR-ПЕРЕДАВАЕМАЯ РЕДУКТОРОМ МОЩНОСТЬ, [КВТ] ;
СV1-MACCA РЕДУКТОРА, [КГ] ;
СОМ-ОБЪЕМ МАСЛА В РЕДУКТОРЕ, [Л] ;
СDVR-ДИАМЕТР БЫСТРОХОДНОГО ВАЛА, [ММ] ;
СBUFVB-BEKTOP СПРАВОЧНОЙ ИНФОРМАЦИИ ;
С1Р1-ПРИЗНАК ВОЗВРАТА НА ПРЕДЫДУЩИЙ ЭТАП
СПРОЕКТИРОВАНИЯ ;
С ВНЕШНИЕ ССЫЛКИ: PS,VUBOR Сп,т ___. пт, кЧП—т^т- тг—г,г- т
DIMENSION BUFINt10),BUFOUT(60),BUFVB(20),PAR(2),BUF0BR(5), *ILG(10),NUM(10) С ФОРМИРОВАНИЕ ВЕКТОРА ЗАПРОСА
DATA ILG/'=<’,'«<','=<’,'=>',6*' 7 DATA BUF0BR/'U2 '/ЩИ'.З#' V BUFINt1)=PST
BUFIN(2)=AINT(UZP) BUFIN(4)=1.15#UZP BUFINt3)-SK0RD NUM(1)=2 IF((PW-40.).LT.0.)NUM(1)-1 IFt(PW-40.).GT.0.)NUM(1)=3 NUM(2)=5 NUMOM NUM(4)=5 CALL PS(BUFOBR,BUKIN,'VRD.TAB',ILG,NUM,BUKOUT) С ЗАПОЛНЕНИЕ МАССИВА ПАРАМЕТРОВ ВЫВОДИМЫХ НА ЭКРАН PAR(l)=BUF0UT(5) PAR(2)=BUF0UT(25) CALL VUBORtBUFOUT.BUFVB.'VRD.TXT^PAR^.IWW) IF(IWW.EQ.4)IP1-1 ! ТРЕБУЕТСЯ ИЗМЕНИТЬ ПАРАМЕТРЫ ПОДВЕСКИ IF(IWW.EQ.5)IPl-2 ! ТРЕБУЕТСЯ ИЗМЕНИТЬ РАЗМЕРЫ БАРАБАНА IF(IWW.EQ.3)IPl-3 IF(IP1.EQ.1.OR.IP1.EQ.2.OR.IP1.EQ.3)RETURN DVR=BUFVB(16) AW=BUFVB(6) PSR=BUFVB(NUM(D) RETURN END
SUBROUTINE VRTGK(PW,PST,UZP,UZPD,SKORD,AW,ZZ1,ZZ2,UOP,URED,IP, *RMOD,PR) C■
С П/П ВЫБОРА РЕДУКТОРА ТИПА ГК ИМЕЮЩЕГО ОТКРЫТУЮ ЗУБЧАТУЮ ПЕРЕДАЧУ
С ВХОДНЫЕ ПАРАМЕТРЫ: PW- РЕЖИМ РАБОТЫ, [ПВ%] ;
СPST-'ГРЕБУЕМАЯ ПЕРЕДАВАЕМАЯ МОЩНОСТЬ, [КВТ] ;
СUZP-ТРЕБУЕМОЕ ПЕРЕДАТОЧНОЕ ОТНОШЕНИЕ ;
СSKORD-ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ ВАЛА Э.Д., [ОБ/МИН].
С ВЫХОДНЫЕ ПАРАМЕТРЫ: UZPD-ДЕЙСТВИТЕЛЬНОЕ ПЕРЕДАТОЧНОЕ ОТНОШЕНИЕ ;
СAW-MEMOCEBOE РАССТОЯНИЕ (ТИПОРАЗМЕР), [ММ] ;
СURED-ПЕРЕДАТОЧНОЕ ОТНОШЕНИЕ РЕДУКТОРА ;
СUOP-ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО ОТКРЫТОЙ ПАРЫ ;
СPR-ПЕРЕДАВАЕМАЯ РЕДУКТОРОМ МОЩНОСТЬ, [КВТ] ;
СRMOD-МОДУЛЬ ОТКРЫТОЙ ПАРЫ, [ММ] ;
СZZ1,222-ЧИСЛА ЗУБЬЕВ ШЕСТЕРНИ И КОЛЕСА ;
СIP- ПРИЗНАК НЕУДАЧНОГО ПОИСКА.
С ВНЕШНИЕ ССЫЛКИ: GASH,POSIT,FILRDR.PS, WOD.VYVOD
С ■ .i ।।---■
DIMENSION BUFIN(10),BUFOUT(20),BUF0BR(5),ILG(10),NUM(10)
#,IX(8),IY(8),PAR(7)
С ФОРМИРОВАНИЕ ВЕКТОРА ЗАПРОСА
DATA ILG/’=<',’=<',’’=<’,5#' 7
DATA BUFOBR/'gk ',4#' V
DATA NUM/1,4,2,5,5,5*0/
RMXUZP=UZP/3.! МАКСИМАЛЬНОЕ ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО
RMNUZP=UZP/7.* МИНИМАЛЬНОЕ ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО IP-4
SK-724.
IF(SKORD.LE.650)SK=580.
BUFIN(1)=SK
BUFIN(2)=PW
BUFIN(3)-PST
BUFIN(4)=RMXUZP
BUFIN(5)=RMNUZP
CALL PS(BUFOBR,BUFIN,'VGK.TAB',ILG,NUM,BUFOUT)
IF(BUFOUT(i).EQ.-l.)GOTO 222 ’ НЕУДАЧНЫЙ ПОИСК
AW=BUF0UT(3)
PR=BUF0UT(2)
URED=BUF0UT(5)
UOP=UZP/URED
AWW=AW
ZZ1=BUFOUT(7)
RM0D=BUF0UT(6)
ZZ2-AINT(UOP*ZZ1)
UOP=ZZ2/ZZ1
С ВЫВОД ИНФОРМАЦИОННОГО ТЕКСТА НА ЭКРАН
PAR(1)=AW
PAR(2)=PR
PAR(3)-URED
PAR(4)=U0P
PAR(5)=ZZ1
Рис. 7.31
PAR(6)=ZZ2
PAR(7)-RM0D
CALL VYVNUMt*VRTGK.TXT',PAR,IPR)
IF(IPR.LE.0)STOP
IF(IPRE.NE.0)STOP
UZP1>UOP»URED
RETURN
222 CALL GASH
С ВЫВОД СООБЩЕНИЯ О НЕУДАЧНОМ ИСХОДЕ ПОИСКА
CALL FILRDR('VRTGK1.TXT’,IX,IY,NX)
CALL POSIT(IX(NX),IY(NX))
READ(6,*,ERR-222)IP ’ПРИЗНАК ДАЛЬНЕЙШЕГО ДЕЙСТВИЯ RETURN END
Рис. 7.31. Продолжение
VRTGK.TXT
45 45 45 45 45 45 45 45
08 08 10 И 12 13 14 19
##***#****###«#***##***##»***#*#***#**#*##***#****##*#*#**#»*##-*##**
’ ВАМ ПОДХОДИТ РЕДУКТОР ТИПА ГК ИМЕЮЩИЙ СЛЕДУЮЩИЕ
' ТЕХНИЧЕСКИЕ ДАННЫЕ:
'****#*#*»**#*##*####******#*#**«**>*#*#«****###*******#**#********
’1. МАРКА РЕДУКТОРАГК-
'2. ПЕРЕДАВАЕМАЯ РЕДУКТОРОМ МОЩНОСТЬ[КВТ]
'3,ПЕРЕДАТОЧНОЕОТНОШЕНИЕРЕДУКТОРА
'4.ПЕРЕДАТОЧНОЕЧИСЛО ОТКРЫТОЙПАРЫ
’5.ЧИСЛО ЗУБЬЕВШЕСТЕРНИ
’6.ЧИСЛО ЗУБЬЕВКОЛЕСА
'7. МОДУЛЬ ОТКРЫТОЙ ЗУБЧАТОЙ ПАРЫ
' ВАС УСТРАИВАЕТ ЭТОТ РЕДУКТОР?
01VRTGK1.TXT
45
07
*#*####*#*#####*#####*#*#####*#*##**##*###*#»*###*#****###***#
РЕДУКТОРЫ ИМЕЮЩИЕСЯ В БАНКЕ ДАННЫХ, НЕ УДОВЛЕТВОРЯЮТ
ТРЕБУЕМЫМ ПАРАМЕТРАМ. РЕКОМЕНДУЕТСЯ:
ИЗМЕНИТЬ КРАТНОСТЬ ПОЛИСПАСТА
ИЗМЕНИТЬ ДИАМЕТР БАРАБАНА
а*****#**#*#*#####***###*##**##*#*##***#*#**###*##*########****
ВВЕДИТЕ НОМЕР НЕОБХОДИМОГО ДЕЙСТВИЯ
Рис. 7.32
SUBROUTINE VTR(TT,PW,BUFVB,TTOR,IWW) C- .._„,.^—_ —
С П/П ВЫБОРА КРАНОВЫХ ТОРМОЗОВ С ВХОДНЫЕ ПАРАМЕИРЫ ТГ-Т0РМ03Н0Й МОМЕНТ ,[Н*М] ; СPW-РЕМИМ РАБОТЫ [ПВ%].
С ВЫХОДНЫЕ ПАРАМЕТРЫ: BUFVB-БУФЕР СПРАВОЧНОЙ ИНФОРМАЦИИ С ВНЕШНИЕ ССЫЛКИ: PS,VYVOD,VUBOR С=============в™==е=ае==еж=пя=™=е==™=™=
DIMENSION BUFIN(10),BUFOUT(80),BUFVB(20),PAR(4),BUF0BR(5), *ILG(10),NUM(10),PWST(3) С ФОРМИРОВАНИЕ ВЕКТОРА ЗАПРОСА
DATA ILG/'^'.S*’ 7
DATA BUFOBR/’TKT ','ТКП ','ТКГ ’,’ТКТГ’,’7
DATA PWST/25.,40..60./ NUM(1)=2 IF((PW-40.).LT.0.) NUM(i)-l IF((PW-40.).GT.0.) NUM(1)=3 BUFIN(1)=TT CALL PS(BUFOBR,BUFIN,’VTR.TAB’,ILG,NUM,BUFOUT) С ЗАПОЛНЕНИЕ МАССИВА ПАРАМЕТРОВ ВЫВОДИМЫХ-НА ЭКРАН
DO 99 1=1,3 К=1 IF((PWST(I)-PW).GE.0.)GOTO100 99CONTINUE
100CONTINUE
KK=0 DO 101 1=1,4 PAR(I)=BUFOUT(K+KK) 101 KK=KK+20
CALL VUBOR(BUFOUT,BUFVB,‘VTR.TXT’,PAR,4,1WW) TTOR=PAR(IWW) RETURN END
Рис. 7.33
05
45 45 45 45 45VTR.TXT
08 10 12 14 21
* ************************************************************
ВЫБЕРИТЕ НЕОБХОДИМЫЙ ВАМ ТОРМОЗ:
ТИП ТОРМОЗА ******* ТОРМОЗНОЙ МОМЕНТ,Н*Ы
'*********************************«*****************************
I .ТОРМОЗ ТКГ
.ТОРМОЗ ТКП
.ТОРМОЗ ТКГ
.ТОРМОЗ ТКТГ
ВВЕДИТЕ НОМЕР
Рис. 7.34
SUBROUTINE VMF(IM,TD,SK0RD,DVR,A3,TMUF,SK0MAX,GD2,DMXX,AMUF, #BUFVB,IWW) C ■■—r-,
С П/П ВЫБОРА МУФТ, ТИПОВ: МЗ,МЗП,МУВП С ВХОДНУЕ ПАРАМЕТРЫ: TD-MOMEHT ДВИГАТЕЛЯ, [НМ] ;
СSKOR-4ACTOTA ВРАЩЕНИЯ ВАЛА ДВИГАТЕЛЯ [ОБ/С];
СDVR-ДИАМЕТР ВАЛА РЕДУКТОРА, [ММ] ;
САЗ-КОЭФФИЦИЕНТ ЗАПАСА ,
С ВЫХОДНЫЕ ПАРАМЕТРЫ: TMUF-MAKC.ДОПУСТИМЫЙ МОМЕНТ МУФТЫ, [Н#М] ;
СGD2-MAX0B0H МОМЕНТ МУФТЫ, [КГ#М#*2] ;
СDMXX-МАКСИМАЛЬНЫЙ ДИАМЕТР МУФТЫ, [М] ;
СBUFVB- СПРАВОЧНАЯ ИНФОРМАЦИЯ ;
СЗКОМАХ-МАКСИМАЛЬНО ДОПУСТИМАЯ ЧАСТОТА
СВРАЩЕНИЯ МУФТЫ, [ОБ/С] .
С -^ ■
VMF.TXTVMF.TXTDIMENSION BUFIN(10),BUFOUT(60),BUFVB(20),PAR(3),BUF0BR(5),
VMF.TXT
VMF.TXT
Необходима корректировка размеров Вара - ВанаНеобходима корректировка размеров Вара - ВанаРис. 7.37Рис. 7.37
Необходима корректировка размеров Вара - Вана
Необходима корректировка размеров Вара - Вана
Рис. 7.37
Рис. 7.37
на валу двигателя ТТ, скорости вращения вала SKORD, диаметру вала редуктора DVR. Подбор производится по справочным данным Приложения 6.
В комплексе с подпрограммами выбора оборудования VRD, VRTGK работает подпрограмма SKORW (рис. 7.37), которая позволяет определить возможность подбора передаточного отношения редуктора путем корректировки диаметра барабана. Текст подпрограммы приведен на рис. 7.38.
Справочная информация об оборудовании, используемая подпрограммами выбора, хранится в банке дан
ных (БД) определенной струкзуры. БД построен на файлах последовательного доступа (табл. 7.4).
Та б л и на 7.4
Имя файла
Хранимая информация
VPD.1AB
Данные по;
крановым крюковым полис-
VKR.TAB.
скам
грузозахватным органам
VKN.TAB
стальным канатам
VDV.TAB
крановым электродвигате-
VRD.TAB
лям
редукторам Ц2. ЦТП
VTR.TAB
1 ормозам
VMF. ТАВ
соединительным муфтам
VRTGK.TAB
редуктору типа ГК
Внутренняя структура БД позволяет полностью описать основные виды кранового оборудования. Каждый файл БД формируется из последовательных блоков по четыре зоны и заканчивается признаком конца файла (рис. 7.39). Комбинация блоков позволяет хранить в одном файле информацию о различных типах оборудования одного вида, например канатах. На БД накладывается ограничение но числу типов оборудования: внутри одного вида может быть не более пяти типов оборудования. Такое ограничение вызвано необходимостью обеспечить реакцию программы на запрос в пределах 3-5 с. Информация в БД заносится с l-й позиции каждой строки. Зона комментариев REMlj должна быть расположена в начале очередного блока. Зона идентификатора типа 0OOONNNN содержит символьную информацию NNNN о типе оборудования в данном блоке. Следующая за этой зоной строка в переменной К содержит информацию о количестве единиц оборудования в блоке. Под характеристики каждой единицы оборудования отводится вектор X длиной 20 чисел, размещенных в две строки по 10 чисел в каждой. Весь вектор’ X (20) является информационной характеристикой единицы оборудования. Конкретное содержание элементов вектора индивидуально для каждого вида оборудова-
SUBROUTINE SKORW(SKORD,UZP,JGK,JJ)
C I ■■ -■ -—-'i'—™
С П/П ОПРЕДЕЛЕНИЯ НЕОБХОДИМОСТИ КОРРЕКТИРОВКИ РАЗМЕРОВ БАРАБАНА
С ВХОДНЫЕ ПАРАМЕТРЫ: SKORD-4ACTOTA ВРАЩЕНИЯ ВАЛА ДВИГАТЕЛЯ, [ОБ/С] ;
Си2Р-НЕОБХОДИМОЕ ПЕРЕДАТОЧНОЕ ОТНОШЕНИЕ
СМЕХАНИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ .
С ВЫХОДНЫЕ ПАРАМЕТРЫ: UZP-ПЕРЩДАТОЧНОЕ ОТНОШЕНИЕ (МОДИФИЦИРОВАННОЕ) ;
СJJ-ПРИЗНАК КОРРЕКТИРОВКИ ДИАМЕТРА БАРАБАНА ;
СJGK-ПРИЗНАК НЕОБХОДИМОСТИ ПРИМЕНЕНИЯ РЕДУКТОРА
СС ОТКРЫТОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧЕЙ.
С' - "'" ■ I I -1ТЖ1— ^.IJHI I II ■ I ■ ■■..■—-т I -II II
DIMENSION SK0RST(4),WST(13)
DATA WST/8.32,9.8,12.41,16,30,19.88,24.90,32.42,41.34,50.94, #62.56,78.53,103.98,156.92/
JJ=0! ОБНУЛЕНИЕ ПРИЗНАКОВ
JGK=0
IF(UZP.GE.160.)GOTO 55! РЕДУКТОРЫ Ц2 ЦТН HE ПОДХОДЯТ
CONTINUE
DO 3 1=1,13! ПРОВЕРКА ПЕРЕДАТОЧНОГО ОТНОШЕНИЯ, ИСХОДЯ ИЗ
К-1I УСЛОВИЯ, ЧТО ТРЕБУЕМОЕ ДОЛЖНО ОТЛИЧАТЬСЯ ОТ
IFCUZP.LE.(1.15#WST(I)).AND.UZP.GE.(0.75#WST(I)))G0T04
IF(UZP.LT.(0.75*WST(I))) GOTO 5
CONTINUE! ДЕЙСТВИТЕЛЬНОГО HE БОЛЕЕ ЧЕМ НА 15 %
JGK=11 НЕОБХОДИМ РЕДУКТОР С ОТКРЫТОЙ ЗУБЧАТОЙ ПАРОЙ
RETURN
UZP=WST(K)
RETURN
55JGK=1I НЕОБХОДИМ РЕДУКТОР С ОТКРЫТОЙ ЗУБЧАТОЙ ПАРОЙ
RETURN
CONTINUE
JJ=1’ СКОРРЕКТИРОВЕТЬ РАЗМЕРЫ БАРАБАНА
UZP=WST(K)
RETURN
END
Рис. 7.38
ния и указано в комментариях БД. Признаком окончания файла БД является сочетание символов EOFlj.Содержание БД для программы KRAN соответствует справочному материалу Приложений и может быть легко дополнено и изменено как специальными программными средствами систем управления базами данных (СУБД), так и системными программами редактирования текстов в ОС РВ и РАФОС. На рис. 7.40... 7.47 приведены основные файлы БД. Для сокращения приводится головная часть каждого блока и информация об одной единице оборудования.Для обработки БД предназначенания и указано в комментариях БД. Признаком окончания файла БД является сочетание символов EOFlj.Содержание БД для программы KRAN соответствует справочному материалу Приложений и может быть легко дополнено и изменено как специальными программными средствами систем управления базами данных (СУБД), так и системными программами редактирования текстов в ОС РВ и РАФОС. На рис. 7.40... 7.47 приведены основные файлы БД. Для сокращения приводится головная часть каждого блока и информация об одной единице оборудования.Для обработки БД предназначенаспециальная подпрограмма PS, которая обеспечивает поиск оборудования по сформированному запросу, содержащему числовую и логическую информацию. В программах выбора оборудования PS (рис. 7.48) выполняет поиск унифицированного оборудования по заданным значениям силовых и геометрических параметров и передачу найденных характеристик единицы оборудования в вызывающую программу.Переменная FILNAM определяет имя файла БД, хранящего необходимую информацию. Элементы вектора типов оборудования BUFOBR (5) содержат идентификаторы NNNN...специальная подпрограмма PS, которая обеспечивает поиск оборудования по сформированному запросу, содержащему числовую и логическую информацию. В программах выбора оборудования PS (рис. 7.48) выполняет поиск унифицированного оборудования по заданным значениям силовых и геометрических параметров и передачу найденных характеристик единицы оборудования в вызывающую программу.Переменная FILNAM определяет имя файла БД, хранящего необходимую информацию. Элементы вектора типов оборудования BUFOBR (5) содержат идентификаторы NNNN...
ния и указано в комментариях БД. Признаком окончания файла БД является сочетание символов EOFlj.
Содержание БД для программы KRAN соответствует справочному материалу Приложений и может быть легко дополнено и изменено как специальными программными средствами систем управления базами данных (СУБД), так и системными программами редактирования текстов в ОС РВ и РАФОС. На рис. 7.40... 7.47 приведены основные файлы БД. Для сокращения приводится головная часть каждого блока и информация об одной единице оборудования.
Для обработки БД предназначена
ния и указано в комментариях БД. Признаком окончания файла БД является сочетание символов EOFlj.
Содержание БД для программы KRAN соответствует справочному материалу Приложений и может быть легко дополнено и изменено как специальными программными средствами систем управления базами данных (СУБД), так и системными программами редактирования текстов в ОС РВ и РАФОС. На рис. 7.40... 7.47 приведены основные файлы БД. Для сокращения приводится головная часть каждого блока и информация об одной единице оборудования.
Для обработки БД предназначена
специальная подпрограмма PS, которая обеспечивает поиск оборудования по сформированному запросу, содержащему числовую и логическую информацию. В программах выбора оборудования PS (рис. 7.48) выполняет поиск унифицированного оборудования по заданным значениям силовых и геометрических параметров и передачу найденных характеристик единицы оборудования в вызывающую программу.
Переменная FILNAM определяет имя файла БД, хранящего необходимую информацию. Элементы вектора типов оборудования BUFOBR (5) содержат идентификаторы NNNN...
специальная подпрограмма PS, которая обеспечивает поиск оборудования по сформированному запросу, содержащему числовую и логическую информацию. В программах выбора оборудования PS (рис. 7.48) выполняет поиск унифицированного оборудования по заданным значениям силовых и геометрических параметров и передачу найденных характеристик единицы оборудования в вызывающую программу.
Переменная FILNAM определяет имя файла БД, хранящего необходимую информацию. Элементы вектора типов оборудования BUFOBR (5) содержат идентификаторы NNNN...
REMREM» зона комментариев» зона комментариевБлок I<КХ(1)...Х(10)Х(И)...Х(20)Блок I<КХ(1)...Х(10)Х(И)...Х(20)REMREM«Яйй nnnn«Яйй nnnnзона идентификаторов типазона количества единиц оборудовния данного типазона характеристик оборудования данного типазона идентификаторов типазона количества единиц оборудовния данного типазона характеристик оборудования данного типа
REM
REM
» зона комментариев
» зона комментариев
Блок I
<
К
Х(1)...Х(10)
Х(И)...Х(20)
Блок I
<
К
Х(1)...Х(10)
Х(И)...Х(20)
REM
REM
«Яйй nnnn
«Яйй nnnn
зона идентификаторов типа
зона количества единиц оборудовния данного типа
зона характеристик оборудования данного типа
зона идентификаторов типа
зона количества единиц оборудовния данного типа
зона характеристик оборудования данного типа
REM
REM
рйид ММММ1
Блок КБлок К< КК
Блок К
Блок К
Х(1)...Х(10)
Х(10)...Х(20)
EOF| признак конца файла
Рис. 7.39
ММММ длиной по четыре символа, которые соответствуют различным типам оборудования, хранящимся в данном файле БД (рис. 7.39).
Размерность BUFOBR определена ограничениями структуры БД на число типов оборудования.
Наличие в элементе вектора BUFOBR сочетания символов ljljljlj является признаком прекращения просмотра БД и передачи управления вызывающей программе. Элементы вектора BUF1N (10) содержат параметры, по которым выполняется подбор оборудования. Для определения логики сравнения элементов вектора BUFIN и параметров оборудования в БД служат векторы ILG (10) и MUM (10). Вектор ILG содержит символы логических операций сравнения (табл. 7.5) для соответствующего элемента BUFIN, а вектор NUM содержит но
мера столбцов в БД, с которыми выполняют логические операции сравнения этих элементов.
Например, если
ILG(l)-’=>’
NUM (2) = 4,
то при просмотре БД для BUF1N (2) и вектора информационной характеристики каждой единицы оборудования
Таблиц! 7.5
Обозначение Логическая онера- Эквивалент лоция сравнения шческой операции ФОРТРАН!
=равно. EQ.
>больше или равно. GE.
<меньше илирав-. LE.
но
»больше чем. GT.
«меньше чем. LT.
REM >>>>> VKR.TAB <<<<<
REM ==^=^^^===========^=====^==^^==^=
REM КРЮКИ ОДНОРОГИЕ, ДВУРОГИЕ КОВАНЫЕ И ПЛАСТИНЧАТЫЕ
REM Х(1)-ВЕС ПОДНИМАЕМОГО ГРУЗА, ПРИ ПВ15Х [Н]
REMХ(2)-ТО ЖЕПРИ ПВ25?6 [Н]
REMХ(3)-ТО ЖЕПРИ ПВ40^,ПВ80^ [Н]
REM Х(4)-Х(10)-ГЕОМЕТРИЧЕСКМЕ РАЗМЕРЫ КРЮКОВ,М
REM -г.
REMКРЮКИ ОДНОРОГИЕ ГОСТ 6627-74
REM^--- ..
ЙЖЙ6327
26
3200. 2500. 2500. 0.020 0.0140 0.018 0. 0.080 1.0 0.0
0.0 0.0 0.0 0.0 0.0 0.0 0.0 0.0 0.0 0.0
REM -■•
REMКРЮКИ ДВУРОГИЕ КОВАНЫЕ ГОСТ 6628-73
REM
ЙЖЙ6628
14
30000. 63090. 50000. 0.060 0.0 0,060 0.0 0.475 1.0 0.0
0.0 0.0 0.0 0.0 0.0 0.0 0.0 0.0 0.0 0.0
REM — —т- ,.,
REM КРЮКИ ДВУРОГИЕ ПЛАСТИНЧАТЫЕ ГОСТ 6619-75
REM. ,, -.-—„
№№6619 7 800000, 800000. 630000. 0,000 0.000 0.000 0. 0,000 1. 0,0 0,0 0.0 0,0 0.0 0,0 0.0 0.0 0.0 0.0 0.0
EOF
Рис. 7.40
X (20) файла FILNAM должно проверяться соотношение BUFIN (2) ^ X (4). Совокупность информации, содержащейся в BUFIN, ILG, NUM, и формирует запрос к БД. Формирование запроса и его элементов может выполняться программно либо в режиме диалога.
Единица оборудования считается выбранной, если для каждого элемента BUFIN и X (20) будет выполнена соответствующая логическая операция вектора ILG. Текст подпрограммы PS приведен на рис. 7.49. Важным
этапом на стадии принятия проектных решений является компонование механизма (см. блок 4 на рис. 7.2), представляющее сложную геометрическую задачу [27, 28]. В общем случае необходимо на основании графа связей узлов и частей механизма с помощью пакета графических программ сформировать в ЭВМ графический образ и нанести размеры на компоновочную схему, а после этого выполнить ее отображение на устройстве вывода графической информации.
REM - । - — ---- - -- ^ ...=.^=
REM ПОДВЕСКИ КРАНОВЫЕ УНИФИЦИРОВАННЫЕ ПО ОСТ-24.191.08-81.
REMИ НОРМАМ ЗАВОДА "СИБТЯЯМАШ**
REM- " -- — —- -- — -
REM XCD-BEC ПОДНИМАЕМОГО ГРУЗА, [Н] НЕМ Х(2)-К0ЛИЧЕСТВ0 БЛОКОВ ПОДВЕСКИ REM Х(Э)-МИНИМАЛЬНЫЙ ДИАМЕТР КАНАТА, [М] НЕМ Х(4)-МАКСИМАЛЬНЫЙ ДИАМЕТР КАНАТА, [М] НЕМ Х(5)-РАССТОЯНИЕ МЕЖДУ НАРУЖНЫМИ БЛОКАМИ ПОДВЕСКИ, [М] НЕМ Х(7),Х(8),Х(9)-ВЕС ПОДВЕСКИ ИСПОЛНЕНИЯ ДЛЯ REMПВ25Х, ПВ40Х, ПВ60% СООТВЕТСТВЕННО, ЕН]
НЕМХ(10),Х(11),Х(12)-ДИАМЕТРЫ БЛОКОВ ПОДВЕСКИ ДЛЯ
REMПВ25%, ПВ40Х, ПВ60%, СМ]
КЕМ ■ -- ■— - - -,-..—..-—.-—.
oddq2419 16 2000. I. 0.0110 0.0140 0. 0. 364. 478, 618. 0.3360 0.4060 0.5 0. 0. 0. 0. 0. 0. 0. 0.
EOFРис. 7.41
Рассмотрим одну из наиболее часто решаемых в ходе проектирования ГПМ задачу: компонование механизма подъема. Для простоты будем говорить о компоновании одного механизма подъема (главного или вспомогательного) без учета взаимного расположения соседних механизмов. Компонование механизма подъема может быть выполнено с использованием теории графов и параметрических моделей [29, 30].
Как известно, механизм подъема может состоять из следующих основных узлов: двигателя, редуктора, тормоза, барабана, опор барабана, промежуточного вала, муфт, открытой зубчатой передачи, опор зубчатой передачи. Число возможных вариантов графа компоновочных решений (ГКР) ограничивается формализованными условиями проектирования. Например, открытая зубчатая передача используется только на тихоходном валу. Это позволяет существенно уменьшить число возможных реализаций ГКР, который приведен па рис. 7.50: двигатель (Д), тормоз (Т), редуктор (Р), барабан (Б), зубчатая передача (ЗП), опора (О), муфта (М), промежу
точный вал (ПВЛ). ГКР механизма подъема должен быть дополнен качественной характ еристикой, описывающей взаимное расположение компонуемых узлов на плоскости относительно базового элемента (справа или слева, какой плоскостью сопрягаются и т. д.). Чаще всего базовым компоновочным элементом схемы является барабан, к которому привязана относительная система координат механизма подъема. Информация ГКР о взаимном расположении барабана, ре- дуктора, двигателя и т.д. позволяет однозначно определить расположение элементов компоновочной схемы в плане и другие проекции.
Формирование результирующего решения выполняет конструктор в интерактивном режиме работы с ЭВМ путем трансформации исходного ГКР последовательным отсечением несуществующих связей и занесением информации о взаимном расположении элементов. Полная геомет рическая информация о любом элементе компоновочной схемы содержится в библиотеке параметрических моделей.
Обработка библиотеки параметрических моделей узлов и частей меха-
REM >>>>VKN.TAB<<<<<
REM ——n^r.™.. ,
REMКАНАТЫ СТАЛЬНЫЕ МАРКИРОВОЧНОЙГРУППЫ1764МПА
REMХ(1)-ДИАМЕТР КАНАТА, [М]
REMХ(2)-РАЗРЫВН0Е УСИЛИЕ КАНАТА,[Н]
REM Х(3)-МАССА 1000 МЕТРОВ КАНАТА,. [КГ]
REMХ(4)-РАСЧЕТНАЯ ПЛОЩАДЬ СЕЧЕНИЯ КАНАТА,[ММ**2]
REM -
REM КАНАТЫ ЛК-РО 6*19+1 О.С. ГОСТ 2688-80
REM
№№2688
35
0.038 8400. 55.1 5.63 0. 0. 0. 0. 0. 0.
0. 0. 0. 0. 0, 0. 0. 0. 0. 0.
REM -™ ™==— ,
НЕМКАНАТЫ ТЛК-0 6*37+1 О.С. ГОСТ 3079-80
REM- ■■—— ■ —■■ =
№№3079 28 0.0058 18150, 124, 12.42 0. 0. 0. 0. 0. 0. 0. 0. 0. 0. 0. 0. 0. 0, 0. 0.
REM ——=.——
REM КАНАТЫ ЛК-РО 6*38+1 О.С. ГОСТ 7668-80 REM ... .
иаои7668 34 0.0063 22650. 156. 15.72 0. 0. 0. 0. 0. 0. 0. 0. 0. 0, 0. 0. 0. 0. 0. 0.
REM ^-н^-,гт—-'
REMКАНАТЫ ТЛК-0 6*18+1 О.С. ГОСТ 3077-80
REM —„г „■_.„=.=
№«3077 30 0.004611550. 78. 7.94 0. 0. 0. 0. 0. 0.
0. 0. 0. 0. 0. 0. 0. 0. 0. 0.
КЕМ =—=т ■.. -™- -п ■ .
REMКАНАТЫ ЛК-РО 6*37+7*7 ГОСТ 7669-80
REM — ......
№№7669 31 0.0059 21600. 145. 15.93 0.0 0.0 0.0 0.0 0.0 0.0 0. 0. 0. 0. 0. 0. 0. 0. 0. 0.
IM
REM >)>>?VDV.TAB<<<<< REM =—=—। --— -^ ' — ■ — —- —=
REM КРАНОВЫЕ ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛИ MTH, MTF, MTKF, 1ГГКН
REM 1,-™- .- , . t- --r-r-
REMХ(1),Х(2),Х(3)-М0ЩН0СТИ НАВАЛУЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ, ПРИ
НЕМПВ25^,ПВ40^,ПВ80^ СООТВЕТСТВЕННО, [КВТ]
НЕМХ(4)-ТИП0РАЗМЕР ДВИГАТЕЛЯ
НЕМХ(5)-ЧИСЛ0 ПАР ПОЛЮСОВ
НЕМХ(6),Х(7),Х(8)-ЧАСТ0ТА ВРАЩЕНИЯВАЛА,ПРИ
НЕМПВ25Х, ПВ40Х. ПВ60Х, [ОБ/МИН]
НЕМХ(9)-КПД ДВИГАТЕЛЯ
НЕМХ(10)-МАССА ДВИГАТЕЛЯ, [КГ]
НЕМХ(11)-МАКСИМАЛЬНЫЙ МОМЕНТ, [Н*М]
НЕМХ(12)-МАХ0В0Й МОМЕНТ РОТОРА,[КГ*М**2]
REM - ^-^ "-г-—^- --
НЕМЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛИ СЕРИИ МГН
REM ^. —"■--^ —,
оякпМТН 23
3.4 2.5 2. 111. 6. 895. 920. 940. 0.650 76.
85, 0,19 0. 0, 0. 0, 0. 0. 0. 0.
REM -- ■--— ' — - -—' ■
НЕМЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛИ СЕРИИ ШТ
НЕМ -। ■——--■—.--гл—
ияпиМТГ
12
1.7 1.4 1.2 И. 6 . 850 . 885 . 910 , 0.600 51
39. 0.08 0. 0. 0. 0. 0, 0. 0, 0.
НЕМ ■ — "-^ •••■■- — ^- ■
НЕМЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛИ СЕРИИ MTKF
НЕМ — - ।■ --I-1। —^
ядам MTKF 12
1.7 1.4 1.2 И. 6 . 835 , 875 . 900 . 0,610 47
41. 0.08 0. 0. 0. 0. 0. 0. 0. 0.
НЕМ г ,-—-г^- ■ ——-^ ,-г—===—
НЕМЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛИ СЕРИИ ШКН
НЕМ — ■■■ . — --=■:■■
яяяоМТКН 10
3.5 3.0 2.5 111. 6. 890. 910. 930. 0.680 70
97 . 0.18 0 . 0 . 0. 0, 0. 0 . 0 . 0.
REM >?>>>VRD.TAB<<<<<
REM =——===== ,
REMРЕДУКТОРЫ ТИПОВ Ц2, ЮТ
REMХ(1),Х(2),Х(3)-М0ЩН0СТЬ НА БЫСТРОХОДНОМ ВАЛУ РЕДУКТОРА,
НЕМПРИ ПВ25%,ПВ40%,ПВ60^ СООТВ., [КВТ]
НЕМХ(4)-Д0ПУСКАЕМАЯ ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ БЫСТРОХОДНОГО
НЕМВАЛА РЕДУКТОРА, [ОБ/МИН]
НЕМХ(5)-ПЕРДАТ0ЧН0Е ЧИСЛО РЕДУКТОРА
НЕМХ(6)-МЕЖ0СЕВ0Е РАССТОЯНИЕ РЕДУКТОРА, [ММ]
НЕМХ(7)-0БЪЕМ ЗАЛИВАЕМОГО МАСЛА, [Л]
НЕМХ(8)-Х(15)-ПАРАМЕТРЫ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
НЕМХ(16)~ДИАМЕТР БЫСТРОХОДНОГО ВАЛА,[ММ]
НЕМХ(!7)-МАССА РЕДУКТОРА, [КГ]
НЕМ =====— —===—
НЕМРЕДУКТОРЫ ТИПА Ц2
НЕМг- -^ ,,, .г-н-
9ИЙЙЦ2
266
19.3 14.2 9.6 600. 8.320 250. 3. 28. 59. 20.
79. 2.0 30. 3.0 75. 30. 85. 0. 0. 0.
НЕМ —==■■ ■ -л
НЕМРЕДУКТОРЫ ТИПА ЦТН
НЕМ ■ .-г -— ■
гадают 49
9.10 9.10 9.10 750. 50.250 6. 24. 74. 21. 77. 18. 60.00 3.60. 4. 60. 80, 120. 6. 0.
EOFРис. 7.44
REM >>>>>VGK.TAB<<<<<
REM ============================
НЕМ РЕДУКТОРЫ ТИПА ГК С ОТКРЫТОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧЕЙ
НЕМ ============================
НЕМ ХШ-ДОПУСТИМАЯ ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ БЫСТРОХОДНОГО ВАЛА,[ОБ/МИН]
НЕМ Х(2)-М0ЩН0СТЬ НА БЫСТРОХОДНОМ ВАЛУ РЕДУКТОРА,[КВТ]
НЕМХ(3)-МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ,[ММ]
НЕМХ(4)-РЕЖИМ РАБОТЫ, [ПВ?£]
НЕМХ(5)-ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО РЕДУКТОРА
НЕМХ(6)-М0ДУЛЪ ШЕСТЕРНИ ОТКРЫТОЙ ЗУБЧАТОЙПЕРЕДАЧИ,[ММ]
НЕМХ(7)-ЧИСЛ0 ЗУБЬЕВ ШЕСТЕРНИ ОТКРЫТОЙПЕРЕДАЧИ
ййййГН
22
580.000 95.000 800.000 15.000 31.500 20.000 19.000 0. 0. 0.
0. о. -г. 0. О. 0. 0. 0. 0. 0.
REM ==r—===_=====^=========
REM ТОРМОЗА КОЛОДОЧНЫЕ ТИПОВ ТКГ, ТКП, ТКГ, ТКТГ НЕМ ^=——„^===™ —.. —-
REMХ(1)-ТОРМОЗНОЙ МОМЕНТ ТОРМОЗА ПРИ ПВ25% [Н#М]
REMХ(2)-ТО ЙЕПРИ ПВ40#, [Н*М]
REMХ(3)-ТО ЖЕПРИ ПВ100%, [Н*М]
REMХ(4)-ДИАМЕТР ТОРМОЗНОГО ШКИВА,СМ]
REMХ(5)-ШИРИНА ТОРМОЗНОЙ КОЛОДКИ,СМ]
REMХ(6)-МАССА ТОРМОЗА, [КГ]
НЕМ ■■ —
REMТОРМОЗА ТИПА ТКГ
НЕМ■ — =
ЙЙПДТКТ 4
20. 20. 11. 0.1 0.07 11. 0. 0. 0. 0.
0. 0. 0. 0. 0. 0. 0. 0. 0. 0.
НЕМ ============================================================ REMТОРМОЗА ТИПА ТКП
НЕМг —--г----
^ж?тткп 5 20. 16. 0. 0.1 0,07 16. 0. 0. 0. 0. 0. 0. 0. 0, 0. 0. 0, 0. 0. 0.
REM - - -■---- ' ■———
REMТОРМОЗА ТИПА ТКГ
НЕМ ======================================================== №№ТКГ 5
100. 100. 100. 0.16 0.07 21. 0. 0. 0. 0.
0. 0. 0. 0. 0. 0, 0. 0. 0. 0.
REM ======...— =====
REMТОРМОЗА ТИПА ТКТГ
REM ================================================= ЙЙЗЙТКТГ 3
5000. 5000.5000. 0.6 0.24 435. 0. 0. 0. 0.
0. 0. 0. 0. 0. 0. 0. 0. 0. 0.
REM >>>>>VMF.TAB<<<<<(
REM =====================^^
REM МУФТЫ: ЗУБЧАТЫЕ ПО ГОСТ 5008-83 И УПРУГИЕ
REMВТУЛОЧНО-ПАЛЬЦЕВЫЕ ПО ГОСТ 21424-75
REM
REM Х(1)-НОМИНАЛЬНЫЙ КРУТЯЩИЙ МОМЕНТ ПЕРЕДАВАЕМЫЙ МУФТОЙ , [Н*М]
REM Х(2)-МАКСИМАЛЬНАЯ ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ МУФТЫ, [ОБ/С]
REM Х(Э)-ДИАМЕТР ПОСАДОЧНОГО ОТВЕРСТИЯ В МУФТЕ, [М]
REMХ(4)-МАКСИМАЛЬНЫЙ ДИАМЕТР МУФТЫ, [М]
НЕМХ(5)-МАХ0В0Й МОМЕНТ МУФТЫ, [КГ*М##2]
REM Х(6)-МАССА МУФТЫ, [КГ]
REM Х(7)-ПРИЗНАК МУФТЫ: 1-МУФТА М3, 2-МУФТА МЗП
REM —
REMМУФТЫ ТИПА М3
REM—:— =
иядимз
10
1000.90.40.0.1450.056.71.00.0.0.
0.00.00.00.00.00.00.00.0.0.
REM ^—
REMМУФТЫ ТИПА МЗП
REM «--•гт-,=
ййййМЗП 10 1000 .90 .40 .0..1450.056.72.00 .0 .0.
0,000.00.00.00.00.00.00.0.0.
REM ■ ■--'---■■ . |'|- - - ■■
REMМУФТЫ ТИПА МУВП
REM ,, ^—
ЯЙЙЯМУВП
13
6.3147.И.0.071 0.000.00.00.0.0.
0,00.00.00.00,00.00.00.0,0.
EOF
Рис. 7.47
Рис. 7-48Рис. 7-48
Рис. 7-48
Рис. 7-48
низма подъема на основании ГКР обеспечивает выбор необходимых элементов библиотеки и формирование результирующих геометрических преобразований над этими элементами. Это позволяет сформировать массив графической информации, описывающей компоновочную схему, и передать его на графическое устройство или в архив на магнитный даек для дальнейшей обработки подсистемой вывода результатов.
Использование рассмотренных программ позволяет значительно ускорить расчет и компонование механизмов ГПМ. Например, полный расчет и подбор оборудования, вывод двух компоновочных схем на графопостроителе типа ЛАГ-500 (СМ 6408) занимают около 20 мин.
Начиная с 1984 г. первый вариант подсистемы PROEKT, являющийся частью САПР ГПМ, внедрен в учебный процесс па кафедре «Подъемнотранспортные машины и роботы» Уральского политехнического института им. С. М. Кирова.
§ 7.3. Программные средства организации диалога
При организации интерактивного режима работы с пользователем с помощью пакета программ DISPL имеется возможность быстро модифицировать содержание диалогов, очищать часть экрана от ненужной информации, выводить символьную и числовую информацию в заданное место и т.д. Пакет DISPL ориентирован на использование видеотерминалов типа VT52 (ВТА 2000-30, СМ 7209, СМ 1611, VIDEOTON и др.).
Возможно использование и других видеотерминалов при замене в программах кодов управляющих символов на необходимые для конкретного типа видеотерминала. Для организации диалога экран видеотерминала представляется в виде цоля размером 80 х 24 позиции с системой координат, начало которой совпадает с верхним левым углом экрана. Положи-
SUBROUTINE PS(BUFOBR,BUFIN,FILNAM,ILG,NUM,BUFOUT)
C —— ..
c
П/П ПОИСКА ИНФОРМАЦИИ ПО ДАННЫМ, СОДЕРЖАЩИМСЯ В
c
ЗАПРОСЕ
c
ВХОДНЫЕ ПАРАМЕТРЫ:
c
BUF0BR(5) - ВЕКТОР ТИПОВ ОБОРУДОВАНИЯ;
c
BUFIN(19) - ВЕКТОР ЗАПРОСА, КОТОРЫЙ СОДЕРЖИТ
c
ЗНАЧЕНИЯ ПАРАМЕТРОВ ПОИСКА;
c
FILNAM - ИМЯ ФАЙЛА БАНКА ДАННЫХ, СОДЕРЖАЩЕГО
c
ИНФОРМАЦИЮ;
c
ILG(10)- ВЕКТОР ЛОГИКИ ПОИСКА;
c
ШМ(10)- ВЕКТОР НОМЕРОВ ХАРАКТЕРИСТИК ОБОРУДОВАНИЯ,
c
С КОТОРЫМИ ПРОВОДИТСЯ СРАВНЕНИЕ ЭЛЕМЕНТОВ
c
ВЕКТОРА ЗАПРОСА.
c
ВЫХОДНЫЕ ПАРАМЕТРЫ:
c
BUFOUT(100)-ВЕКТОР ВЫХОДНОЙ ИНФОРМАЦИИ, СОДЕРЖАЩИЙ
c
n—=
ХАРАКТЕРИСТИКИ ОБОРУДОВАНИЯ.
DIMENSION ILG(10),IL0G(5),BUF0BR(5),BUFIN(10),NUM(10),
*IPR(10),BUFOUT(100),X(20)
REAL*8 FILNAM
DATA ILOG/’=','=>',’=<1 ,’>>', ’<<7
CALL ASSIGN(1,FILNAM)
K=1
100READ(1, lllXX(I), 1=1,10)
111FORMAT(10A4)
IF(X(1).EQ.'EOF ’)GOTO900 ’ПРИЗНАК КОНЦА ФАЙЛА
IF(X(1).EQ.’REM ')GOTO100 ’ПРИЗНАК КОММЕНТАРИЯ
IF(BUFOBR(K).EQ.’')GOTO900 ’ПРИЗНАК ОКОНЧАНИЯ ПОИСКА
IF(X(2).EQ.BUF0BR(K))G0T0123
GOTO100
123 READ(1,*)N
NM=0
DO 2 J=l,10
2IF(NUM(J).NE.0)NM=NM+1
DO 1 1=1,N
L=I
READ(i,*)(X(M),M=1,10) ’ЧТЕНИЕ СПРАВОЧНОЙ ИНФОРМАЦИИ
READ(1,#)(X(M),М-11,20)
DO 10 J=1,NM
KJ=J
IF(NUM(J).EQ.0.)GOTO 10
KN=NUM(J)
С ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЛОГИКИ СРАВНЕНИЯ
DO 11 JJ-1,5
KJJ=JJ
IF(ILG(KJ).EQ.IL0G(JJ))G0T012
CONTINUE
GOTO10
VEC=BUFIN(KJ)
VECl-X(KN)
IPR(KJ)=0
GOTO100900 CALL CLOSE(l)RETURNGOTO100900 CALL CLOSE(l)RETURN
GOTO100
900 CALL CLOSE(l)
RETURN
GOTO100
900 CALL CLOSE(l)
RETURN
С ОПЕРАЦИЯ СРАВНЕНИЯ
G0T0(21,22,23,24,25)KJJ
21IF(VEC,EQ.VEC1)IPR(KJ)=1
СОТОЮ
22IF(VEC.GE.VEC1)IPR(KJ)=1
СОТОЮ
23IF(VEC.LE.VEC1)IPR(KJ)=1
СОТОЮ
24IF(VEC.GT.VEC1)IPR(KJ)=1
СОТОЮ
25IF(VEC.LT,VEC1)IPR(KJ)=1
10CONTINUE
DO 30 J=1,NM
IF(IPR(J).EQ.0)GOTO1
30CONTINUE
GOTO90
CONTINUE
X(l)=-1.’ ПРИЗНАК НЕУДАЧНОГО ПОИСКА
С ЗАПИСЬ В ВЫХОДНОЙ МАССИВ
901К=20#(К-1)
DO 6 1=1,20 BUFOUT(IK+I)=X(I)
CONTINUE
IF(L.EQ.N)G0T08 DO 7 I=L+1,N READ(1,*)X(1) READ(1,*)X(1)
CONTINUE
K=K+1
Продолжение
тельное направление оси г-сверху вниз, а оси л—слева направо. Такая система координат удобна при заполнении экрана видеотерминала информацией построчно сверху вниз.
Все подпрограммы написаны на языке ФОРТРАН и могут быть разделены на две функциональные группы: подпрограммы изменения состояния экрана и подпрограммы ввода - вывода информации. Первая группа основана на программной отработке ряда управляющих символов клавиатуры видеотерминала дЛя его перевода в автономный режим (АР) и дальнейшего изменения состояния экрана. Все подпрограммы этой группы используют гашение экрана видеотерминала или позиционирование мар-
кера в заданное место. Подпрограмма GASH (рис. 7.51) обеспечивает формирование группы управляющих символов: S-перевод в АР, S1-установка маркера в левый верхний угол экрана, S2-гашение экрана.
Передача группы символов S, S1, S2 па экран видеотерминала по символьному формату 4А1 с управляющим символом (пробел в первой позиции спецификации формата) вызывает очистку экрана. Аналогично ра- ботает POSIT (рис. 7.52), вызывающая установку экранного маркера в позицию с заданными координатами IX по оси X и 1Y по оси Y.
Сервисные операции с экранным маркером выполняют подпрограммы NEWLIN, НОМЕ (рис. 7.53 ... 7.54). Для удаления части информации с экрана служат две дополнительные подпрограммы. Подпрограмма ZABOJ (рис. 7.55) выполняет удаление группы из N символов, при этом коорди- назы IX, /У соответствуют крайнему правому из группы удаляемых символов. Программа CLEAR (рис. 7.56) выполняет очистку части экрана, ограниченную начальными координатами IXN, IYN и конечными координа- тами IXK, IYK. Возможна очистка строки при IYN = IYK или столбца экрана при IXN = IXK.
Вспомогательная программа BELL (рис. 7.57) формирует звуковой сигнал в течение 1 ... 2 с, который выдается на видеотерминал.
Для организации ввода (вывода) информации в DISPL используют программы FILRDR, VVOD, VYVOD, RAZP, VYVNUM.
Программа FILRDR (рис. 7.58) выводит на видеотерминал экран диалога, хранящийся на магнитном диске в файле FIL. Экран диалога (см. рис. 7.36) содержит в первой строке число вопросов, на которые необходимо ответить, вторая и третья строки содержат векторы координат положений маркера на экране IX и IY соответственно. Содержание экрана диалога может быть легко модифицировано экранным редактором ОС РВ.
Программа VVOD (рис. 7.59) позволяет выполнить ввод ряда чисел в режиме диалога. Введенная информация заносится в вектор Х(24) и может быть отработана в вызывающей программе.
Программа RAZP (рис. 7.60) выполняет распознавание группы символов и наличие положительного ответа при шести возможных сочетаниях группы утвердительных символов (ДА, DA) русского и латинского алфавита.
При необходимости вывести небольшое сообщение или комбинацию символов используется подпрограмма VYVOD (рис. 7.61). Размер сообщения не должен превышать 60 символов.
Подпрограмма VYVNUM (рис. 7.62) позволяет вывести на экран видеотерминала сообщение, содержащееся в файле FIL, и вектор Х(24) действительных чисел.
Изучив управляющие коды видеотерминалов и описанные выше программы, пользователи могут значительно расширить и дополнить приведенные программы.
SUBROUTINE GASH
С=======—===—=======—=====—====^
С П/П ОЧИСТКИ ЭКРАНА ТЕРМИНАЛА
Ст- II.,.■ ■■ -— । ■|.
BYTE S,S1,S2
DATA S,Sl.S2/”33,”li0,,,112/ !ФОРМИРОВАНИЕ УПРАВЛЯВШИХ СИМВОЛОВ
WRITE(6,1)S,S1,S,S2 ! ОЧИСТКА ЭКРАНА
1 FORMATE ' ,4А1)
RETURN
END
Рис. 7.51
SUBROUTINE POSIT(IX,IY)
C ====™™=^--=-=====™—-————-==ж-™—=™-— С П/П ПОМЕЩАЕТ КУРСОР В ЗАДАННУЮ ПОЗИЦИЮ ЭКРАНА ТЕРМИНАЛА.
С ВХОДНЫЕ ПАРАМЕТРЫ :
СIX - НОМЕР ПОЗИЦИИ ПО ГОРИЗОНТАЛИ, 1<- IX <-80;
СIY - НОМЕР ПОЗИЦИИ ПО ВЕРТИКАЛИ, 1<- IY <=24;
С
С ПРИМЕЧАНИЕ: IX , IY - ЦЕЛЫЕ ДЕСЯТИЧНЫЕ ЧИСЛА. С™... ■ "И ... . и .—
BYTE X,Y,S,S1
DATA д,31/"33,'Ч31/1 ФОРМИРОВАНИЕ УПРАВЛЯЮЩИХ
X-IX! СИМВОЛОВ
Y-IY Х=Х+”36 Y=Y+"37
WRITE(6,1) S,S1,Y,X ’ПОЗИЦИОНИРОВАНИЕ МАРКЕРА
1 FORMAT!’ ’4А1) RETURN END
Рис. 7.52
SUBROUTINE NEWLIN
C====—=============™====================^
С П/П ВЫПОЛНЯЕТ ПЕРЕВОД МАРКЕРА НА НАЧАЛО НОВОЙ СТРОКИ ЭКРАНА
С- । —■— -■■--- —
BYTE 50,S1
DATA 50,51/"033,"012/ 'ФОРМИРОВАНИЕ УПРАВЛЯЮЩИХ СИМВОЛОВ
WRITE(e,l)S0,Si
1 FORMAT!' ',2А1)
RETURN
END
Рис. 7.53
SUBROUTINE HOME
C====—-==——=======—=============—= С П/П ВЫЗЫВАЕТ ВОЗВРАТ МАРКЕРА В ЛЕВЫЙ ВЕРХНИЙ УГОЛ ТЕРМИНАЛА
С- ■ ^.-^—====================
BYTE 50,51
DATA S0,Sl/"033,"110/ ’ФОРМИРОВАНИЕ УПРАВЛЯЮЩИХ СИМВОЛОВ WRITE(6,1)50,51! ВОЗВРАТ МАРКЕРА
1 FORMAT!' ',2А1) ■ RETURN
END Рис. 7.54
SUBROUTINE ZABOJ(N,IX,IY)
C, ...,
С П/П ВЫПОЛНЯЕТ "ЗАБОЙ" НЕНУЖНОЙ ИНФОРМАЦИИ, Т.Е. УДАЛЯЕТ С
С ЭКРАНА ТЕРМИНАЛА ГРУППЫ СИМВОЛОВ В НАПРАВЛЕНИИ СПРАВА НАЛЕВО С ВХОДНАЯ ИНФОРМАЦИЯ: N-ЧИСЛО УДАЛЯЕМЫХ СИМВОЛОВ
СIX.IY-КООРДИНАТА ГРУППЫ СИМВОЛОВ НА ЭКРАНЕ
Сг-— ,
BYTE S 3=' ’ N=IABS(N)
IF(N.GT.80)RETURN ! ПРОВЕРКА ДОПУСТИМОСТИ УДАЛЕНИЯ K-IX K1=IX-N
DO 5 J=1,N!ОРГАНИЗАЦИЯ УДАЛЕНИЯ СИМВОЛОВ
I=IX-J
CALL POSIT(I.IY) WRITE(6,10)S ’УДАЛЕНИЕ СИМВОЛА
CONTINUE
FORMAT(Al,tt)
RETURN
END
Рис. 7.55
SUBROUTINE CLEAR(IXN,IXK,IYN,IYK)
C ■■ =^—
С П/П ВЫПОЛНЯЕТ ЧИСТКУ ЧАСТИ ЭКРАНА ТЕРМИНАЛА
С ВХОДНЫЕ ПАРАМЕТРЫ: IXN.IXK-НАЧАЛЬНАЯ И КОНЕЧНАЯ КООРДИНАТЫ
С"X" ПОЛЯ ОЧИЩАЕМОГО УЧАСТКА
СIYN,IYK-НАЧАЛЬНАЯ И КОНЕЧНАЯ КООРДИНАТЫ
С"Y" ПОЛЯ ОЧИЩАЕМОГО УЧАСТКА
С= .
BYTE 3(80)
DATA 3/80*’ 7
IXN=IABS(IXN) ’ ПРОВЕРКА КОРРЕКТНОСТИ ВВОДА
IXK=IABS(IXK)
IYN=IABS(IYN)
IYK=IABS(IYK)
IF(IXK.GT.80.OR.IYK.GT.24)RETURN
IF(IXK.LT.IXN.OR.IYK.LT.IYN)RETURN
DO 1 J=IYN,IYK !ОРГАНИЗАЦИЯ ОЧИСТКИ
JK=J
CALL POSIT(IXN,JK)
WRITE(6,10)(S(K),K=IXN,IXK)t ОЧИСТКА
CONTINUE
10FORMATS 1,80A1)
RETURN
END
P и c. 7.56
SUBROUTINE BELL
C —r.,
С П/П ВЫЗЫВАЕТ ПОЯВЛЕНИЕ ЗВУКОВОГО СИГНАЛА НА ТЕРМИНАЛЕ
С ПОЛЬЗОВАТЕЛЯ
С. -।■—-г
BYTE 50,31
DATA S0,S1/"033,'W/ ’ ФОРМИРОВАНИЕ УПРАВЛЯВШИХ СИМВОЛОВ
WRITE(6,1)50,31
1 FORMATS Т,2А1) RETURN END
Рис. 7.57
SUBROUTINE FILRDR(FIL,IX,IY,NX)
с
П/П ВЫВОДА НА ТЕРМИНАЛ ТЕКСТОВОГО ФАЙЛА
с
ВХОДНЫЕ ПАРАМЕТРЫ:
с
FIL - ИМЯ ТЕКСТОВОГО ФАЙЛА.
с
ВЫХОДНЫЕ ПАРАМЕТРЫ:
с
1ХДУ - ВЕКТОРЫ ПОЛОЯЕНИЯ МАРКЕРА;
с
NX - РАЗМЕРНОСТЬ ВЕКТОРОВ.
DIMENSION IX(i),IY(l),IBUF(80)
BYTE IBUF
с
CALL ASSIGN(1,FIL)!
ЧТЕНИЕ:
READ (1,*) NX!
РАЗМЕРНОСТИ
READ (1,*) (IX(I),I=1,NX)!
ВЕКТОРА IX(NX)
READ (1,*) (IY(I),I=1,NX)I
ВЕКТОРА IY(NX)
N-IY(NX)
с
DO 1 J=1,N!
READ (1,2) IBUF
WRITE(6,2) (IBUF(K),K=1,80)
ВЫВОД НА ТЕРМИНАЛ
1
CONTINUE
с
CALL CLOSE(l)
2
FORMAT (80A1)
RETURN END
Рис. 7.5S
*
SUBROUTINE W0D(FIL,X,N) C т- ■==— ■ ■
С П/П ВЫПОЛНЯЕТ ВВОД МАССИВА ИСХОДНЫХ ДАННЫХ В РЕЖИМЕ ДИАЛОГА С С ЭКРАНА ТЕРМИНАЛА С ВХОДНЫЕ ПАРАМЕТРЫ: FIL-ИМЯ ТЕКСТОВОГО ФАЙЛА ДИАЛОГА С ВЫХОДНЫЕ ПАРАМЕТРЫ: X(N-l) -МАССИВ ДАННЫХ СN-1 -РАЗМЕРНОСТЬ МАССИВА ДАННЫХ
С.Г" I г™тгт- ™,™
DIMENSION X(24),IX(24),IY(24) 10 CALL GASH CALL FILRDR(FIL,IX,IY,NX)1ВЫВОД НА ЭКРАН ДИАЛОГА - DO 1 J-l.NX-l I ОРГАНИЗАЦИЯ ВВОДА ДАННЫХ KX-IX(J) KY-IY(J) CALL POSIT(KX,KY) READ(8,*,ERR=10)X(J)
1 CONTINUE
CALL POSIT(IX(NX),IY(NX))
WRITE(6,2)
READ(6,3)IW CALL RA2P(IW,IPR) ! ПРИНЯТИЕ РЕШЕНИЯ IF(IPR.GT,0)GOTO10 N=NX 2FORMAT(5X,-* ХОТИТЕ ВНЕСТИ ИЗМЕНЕНИЯ В ДАННЫЕ ? *,#)
3F0RMAT(A2)
RETURN ЕЭП)#
Рис. 7.59
SUBROUTINE RAZP(IW,IPR)
С г-и..■ -тт, ' „^—.г-
С П/П ВЫПОЛНЯЕТ РАСПОЗНАВАНИЕ ВВЕДЕННЫХ СИМВОЛОВ
С ВХОДНЫЕ ПАРАМЕТРЫ: IW-ГРУППА СИМВОЛОВ
С ВЫХОДНЫЕ ПАРАМЕТРЫ: IPR-ПРИЗНАК ОТВЕТА
сipr>0 - положительный ОТВЕТ
СIPR<0 -ОТРИЦАТЕЛЬНЫЙ ОТВЕТ
С ....■■■■■-
DIMENSION 1В(8)
DATA IB/'DA*, *DA*,'ДА*,'ДА', ’YE', *ХЕ7 IPR=-1
IX) 1 J=l,6 IF(IW.EQ.IB(J))IPR™1
1 CONTINUE RETURN END
Рис. 7.60
SUBROUTINE VYVOD(IX,IY,ITEXT,N) 0 ■■■ ■— ===———
С П/П ВЫВОДА МАССИВА ТЕКСТА В ЗАДАННОЕ МЕСТО ЭКРАНА ТЕРМИНАЛА С ВХОДНЫЕ ПАРАМЕТРЫ: IX.IY-КООРДИНАТЫ MX*VY", ОТКУДА СНАЧИНАЕТСЯ ВЫВОД ТЕКСТА
С1ТЕХТ(Н)-МАССИВ ТЕКСТОВОЙ ИНФОРМАЦИИ
СN - РАЗМЕРНОСТЬ МАССИВА, N <- 60.
С=—=—■■ ,...■ ■ и,
BYTE 1ТЕХТ(60) N-IABS(N) ! ПРОВЕРКА КОРРЕКТНОСТИ ВВОДА IX=IABS(IX) IY=IABS(IY) IF((N+IX).GT.80.OR.IX.EQ.1) RETURN IF(IY.GT.24)RETURN IF(IX.EQ.0.OR.IY.EQ.0)RETURN CALL POSIT(IX.IY) ! ПОЗИЦИОНИРОВАНИЕ КУРСОРА WRITE(6,1)(ITEXT(J),J=1,N) Г ВЫВОД ТЕКСТА 1 FORMATC *,60Al.n) RETURN END
Рис. 7.61
SUBROUTINE VYVNUM(FIL,X,IPR)
C ■----r- n - ■- . ■ ■■■
С П/П ВЫВОДА НА ЭКРАН МАССИВА ДЕЙСТВИТЕЛЬНЫХ ЧИСЕЛ.
С ВХОДНЫЕ ПАРАМЕТРЫ: PIL-ИМЯ ФАЙЛА С ЭКРАНОМ СООБЩЕНИЯ;
СХ-МАССИВ ДЕЙСТВИТЕЛЬНЫХ ЧИСЕЛ.
С ВЫХОДНЫЕ ПАРАМЕТРЫ: IPR-ПРИЗНАК ПРИНИМАЕМОГО РЕШЕНИЯ
С ■—■■ । . -^и —...--|
DIMENSION X(24),IX(24),IY(24)
10 CALL GASH
CALL FILRDR(FIL,IX,IY,NX)
'IF(NX.EQ.1)GO TO 2
DO 1 J=1,NX-1 CALL POSIT(IX(J),IY(J))
|WRITE(6,*)X(J)
1CONTINUE
!2 CALL POSIT(IX(N),IY(N))
READ(6,3,ERR=10)IW
3 F0RMAT(A2)
CALL RAZP(IW.IPR) RETURN END
Рис. 7.62
I
I I
Глава 8
УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ
. Задачи расчетов и их краткая характеристика
К уточненным расчетам относят:
расчеты длительности и интенсивности пускотормозных процессов с учетом нелинейности механических характеристик различных видов приводов, переключений в схеме управления, работы привода в сверхсинхронной или рекуперативной зоне, времени срабатывания многих тормозных систем. Могут быть приняты во внимание переменность приведенного момента инерции механизма поворота при одновременном изменении вылета и потери в канатной подвеске груза при его поперечных колебаниях как маятника;
определение нагрузок в элементах механизмов и несущих металлоконструкций с учетом упругих колебаний и соударений вследствие ликвидации (выборки) зазоров (люфтов) в кинематических парах, а также ударов колес при их прохождении по стыкам рельсов подкрановых путей. В зависимости от фактических условий эксплуатации рассматривают различные виды нагружения (подъем с веса и торможение при опускании, подхват, стопорение крюка, резонанс, автоколебания и др.). Используют относительно новые методы частотного анализа и структурного способа расчета динамических нагрузок;
расчеты с использованием критериев для оценки опасности возникновения очень вредных высокочастотных разрывных фрикционных автоколебаний. На этой основе принимают практические меры исключения таких процессов. Если же эти колебания неизбежны (а эго встречается довольно часто), то тогда определяют их характеристики и учитывают при расчете прочности, выносливости, износоустойчивости, теплостойкости контактирующих пар;
расчеты с дифференцированным учетом диссипации (рассеивания в ок-
ружающую среду) энергии при колебаниях многомассовых систем расче т нагрузок в условиях вынужденных колебаний и, если эго требуется, при резонансе;
расчеты с учетом податливости металлоконструкции и минимизация нагрузки механизма;
вероятностные расчеты прочностной и иной надежности, когда учитывают флуктуации (ста 1 логический разброс) и механические свойства конструкционных материалов, и действующих нагрузок, для чего используют методы статистической динамики;
расчет с применением современной вычислительной техники для вариантного проектирования и оптимизации, применение соответствующих пакетов прикладных программ и банков данных, использование ЭВМ в диалоговом режиме и др.
Рассмотренные в пособии примеры таких расчетов даны с применением простейших вычислительных средств. Поэтому здесь открываются неограниченные возможности уточнения постановки и способов решения различных задач за счет увеличения числа степеней свободы, учета переменности и распределенности параметров, нелинейных и стохастических (вероя тностных) подходов, применения моделирующих и цифровых машин для математического исследования и сопоставительного проектирования и г. д. Различные усложнения возможны при углубленном изучении программного материала, при выполнении различных УИРС, кафедральных НИР и др. Необходимость в таких расчетах может возникнуть не только в процессе курсового, но и дипломного проектирования, когда разрабатываются принципиально новые конструкции или когда оцениваются разные конструктивные вариан ты исполнения одной и той же машины. Подобные расчеты рекомендуются также для обоснованной проработки методики и программы натурного испы-
гания головного образца вновь изготовленной машины перед проведением модернизации и в других аналогичных случаях. Следовательно, подобные расчеты полезны и на производстве, и в практике проектных и научно-исследовательских учреждений.
Все приведенные далее алгоритмы относятся к этапу проверочного расчета.
. Расчеты длительности или интенсивности
пускотормозных процессов
Уиср Ушах \/ Vmax'SfУиср Ушах \/ Vmax'Sf(К.1)(К.1)
Уиср Ушах \/ Vmax'Sf
Уиср Ушах \/ Vmax'Sf
(К.1)
(К.1)
Многие приводные двигатели имеют, как известно, нелинейные механические характеристики. Их аппроксимация различными непрерывными степенными полиномами и известными функциями позволяет получить ряд решений в замкнутой форме. Наряду с этим вполне удовлетворительные результаты дает более простая кусочно-линейная аппроксимация.
Расчет длительности пуска при автоматизированном линейно-ступенчатом управлении приводным электродвигателем (когда проектируется пусковой контроллер) осуществляется в такой последовательности. Соответствующим подбором резисторов в цепи ротора (якоря) создают' семейство искусственных характеристик электродвигателя, обеспечивающее переключение с одной характеристики на другую при точном соблюдении соответствующих перегрузок двигателя: наи- большей Vmax (Для асинхронных двигателей Vmax ^ 2,25, для двигателей постоянного тока \ртах ^ 2,5 ... 3.0) и переключения упС1), обычно x|f„ep =1,1 ...1,2 (рис. 8.1). Отработка пусковой диаграммы может выполняться за счет определенных выдержек времени на каждой характеристике.
Кратности перегрузок ^ПСГ И Утах^ число переключений ~ (обычно принимают равным 3...4) и номинальное скольжение естественной характеристики .yH = (шх — w!t)/wv должны соответствовать соотношению
Здесь cov, сон-синхронная и номинальная скорости вращения ротора.
Кроме того, необходимо выполнить условие, чтобы момент переключения Тпер был больше статического
7_р = УпеЛ > Тст.(8.2)
Время разгона до скорости на естественной характ еристике, соответствующей моменту переключения
Юг + 1Д = ЧхП - (Упер/УшихГ""1]» (8-3) будет равно
^р -^®- + 1, k^/E (Утах Упер) ^н! , (8 -4) где при разгоне в сторону, противоположную действию статических сопротивлений,
А = ln[(7;,<|<m„ - Тс1)/(7>„ер - т„)].
(8.5)
При разгоне для случая, когда момент двигателя действует в сторону статических сопротивлений (разгон при опускании, при движении по ветру и под уклон и т. п.), скорость двигателя асимптотически приближается к точке, лежащей на продолжении естественной характеристики в сверхсинхронной зоне или зоне рекуперативного движения и соответствующей моменту статических сопро- тивлений, т.е.
о) = (0х(1 + Тстлы/Тп) ^ 2о)л - гон. (8.6)
Исходя из допустимой погрешности в 5% и считая разгон законченным, когда момент двигателя достиг-
1 - УпеР5«Vmai - vncp1 - УпеР5«Vmai - vncp3 = лн; 0,3 = лн; 0,(8.7)(8.7)(8-8)(8-8)
1 - УпеР5«
Vmai - vncp
1 - УпеР5«
Vmai - vncp
3 = лн; 0,
3 = лн; 0,
(8.7)
(8.7)
(8-8)
(8-8)
нет 0,95 Т.т, получим
Р Гн (7>пер + + 2,995732 9z+I,
где
Y ^In^iA
Vmax - Vnep
J tox sw
T
Уточненное определение параметров процесса торможения (времени, пути, скорости в начале торможения) в механизмах подъема требует учета сравнительно большого времени срабатывания некоторых конструкций тормозов при торможении во время опускания груза. Ускорение опускания груза, когда двигатель выключен, а тормоз еще не сработал, а0 = GKmXT + m2),(8.9)
где G-вес груза (включая вес крюковой подвески); т2- масса груза и подвески; т1т- приведенная к грузу при торможении масса вращающихся частей.
Скорость груза к моменту начала торможения
% о = у + а0^Р,(8Ю)
где г-скорость опускания груза (большая, чем скорость подъема), Г - время срабатывания тормоза.
Время срабатывания указывается в паспортных данных; в первом приближении его можно принимать равным по 0,01 с на каждые 100 мм диаметра тормозного шкива.
Скорость опускания (8.6) г = = 2их — ин, где гх, vH- скорости, соответствующие сох и сон (см. выше).
Путь опускания груза за время срабатывания тормоза
$1 = U'cp + ^(Дср-(8.11)
Фактическое время торможения ?т.Ф = (т1т + m2)vtp0KPT - G),(8.12)
где Рт-сила тормоза, вызванная действием тормозного момента и приведенная к грузу, Рт = ТтМ/(0,5/)6ц).(8.13)
Здесь w, т] - общее передаточное число (включая кратность полиспаста) и к. и. д. механизма; D6-диаметр барабана; Тт - расчетный тормозной момент.
Путь торможения
Ф = 0,5ггр0 G-(8.14)
Полное время торможения
= <ср + ',.ф.(8.15)
полный путь торможения
Лт = 5! + уьф.(8.16)
Расчеты показывают, что учет времени срабатывания при опускании груза вскрывает существенно увеличенную скорость опускания, с уровня которой начинается процесс торможения; то же относится к времени и пути остановки груза.
Рассмотрим установку грузового датчика конечного выключателя типа КУ 703 в механизме подъема. Для обеспечения гарантированного зазора в соответствии с Правилами ГГТН в целях исключения опасного явления «переподъема» крюковой обоймы следует рассчитать три составляющие ординаты установки датчика (рис. 8.2):
A = Иг -4- h2 + А3,(8.17)
где А,-«выбег» крюковой подвески; его можно определить, считая движение за время срабатывания тормоза равномерным:
(8.18)
h2 - пу ть торможения порожнего механизма:
Л2 = m1Tn,2/(2PT); (8.19)
Л3- гарантированный зазор, равный в соответствии с правилами ГГТН 0,05 м для талей и 0,2 м для кранов.
Вертикальное расстояние между нижней точкой грузика конечного выключателя КУ 703 и точкой теоретически возможной встречи крюковой подвески механизма и металлоконструкции крана или тележки должно быть равно или больше величины Л.
Расчет динамических нагрузок в механизмах при различных процессах нагружения
Динамические нагрузки в основных элементах механизмов и металлоконструкциях ГПМ с достаточной для практики точностью можно рассчитывать при помощи схем с небольшим числом степеней свободы. Эти схемы содержат несколько абсолютно жестких точечных масс, соединенных упругими (или вязкоупругими) звеньями конечной жесткости.
Получение приведенных масс в поступательном движении или моментов инерции во вращательном движении является общеизвестным.
Коэффициенты жесткости соединительных звеньев определяются по правилам сопротивления материалов и строительной механики. Соответствующие таблицы с необходимыми расчетными формулами имеются во многих справочниках и книгах ([9] и др.).
При определении горизонтальной составляющей натяжения канатов в условиях небольших углов раскачивания подвеску в первом приближении можно представить как дополнительное упругое звено с коэффициентом жесткости
ск = G//, (8.20)
где G-вес колеблющегося груза с крюковой подвеской; /-длина канатной подвески.
Коэффициент жесткости муфт с резиновыми упругими элементами
определяю! по данным различных работ, например [34].
Коэффициенты жесткости с одного вала на другой приводятся точно так же, как и моменты инерции,-с помощью квадрата передаточного числа (п. ч.) между валами и к.п.д. в первой степени. При силовом режиме в формулах приведения к.п.д. ставится в одной строчке с квадратом л. ч., при тормозном режиме-в разных строчках.
Преобразование коэффициента жесткости растяжения-сжатия в коэффициент жесткости кручения и наоборот осуществляется с помощью квадрата радиуса рабочего органа- барабана, ходового колеса и др.
Зазоры (люфты) в соединениях определяют по соответствующим стандартам или нормалям на зубчатые передачи и зубчатые муфты. С одного вала на другой зазоры приводятся с помощью п.ч. Зазор линейный преобразуется в угловой и наоборот с помощью радиуса рабочего органа.
Примеры получения различных расчетных схем крановых механизмов даны в работе [9] и др. Расчетную схему для определения динамических нагрузок составляют по кинематической схеме, содержащей данные о двигателе, системе зубчатых передач, барабане, канате, ходовых колесах, тормозах, муфтах, валах и др. Чаще всего механизм имеет крупные массы малой податливости и упругие элементы малой массы. Поэтому в целях упрощения основные массы предполагают абсолютно жесткими и сосредоточенными в центрах тяжести, а валы, канаты и дугие соединительные звенья - упругими и невесомыми. В результате таких упрощений получают достаточно простую расчетную схему, имеющую ограниченное число степеней свободы; ее называют дискретной.
Если исходные параметры кинематической схемы приводят к какому- нибудь валу, получают схему вращательного движения, в которой нагрузки представляют собой крутящие моменты. Если же параметры приводят,
mnimnimv (fflj + т2)(л']2оом2 - IP2)mv (fflj + т2)(л']2оом2 - IP2)гдегдеЛ'12О —Л'12О —(Лч.т2 + WmJ(Лч.т2 + WmJ(8.22)(8.23)(8.22)(8.23)н.д. ~*—н.д. ~*—
mni
mni
mv (fflj + т2)(л']2оом2 - IP2)
mv (fflj + т2)(л']2оом2 - IP2)
где
где
Л'12О —
Л'12О —
(Лч.т2 + WmJ
(Лч.т2 + WmJ
(8.22)
(8.23)
(8.22)
(8.23)
н.д. ~*—
н.д. ~*—
например, к грузу, получают схему поступательного движения, в которой нагрузки определяются как силы.
Расчеты и исследования динамических нагрузок в многомассовых схемах крановых механизмов показали их одночастотность (наибольшая амплитуда колебаний при какой-то одной определяющей частоте), разную в разных звеньях и при различных видах нагружеий (при различных начальных условиях). Эти специфические свойства позволили рекомендовать для практических расчетов упрощенные схемы [10]. При этом нужно все исходные параметры приводить к тому звену, нагрузка в котором подлежит определению.
Упрощенные схемы в крановых механизмах в большинстве случаев дают известное представление о главной (основной, определяющей) частоте. Главной частотой называют ту, которая имеет наибольшую амплитуду,-она далеко не всегда низшая. В многомассовой системе представление о главной частоте для /-го звена с коэффициентом с- может дать формула
/ к +1 ' j СТ 1
®j с^ mJ £ mz £ т,, (8.21)
V Z= 1 Z= 1 Z=H t
где к + 1 - число масс в системе.
Расчет нагрузок в трехмассовых схемах с двумя звеньями дан в работе [9].
Частотный анализ в многомассовых системах можно выполнить по рекомендациям [35], а определить нагрузки звеньев таких схем можно с использованием матричных методов.
Предельные нагрузки в двухмассовой схеме с одним упругим звеном и зазором Д при пуске «с подхватом» определяют по формуле [9]
Л-.т-. + Wm, max —£
Здесь тг - ведущая масса системы, т2 - ведомая масса. Л1В - движущая сила привода, И7-сила статических сопротивлений движению (для механизма подъема - вес груза), ( -коэффициент жесткости звена (рис. 8.3).
Все величины, входящие в две последние формулы (так же как и во все последующие).- постоянные. Если гак называемая «сила разрядки» меньше статического сопротивления, т. е. a120V^<^(Х.24)
то силового размыкания не происходит CFmjn > 0). Если же сила разрядки больше статического сопротивления, то вредное явление силового размыкания неизбежно.
При подхвате па скорости установившегося движения (у = const) формула для предельных нагрузок упрощается [9]:
^™* = w± u^Jcm^.(8.25)
Эта формула дает хороший результат и для ускоренного подхвата в системе, где выдерживается соотношение масс mt » т2 (тихоходные подъемные механизмы, здесь И/=6’-вес груза, ш2-его масса).
Если нагрузка статических сопротивлений пренебрежимо мала (И^ « Р , механизмы , передвижения и поворота), тогда
Ff 1 । L т' +2' Л |
,иах ~ mt + ш, \ V т,P^J'
(8.26)
Для механизмов передвижения и
поворота массы несоизмеримы и поэтому для тг » тх возможно дальнейшее упрощение:
СТ, = СТО + хЛстСТСТ)- (8-27)
Две последние формулы применимы и для торможения, только тогда вместо движущей силы Рдв следует
Р и с. 8.3
подставить тормозную силу Рт. В этих случаях силовые размыкания неизбежны.
Формула (8.27) может быть применена и при несосгоявшемся пуске любого механизма, т. е. при гаком включении привода, которое не вызвало движения механизма (крапа), но привело к большому нагружению его трансмиссии.
При торможении второй массы при опускании груза на валу с зазором (когда быстроходный вал имеет зубчатую муфту второго типа) возникает динамическая нагрузка, наибольшее значение которой (рис. 8.4) равно
max, х
Pt?my I Спь 22^(7^ + т7)
- (Л - <Ф«1 J + (Л - G’bnt
в
Рис. 8.4
(8.28)
При торможении первой массы механизма поворота и передвижения наибольшая нагрузка трансмиссии равна (рис. 8.5)
Р, ш, - ИЭн |
V Р,тг - Ж
2сД(т1 + ль)
РТт2 — Wmt
В том случае, если при движении рабочий орган машины встречает непреодолимое препятствие и в ее кинематической схеме отсутствует муфта предельного момента, трансмиссия будет испытывать действие наибольшей нагрузки, определяемой но формуле В. Ф. Черного (рис. 8.6):
Эта формула справедлива только в том случае, если несущая металлоконструкция является низкочастотной упругой системой. Если же се парциальная частота колебаний больше парциальной частоты колебаний подъемного механизма после стопорения груза (а это характерно для
всех кранов большой грузоподъемности), то требуется учет упругости несущего каркаса.
Последняя формула с очевидностью свидетельствует, что стопорные нагрузки порожнего состояния (IV = 0) больше нагрузок груженого состояния (WV 0). Расчет нагрузок в многомассовых схемах при стопорении последней массы можно выполнить по рекомендациям [9].
Исследования и расчеты показывают, что по приведенным здесь формулам можно получить наибольшие динамические нагрузки с небольшим завышением. Поэтому практическое использование этих формул не опасно для прочности, их погрешность идет «в запас прочности». Учет затухания колебаний, податливости «постели» груза и несущей металлоконструкции машины, а также переменности движущей силы привода (гак называемая обратная связь)-все эти и некоторые другие факторы, как правило, снижают динамические перегрузки.
Во многих механизмах поворота кинема гическая схема предусматривает применение фрикционной муфты предельного момента. Момент затяжки такой муфты с приемлемой точностью можно определить по
формуле
Тм = 1,1 (Тпр + VW+2^py, (8,31) где Тпр-момент привода на ведущих частях муфты, который следует принимать по большему из двух-среднепусковому или тормозному; с-коэффициент жесткости трансмиссии на участке между приводом и муфтой: при разгоне - между ротором двигателя и муфтой, при торможении - между тормозом и муфтой; ф- угловой зазор зубчатых соединений и передач на участке между приводом и муфтой.
Ведущие и ведомые части муфты предельного момента при такой затяжке будут проскальзывать друг относительно друга только при стопорении рабочего органа. Тогда в трансмиссии между приводом и ведущими частями муфты неизбежно возникнут высокочастотные фрикционные автоколебания, которые следует учитывать при расчете прочности деталей механизма.
Практика показывает, что в механизмах возможны резонансы. Для определения возможных резонансных нагрузок необходимо знать рассеивающие (диссипативные) свойства крановых систем. Эти свойства подробно изучены в портальных и плавучих кранах [36]. Данные о коэффициенте относительного рассеивания энергии Ф, который в первом приближении численно равен удвоенному логариф
мическому декременту колебаний, т.е. ф = 25, приведены в табл. 8.1.
Данные табл. 8.1 можно использовать и при расчете других кранов, так как механизмы портальных и плавучих кранов имеют много общего с механизмами кранов других типов.
Резонансные нагрузки могут возникать как при кинематическом, гак и при силовом возбуждении. Кинематическое возбуждение характерно для случаев несоосного соединения вращающихся деталей (крепление с так называемым дезаксиалом), при существенном отступлении геометрической формы барабанов, блоков, ходовых колес (исследования В. Ф. Гайдамаки) и других рабочих органов от круглой, при движении крана или тележки по волнообразным рельсам (исследования А. Г. Горбачева) и т.д.
Если амплитуда кинематического возбуждения равна Ь, то резонансную нагрузку определяют по формуле F^^ebV^+Wf. (8.32) где с-коэффициент жесткости звена, резонансная нагрузка которого подлежит определению. Значение b определяется полем допуска размеров барабанов, ходовых колес и других рабочих органов, допускаемым на неточность соосной сборки, неровностями подкранового пути и др.
Радикал, входящий в приведенную формулу, может быть принят в соответствии с табл. 8.2.
Таблица 8.1
Наименование узла
Коэффициент v наибольший наименьший средний
Механизмы
Металлоконструкция стрелового устройства
Металлоконструкции портала (включая опорно-поворотное устройство, ходовые тележки и подкрановые пути) при нагружении:
в вертикальном направлении
в горизонтальном направлении
Грузовые канаты
Контакт грузовых канатов с барабаном
Система:
подъема груза
поворота
изменения вылета стрелы
0,71,80,8...1.2
0,050,20,1
0,41,00,7...0,8
0,61,20,8...0.9
0,40,60,5
1,01,51,2
0,61,00,8
0,51,00.8
0,30,80,6
0,05
0,1
0.15
0,2
0,3
0,4
0,5
V1 + (Зл/у)2
125,7
62.8
41,9
31,4
21,0
15,7
12,6
У
0,6
0,7
0,8
0,9
1,0
1,5
1,8
Vl + (Зя/у)2
10.5
9,0
7,9
7,1
6,4
4,3
3,6
Рис. 8.8Рис. 8.8
Рис. 8.8
Рис. 8.8
Если периодическая нагрузка Рг = = Ро cosw / приложена к первой массе т^ двухмассовой схемы с одним соединительным звеном, го его резонансная нагрузка
f,.. = р» —т- VT+Wv)2.(8.33)
Р т, + т2 v
Если же нагрузка PY приложена ко второй массе т2, то
fp„2 =+ (2я/ф)2. (8.34)
1m, + m2
Величина Po для зубчатого колеса есть окружное усилие, для эксцентрично закрепленной вращающейся массы - центробежная сила и т. д.
Расчет динамических нагрузок при совместном нагружении несущей металлоконструкции моста и механизма крана
Сложность точного расчета совместного нагружения механизма и мегал- локонс! рукции моста (или другого каркаса ) заключается в том. что такие системы имеюг бесконечно большое число степеней свободы. Колебания таких систем описываются уравнениями в частных производных, решить которые можно только в простейших случаях, при этом решения представляют бесконечные ряды. Вместе с тем доказано, что для работы механизма достаточно точные результаты дают схемы, в которых металлоконструкция представлена одномассовой парциальной системой.
Простейшей схемой, описывающей совместное нагружение моста и механизма подъема, является трехмассовая схема с двумя звеньями (рис. 8.7). Здесь т1 = 47 2 и2 л/^б ~ приведенная к грузу масса вращающихся частей механизма, кг, /,.-момент инерции вращающихся масс, приведенный к валу двигателя, кг-м2;
и- общее передаточное отношение механизма (с учетом кратности полиспаста); р - к. п. д. механизма; £>6- диаметр канатного барабана, м; т2 = Q + тп кг; Q- масса груза, кг; тп - масса подвески, кг; т3 - приведенная к середние пролета масса моста и тележки, кг, найденная по формуле (6.16); Gm = m3 д - приведенный вес моста, Н; д - ускорение свободного падения, м/с2; Grp = т2#-вес груза и подвески, Н; РДЬ = 2Тст п и р/О6-приведенная к грузу пусковая сила двигателя, Н; Т - среднепусковой момент двигателя, Н м; с, = nxEKFJH- коэффициент жесткости каната, Н/м; пк-число ветвей каната в полиспасте; Е¥-модуль упругости каната, МПа; Ек - «металлическая» площадь поперечного сечения каната, м2; Ндлина одной ветви каната (высота подъема), м; с2-коэффициент жесткости моста, Н/м, найденный по формуле (6.15).
Учет податливости моста для нагрузок в канате при подъеме с веса и при подхвате имеет меньшее значе- ime, чем при стопорении крюка. Уравнения движения для такой схемы при стопорении крюка выглядят следующим образом (рис. 8.8):
Рис. 8.7
(8.35)(8.35)
(8.35)
(8.35)
"V] =РДВ-Р1;
^з^з = GM +- F2,
F; = f 1 (^1 — X3);
Fi = GM + C2-v3’
(8.38)(8.38)
(8.38)
(8.38)
где Рдп~нагрузка привода при пуске; в первом приближении ее можно брать на уровне среднепусковой силы и принимать неизменной.
Для нагрузок можно получить следующие двухчастотные функции:
Fx = Ах cos со, t + Вх sincojZ +
+ A2cosco2? + ^2sinсо2/ 4- Dv;
F 2 — А з С О S to , Z + В з S i П (В ! t + + Л4со5со2/ + S4sinto2Z + D2 (8.36)
где
Здесь а-скорость массы тх перед стопорением, а первому индексу у А, Виго соответствует верхний знак перед дробью.
Наибольшие нагрузки в канатах и в мосту с небольшим завышением могут быть подсчитаны по следую
щим выражениям:
f i„„ = V^fTsl + ^А\ + Bl + D,;
(8.39)
f 2m„ $ ДЛ + Bi ++ Bl + D, .
Практическое использование этих формул показано в гл. 12.
При передвижении крана мостового типа нагружение испытывают одновременно элементы трансмиссии механизма передвижения и мост, а 1 руз при его гибкой подвеске на канатах начинает раскачиваться, как маятник. Эти особенности движения систем для описания нагрузок заставляют использовать четырехмассовую расчетную схему с тремя соединительными звеньями (рис. 8.9). Здесь т( - масса вращающихся частей механизма передвижения; т2- масса поступательно движущихся частей концевых элементов моста; тл масса поступательно движущихся пролешых частей моста плюс масса тележки; т4 - масса гибко подвешенною груза; с12 -коэффициент жесткости трансмиссии; с23 коэффициент жесткости моста в горизонтальном направлении; си- коэффициент жесткости гибкой подвески груза; W- сила сонро- [ ивлепия движению.
Нагрузки звеньев в таких схемах как при разгоне, так и при торможении также обладают свойствами одночастотности упругих колебаний, что позволяет и здесь использовать упрощенный способ определения нагрузок с помощью д в у х м а ссо вых схем, разных для различных звеньев (и в этих случаях массы всей системы приводятся но концам рассчитываемого звена). Установлено, что учет соударений в зубчатых муфтах и зубчатых передачах т рансмиссии механизма имеет значение только для первого звена (с коэффициентом жесткости с12), нагрузки во втором и третьем звеньях можно определять без учета соударений в передачах механизма.
Учет соударений с концевыми упорами требует усложнения расчетной схемы необходимо рассматривать «встречу» массы т? с дополнительным звеном, имеющим коэффициент жесткости буферов |"9ф
Как при центральном, так и при индивидуальном приводе механизма передвижения возможна асимметрия кинематической схемы и по коэффициентам жесткости параллельно работающих трансмиссионных валов, и по зазорам в передачах, и по распределению масс. Установлено неблагоприятное влияние любой асимметрии в кинематической схеме [9].
Определение вероятности безотказной работы
Основные механические характеристики конструкционных материалов (временное сопротивление. пределы текучести и выносливости) представляют (см. гл. 1) собой случайные величины, имеющие нормальный закон распределения (см. табл. 1.14 и 1.15). В табл. 8.3 приведены допускаемые границы изменения («допускаемый разбег») предела прочности канатной проволоки (МПа) [37].
Исследования и расчеты показывают, что наибольшая нагрузка как случайная величина или как функция ряда случайных аргументов имеет закон распределения, близкий к нормальному. Тогда, если известны предельные значения наибольшей нагрузки Р2 > Fv на основании использования правила «трех сигм» для математического ожидания (F) и среднеквадратического отклонения наибольшей нагрузки of данного режима нагружения получаем [10]
<F8 = ^_+_Ll: G = (8.40) 4 7 2 ' 6
Таблица 8.3
Маркировочная гру п на
Марка проволоки
В
!
980,7
980,7... 1147
980,7.
..1187
1097
1079... 1245
1079..
.1285
1177
1 177...1442
1177..
.1481
1373
1373...1657
1373..
. 1697
1569
1569... 1853
1569..
. 1893
1765
1765...2050
1765..
.2089
1961
1961...2265
1961..
. 2305
2157
2157...2461
2157..
.2501
2354
2354...2658
2354..
.2697
2550
2550...2854
2550..
.2893
При любом другом законе распределения с конечной дисперсией на основании известного неравенства П.Л. Чебышева вероятность отклонения случайной наибольшей нагрузки за 1 рехсигмовые пределы от математического ожидания не превышает 1/9.
Методика расчета вероятности безотказной работы (ВБР) детали сводится к следующему. При известных статистических характеристиках нормально распределенных механических свойств - математическом ожидании (/?)> и среднеквадратическом отклонении од-легко определить статистические характеристики резерва прочности: математическое ожидание
(r) = (R)-(F), (8.41) среднеквадратическое отклонение (при отсутствии корреляции)
(7r = ^Qr + о? (8.42)
и ВБР детали (или ее надежность)
_ (г - уМ"
<2кпг о
(8.43)
Более подробно зга методика изложена в гл. L а в гл. 12 рассмотрен соо 1 ветствующий числовой пример. Зная нсдежность каждой детали и учитывая их соединение в кинематической схеме механизма, машины, можно рассчитать надежность всего крана в целом [38].
Отказ системы, состоящей из последовательно соединенных элементов, происходит при отказе любого из них. В этом случае ВБР системы определяют по формуле
р-ПЛ’ (8.44)
где [Д-символ перемножения, Pj- ВБР элемента /, к-число элементов в системе.
Отказ системы, состоящей из параллельно соединенных элементов, происходит в случае отказа всех элементов. При параллельном соединении и элементов и при неизменной
ВБР оставшихся элементов (после отказа части из них) общую ВБР системы определяют по зависимости к
Р=Л-ПО-РД(8.45)
j= 1
Приведенная здесь методика расчета позволяет вносить надежность в техническую характеристику спроектированного механизма или крана наряду с другими параметрами (грузоподъемностью, производитель
ностью и т.д.), как этого требует ГОСТ 27.301.83.
ВБР может рассматриваться для различных предельных состояний-по разрушению, появлению пластических деформаций, накоплению усталостных повреждений, износу, нагреву и т.д. В настоящее время такие методы расчета успешно разрабатывают и их результаты публикуют в различных статьях и монографиях [Ю].
Глава 9
РЕКОМЕНДАЦИИ ПО ПРОЕКТИРОВАНИЮ
СБАЛАНСИРОВАННЫХ МАНИПУЛЯТОРОВ (СМ)
Общее устройство
Сбалансированные манипуляторы - перспективная разновидность грузоподъемных машин, устанавливаемых, как правило, непосредственно на рабочем месте или участке. Манипуляторы называют сбалансированными потому, что они имеют специальные пружинные устройства для уравновешивания (балансировки) веса подвижных частей, а многие из них имеют системы автоматической балансировки с помощью привода и веса груза. Тогда перемещение груза в любом направлении осуществляется усилием руки человека, приложенным к рукояти грузозахвата.
Сбалансированные манипуляторы служат массовым средством механизации погрузочно-разгрузочных и транспортно-складских работ с грузами массой 10... 1000 кг-средние и тяжелые СМ и более 1000 кг-сверхтяжелые СМ. Технические характеристики СМ определяют ГОСТ 26055- 84 и 26057-83. Ряд номинальных грузоподъемностей устанавливают ГОСТ 25204-82 и 1575-81 (сверхтяжелые), номенклатура основных параметров- ГОСТ 25378-82, эргономические требования-ГОСТ 16035-81. Основные технические данные СМ, выпускаемых в СССР и странах СЭВ, приведены в каталоге [39].
Сбалансированный манипулятор представляет собой шарнирно-стреловое грузоподъемное устройство с жесткой подвеской груза, установленное на колонне, кронштейне или подвеске на неподвижном или подвижном основании. Общее устройство и габариты СМ наиболее распространенных типов приведены на рис. 9.1: А-зона обслуживания при управлении манипулятором с помощью рукоятки на грузозахвате или рукоятки на удлинителе 7; Б- то же, при управлении с удлинителем 5; /-оголовок, 2 - стрела, 3 - рука, 4 - грузозахват, 5-удлинитель для работы с повышенной высотой подъема, б-выносной пульт управления, 7-удлинитель для работы с крупногабаритными грузами. Перемещение груза в любом направлении в пределах зоны обслуживания, ограниченной геометрическими характеристиками СМ, осуществляется самим рабочим посредством управления одной рукой рукоятью, установленной на основании грузозахватного устройства или на выносном пульте управления. Набор сменных грузозахватов обеспечивает выполнение всех необходимых работ на данном рабочем месте. СМ имеет обычно не менее четырех независимых степеней подвижности грузозахвата, включая его поворот во-
Рис. 9.1
круг собственной оси. Движение по вертикали и горизонтали, а также по любой траектории в вертикальной плоскости обеспечивается шарнирным механизмом типа «пантограф», звенья которого образуют стрелу и руку СМ. СМ в целом имеет возможность поворота вокруг вертикальной оси относительно неподвижного основания или подвижной тележки. Грузозахват обязательно имеет подвижность вокруг собственной, чаше всего вертикальной, оси, а в необходимых случаях - и вокруг других осей, что обеспечивает возможность манипуляций грузом. Специальные устройства грузового, пружинного или иного типа уравновешивают вес металлоконструкций СМ, что позволяет исключить самопроизвольное перемещение грузозахвата но горизонтали под действием силы тяжести стрелы манипулятора, а также устанавливать привод меньшей мощности. Управляя всеми движениями одной рукой, находящейся на многопозиционной рукояти управления, рабочий другой рукой может поддерживать груз, помогая ориентировать его в нужном направлении таким образом, чтобы обеспечить необходимую скорость и точность позиционирования груза при установке его на позицию обра
ботки, контроля, сборки или хранения.
Конструкция привода механизма подъема обеспечивает удержание груза на весу и в том случае, если рабочий снял руку с рукояти управления или произошло отключение подачи энергии. Приведенные на рис. 9.1 размеры СМ и зон обслуживания определяются эргономическими требованиями к оборудованию, размещенному на рабочем месте. Если по характеру производства необходим подъем груза на высоту более 1,5 м, применяют удлинители, на которые выносят рукояти управления. Подобные удлинители применяют при работе с крупногабаритными и листовыми грузами. Скорость подъема груза достигает 20 м/мин и регулируется.
Цель проектирования СМ-обоснование и разработка такого технического решения, которое обеспечивает наибольшую социально-экономическую эффективность механизации ручного труда для типовой группы рабочих мест. Существует три пути достижения указанной цели:
проектная привязка типового СМ к конкретному рабочему месту или типовой группе рабочих мест с учетом данной производственной си-
туации (пространственной, предметной. технологической и эргономической);
модернизация типового СМ с конструктивной разработкой грузозахватных и сопутствующих прием- ноподающих устройств, например роликовых и других питателей, стеллажей, контейнеров, поддонов и т. п.;
разработка новой конструкции СМ на основе анализа проблемной ситуации и постановки проблемной задачи проектирования.
Рекомендации по анализу и расчету социально-экономической эффективности проектных решений применения роботов и манипуляторов, связанных с повышением производительности и сокращением ручного труда, приведены в литературе [43].
Геометрические схемы
Конструкции большинства современных СМ основаны на принципе пантографа.
На рис. 9.2 приведены некоторые геометрические схемы пантографов,
применяемые в конструкциях СМ: традиционная схема («), схема с удлиненным рычагом СЕ (б), схема с удлиненным рычагом AD C>V схема с удлиненными рычагами BE и DE (а), зона управления г, зона обслуживания А], пример управления и исполнения движения по горизонтали а и av то же по вертикали b и bv Пантограф представляет собой шарнирный параллелограмм с удлиненными сторонами, обеспечивающими расположение точек 4. Е и О на одной прямой, сохраняющееся при различных положениях рычагов. Это условие для геометрических схем (рис. 9.2,щ б) обеспечивается следующим и соотношениями размеров рычагов пантографа: ЕС = СО: DE = AD = ВС.
Для геометрических схем на рис. 9.2л, а соотношения размеров рычагов должны удовлетворять следующим условиям: BE = ВО; DE = = AD = ВС - АЛ;.
Замечательным свойством пантографа, возникающим при указанных условиях и используемым в СМ, является то, что траектория движения
точки О, к которой обычно крепится грузозахват, будет подобна траектории точки А или точки Е. если к одной из них присоединить привод, а другую закрепить на шарнире.
Соотношение линейных размеров траектории грузозахвата и траектории точки управления, к которой присоединен привод, будет зависеть от соотношения ЕОЛЕ. которое принято называть коэффициентом пантографа X,: для геометрической схемы (рис. 9.2,«) /?t = A(Z+ I), где 1 = = EO LAE: для остальных геометрических схем соответственно «, = аХ; ОХО2 = ах = аХ» bx = b(X + 1).
Таким образом, любую траекторию движения грузозахвата в плоскости пантографа, включая строго горизонтальное или строго вертикальное направление движения, можно осуществить двумя путями. В первом случае, закрепив шарнирно одну из точек А и Е. к другой присоединяют привод, способный перемещать точку управления по двум независимым координатам (вертикальной и горизонтальной). Во втором случае к каж
дой из точек А и Е присоединяют по одному приводу, способному перемещать свою точку управления лишь по одной координате, вертикальной или горизонтальной. Шарнирное закрепление одной из точек в этом случае не требуется. Такой вариант геометрической схемы СМ приведен на рис. 9.3, где Gnp -масса противовеса, Gv -приведенная масса подвижных час гей пантографа, /, /у плечи приложения приведения масс противовеса и пантографа, Z, А' -высота и ширина зоны обслуживания, R радиус зоны обслуживания.
Опыт проектирования и применения СМ позволяет рекомендовать следующие соотношения размеров пантографа и СМ в целом (рис. 9.3):
коэффициент пантографа принимать в пределах 6... 8, меньшие значения коэффициента приводят к росту размеров СМ при заданных размерах зоны обслуживания, большие-к увеличению нагрузок в шарнирных соединениях пантографа;
углы отклонения руки и стрелы от вертикали и горизонтали а и 0,
соответствующие заданной зоне обслуживания, принимать в пределах + 35 ... — 35°. В качестве исходного положения СМ принимать такое, когда оба угла равны 0, т. е. стрела горизонтальна, а рука вертикальна, и в то же время точка О находится в центре зоны обслуживания по высоте и ширине;
длину руки СМ, т.е. размер рычага ВО (см. рис. 9.2) принимать равным 1,1 ... 1,3 от высоты зоны обслуживания или от ширины зоны обслуживания, если ширина превосходит высоту;
с целью обеспечения плоскопараллельного движения груза панто
граф СМ во многих случаях дополняют соответствующими тягами, создающими вместе с рычагами пантографа два шарнирных взаимосвязанных параллелограмма, не позволяющих грузозахвату раскачиваться на шарнире О в период разгонов, торможений и других рабочих режимов. Примеры конструкции таких пантографов приведены на рис. 9.4 и 9.5. На рис. 9.4 взаимосвязанными параллелограммами будут AJ^BA и В2О1ОВ. Меньшие стороны этих параллелограммов принимают одинаковыми и равными 0,4... 0,5 от меньшей стороны параллелограмма пантографа, например ВС;
Рис. 9.5
габариты СМ в целом независимо от его типа определяются эргономически обоснованными размерами зоны обслуживания, которые приведены на рис. 9.1, и конструктивными соотношениями, указанными в п. 1 ... 4. Габариты элементов подвески СМ (колонны, кронштейна, тележки и т. п.) определяются характеристиками типового рабочего места, однако не следует принимать габарит по высоте более 3,5 ... 4,0 м независимо от типа.
Уравновешивание СМ
С целью облегчения управления вручную и уменьшения необходимой мощности приводов применяется статическое уравновешивание веса подвижных частей пантографа СМ с помощью противовеса или пружинного устройства. Вследствие статической неуравновешенности при заторможенном состоянии механизма подъема возникает горизонтальная сила увода пантографа, которая может вызвать самопроизвольное движение грузо-
захвата по горизонтали после снятия руки рабочего с рукояти управления. Задача уравновешивания - подобрать такое грузовое или пружинное уст- ройство, которое бы позволяло снизить указанную силу увода при всех положениях пантографа, чтобы она не превышала приведенную силу зрения во всех подвижных шарнирных соединениях. В этом случае, даже при отсутствии тормоза горизонтального движения, после снятия руки рабочего с рукояти управления пантограф и грузозахват останутся в том же положении. С целью компенсации неточностей при изготовлении и монтаже СМ целесообразно уравновешивающие устройства проек1ировать с возможностью регулирования, например за счет изменения плеча груза или натяжения пружины при наладке и эксплуатации СМ на рабочем месте.
На рис. 9.3 приведена схема расчета массы противовеса, установленного на продолжении рычага СЕ, при заданной приведенной массе подвижных частей пантографа (включая гру-
зозахват), которая присоединена к тому же рычагу в точке С. Расчет следует провести для нескольких крайних положений грузозахвата согласно зоне обслуживания.
Простейшее пружинное устройство уравновешивания приведено на рис.9.6: Сп-коэффициент упругости пружинного устройства, d-плечо установки пружинного устройства. Особенности выбора мес та установки и конструкции пружины определяются необходимостью обеспечения уравновешивания при всех положениях пантографа, что требует большого рабочего хода пружины, превышающего ее длину в нерастянутом состоянии. Пружина изготовляется с предварительным поджатием витков друг к другу с таким расчетом, что ее свободная длина, т.е. длина пружины в педеформированном состоянии, равна нулю. Это значит, что предварительное деформирование витков пружины при изготовлении таково, что если бы толщина прутка пружины была бесконечно малой, то длина (высота) пружины в свободном состоянии, когда усилие в ней отсутст- вует, стремилась бы к нулю. Следовательно, началом растяжения пружины Сп (рис. 9.6) условно служит точка К, в которой пружина шарнирно закреплена на оголовке СМ. Коэф-
Рис. 9.6
фициент жесткости пружины определим, приравнивая моменты сил растяжения пружины и приведенной силы тяжести подвижных частей пантографа относительно шарнира А. В соответствии с расчетной схемой рис. 9.6 получим уравнение
G^cosP = CVkl^cosP,.
Следовательно, коэффициент жесткости пружины (Н/см) найдем по формуле
£ LaB COS Р
«V^cosp/
Расчет следует выполнить для нескольких крайних положений пантографа в пределах зоны обслуживания. Оптимальный синтез пружинных механизмов уравновешивания СМ рассмотрен В. М. Кузнецовым в работе, опубликованной в журнале «Вестник машиностроения» № 2 за 1983 г. Для регулирования пружинного устройства в период отладки и эксплуатации СМ предусматривают возможность регулирования длины тяги LB, например, с помощью резьбовой муфты.
В ряде конструкций СМ применяются системы уравновешивания также и веса поднимаемого груза. В этих случаях пневматический, гидравлический или электрический приводы имеют чувствительные датчики, которые после балансировки СМ с грузом или без груза улавливают небольшие усилия руки человека, подающей через рукоять грузозахвата команды на подъем или опускание грузозахвата. На рис. 9.7 приведен СМ с автоматическим пневмоприводом уравновешивания груза, включающим пневмоцилиндр Р, поддерживающий пантограф, кнопки «О» и «Q», расположенные на грузозахвате и предназначенные для включения систем балансировки СМ без груза и с грузом, и чувствительный датчик.
Рекомендации по проектированию СМ с пневмо-, гидро- и электроприводом даны в работе [40].
Рис. 9.7
Обобщенная кинематическая и расчетная схема СМ и рекомендации по расчету
Обобщенная кинематическая схема наиболее сложного подвесного передвижного СМ, имеющего приводы всех четырех степеней подвижности, приведена па рис. 9.4: привод подъема I, привод горизонтального движения //, привод поворота III, привод передвижения тележки IV; Р^, Р^, P\v, mv. Рн- Рт и др.-силы инерции в поступательном движении соответственно груза, тележки, оголовка, руки и стрелы, возникающие при разгонах и торможениях приводов I, II и IV, ^Hi- Pin- Рин и лр. силы инерции, возникающие при разгоне и торможении механизма поворота: с индексом т - касательные; без индекса - центробежные, Ятах - наибольший радиус обслуживания. Более простые схемы СМ, например стационарного типа на
колонне, могуч быть получены путем упрощения обобщенной схемы и изменением схемы пантографа. При составлении расчетной схемы СМ. необходимой для определения нагрузок, подбора приводов и расчетов на прочность и долговечность элементов к онст рукции, учитываю! с л еду ю щее.
Опасным положением СМ следует считать такое, в котором цен гр тяжести груза наиболее удален от оси механизма поворота, расположенной в центре опорной конструкции, например тележки. В этом случае опорные нагрузки в пантографе, опорно-поворотном устройстве и механизме передвижения тележки будут наибольшими.
Одновременное выключение всех механизмов создаст наибольшие инерционные нагрузки, которые необходимо учитывать при расчете всех приводов. С целью упрощения определения инерционных нагрузок можно
ориентироваться на максимальные ускорения, возникающие в переходных режимах механизмов СМ. Опыт проектирования и эксплуатации, а также экспериментальные исследования показывают, что эти ускорения, приведенные к центру груза, находятся в следующих пределах: механизм подъема-до 5 м/с2; механизм горизонтального движения груза и передвижения тележки-до 2 м/с2; механизм поворота СМ-до 2 м/с2.
Определение собственной массы элементов СМ на стадии проектирования можно производить по приближенным статистическим данным, приведенным, например, на рис. 9,8, с последующим уточнением после принятия всех конструктивных решений. Верхняя кривая дает приближенное значение отношения массы СМ к массе максимально поднимаемого груза, достигнутое в конструкциях, изготовленных из нелегированных сталей без применения специальных тонкостенных профилей проката и гнутых профилей. Совершенствование принципов конструкции СМ, применение легированных сталей, специального проката и гнутых профилей позволит снизить отношение масс МС и максимального поднимаемого груза KG до значений, соответствующих нижней кривой KG. Заметим, что большие значения для СМ меньшей грузоподъемности объясняются тем, чю габариты СМ мало зависят от грузоподъемности при сохранении размеров зоны обслуживания.
Распределение массы СМ между его элементами можно принять следующим образом: оголовок с приводами - 30 ... 35%; подвеска (колонна, тележка и т. п.)-30.. .35%; пантограф-
К&
Рис. 9.8
. .25%; грузозахват-5... 10%.
Распределенностью массы элементов СМ в первом приближении можно пренебречь, а центры тяжести элементов сосредоточить таким образом, как указано на рис. 9.4.
После составления расчетной схемы СМ методами, аналогичными применяемым для кранов общего назначения, определяют опорные реакции, силы инерции и трения и необходимые максимальные значения движущих усилий приводов. В случае применения СМ для технологических операций, например ковки, клепки, сверления, зачистки и т.п., необходимо при расчете учитывать технологическое усилие.
Мощность (Вт) привода механизма подъема определится по формуле
N = !У^,
где р-к.п.д. передачи усилия от привода к шарниру управления Е; у- коэффициент перегрузочной способности привода (для пневмо- и гидропривода принимается равным 1, для электропривода - согласно механической характеристике). Введение в формулу мощности коэффициента перегрузочной способности привода вызвано тем, что в отличие от грузоподъемных машин общего назначения, где расчет приводя! по статической мощности, в данном случае кроме статических сил сопротивления учитывают все силы инерции. Это связано с тем, что ускорения, возникающие при работе СМ, существенно превышают ускорения, допустимые в кранах. Следовательно, определяют максимальное пусковое усилие привода. Расчет же мощности, как принято, проводится по установившемуся режиму работы, что и вызывает необходимость учета коэффициента перегрузочной способности привода, реализующегося при разгоне СМ. Сила Ry, приведенная к шарниру управления Е, -вертикальная составляющая равнодействующей всех сил, действующих на пантограф, Н; Vv-скорость подъема груза, приведенная к шарниру Е, м/с.
Привод горизонтального перемещения грузозахвата в СМ малой и средней грузоподъемности, как правило, осуществляется вручную. Однако если в результате расчета горизонтальной составляющей равнодействующей всех сил, приложенных к пантографу, приведенной к шарниру управления Е, окажется, что эта составляющая превышает 10... 15 Н, то следует установить привод. В противном случае при длительной работе СМ рабочий будет уставать. Мощность привода определится по формуле
д V /V = " “ nv ’ где Еп, ^-горизонтальная составляющая равнодействующей всех сил, приложенных к пантографу, и горизонтальная скорость перемещения грузозахвата, приведенные к шарниру Е.
Замечание об ограничении ручного привода относится и к механизму поворота СМ. Если для поворота требуется приложить к рукояти управления усилие больше 10... 15 Н, то установка привода целесообразна. Мощность привода может быть определена по следующей формуле: N = = 7со/(гц|/), где Т- приведенный к оси поворота СМ суммарный момент всех сил, действующих на пантограф, оголовок и опорно-поворотное устройство, Нм; со - угловая скорость поворота СМ, 1/с.
Мощность механизма передвижения тележки СМ определяют по необходимому пусковому усилию (Н) привода:Еп = Ехк + Еин + Е_ + Еу,
гдеРп-пусковое усилие привода; Енн- максимальная сила инерции СМ в поступательном движении, определяемая из условия отсутствия буксования, т. е. не превышающая силу сцепления приводных колес с рельсами. Если учесть, что приводными являются все ходовые колеса, а для увеличения силы сцепления может быть применен дополнительный поджим ходовых колес с помощью нижних роликов с суммарным усилием Рд, указанная сила сцепления определится по
формуле
^и=(^м + ^д)Ксц,
где Есм-сила тяжести СМ без груза; Ксц-коэффициент сцепления приводных колес с рельсами; следовательно, должно быть Рин ^ Рец; Рхк-приведенная сила сопротивления качению всех ходовых и дополнительных колес с учетом сил трения качения колес по рельсам, сил зрения в подшипниках и сил трения между ребордами колес и рельсами; Ев-сила сопротивления ветра (если СМ работает в помещении, то следует учесть вен тиляционный напор, если таковой есть); Еу-составляющая сила тяжести СМ, определяемая уклоном рельсов при неточном монтаже; не превышает 1% от силы веса СМ.
Тогда мощность привода механизма передвижения определится так:
р V
К =
где Гп-скорость передвижения, м, с; q-кльд. передачи от двигателя к приводным колесам.
Если Рп не превышает 10... 15 Н, возможно применение ручного привода.
Примеры конструкций
В настоящее время в СССР и странах-членах СЭВ серийно выпускают более тридцати моделей СМ различных типов, грузоподъемностей и систем приводов. В каталоге приведены основные технические данные и принципы конструкций этих СМ. Разработке и применению СМ уделяется большое внимание в развитых капиталистических странах, прежде всего в Японии.
Значительная часть современных СМ имеет лишь единственный привод-привод механизма подъема грузозахвата. На рис. 9.5 и 9.7 приведены примеры конструкций СМ подвесного и напольного типов с пневмоприводом механизма подъема. Типоразмерные ряды этих СМ разработаны японской фирмой «DAINICHIKIKO СО, LTD». Габариты (мм) СМ различной грузоподъемности приведены
iJЕIjU,Е55198027803410185030404703410125198027803410185030404703410225195028803440177031404003440350195028803440177031404003440в табл. 9.1.СМвсех приведенныхленныхтипоразмеров. Рассмотрим вiJЕIjU,Е55198027803410185030404703410125198027803410185030404703410225195028803440177031404003440350195028803440177031404003440в табл. 9.1.СМвсех приведенныхленныхтипоразмеров. Рассмотрим вГрузоподъемность, СМ напольного типа (рис. 9.5) СМ подвесного типа (рис. 9.7) кг._Грузоподъемность, СМ напольного типа (рис. 9.5) СМ подвесного типа (рис. 9.7) кг._
i
J
Е
I
j
U,Е
55
1980
2780
3410
1850
3040
4703410
125
1980
2780
3410
1850
3040
4703410
225
1950
2880
3440
1770
3140
4003440
350
1950
2880
3440
1770
3140
4003440
в табл. 9.1.
СМ
всех приведенных
ленных
типоразмеров. Рассмотрим в
i
J
Е
I
j
U,Е
55
1980
2780
3410
1850
3040
4703410
125
1980
2780
3410
1850
3040
4703410
225
1950
2880
3440
1770
3140
4003440
350
1950
2880
3440
1770
3140
4003440
в табл. 9.1.
СМ
всех приведенных
ленных
типоразмеров. Рассмотрим в
Грузоподъемность, СМ напольного типа (рис. 9.5) СМ подвесного типа (рис. 9.7) кг._
Грузоподъемность, СМ напольного типа (рис. 9.5) СМ подвесного типа (рис. 9.7) кг._
грузоподъемностей имеют одинаковые зоны обслуживания и близкие габариты, одинаковые у двух соседних типоразмеров.
Большое распространение начинают получать СМ с асинхронным приводом и тиристорным регулированием. Весьма плодотворным является модульный подход к созданию типоразмерных рядов СМ на базе минимального числа модулей электроприводов. которые могут быть применены не только в механизмах подъема, но и в других. Таким образом, ограниченное число модулей электроприводов, пантографов, оголовков, тележек и других конструктивных элементов позволяет создавать гибкие модульные конструкции СМ многочис-
качестве примера общие данные нескольких типоразмерных рядов СМ японской фирмы «DAINICIKIKO СО, LTD» на базе четырех модулей однофазных асинхронных приводов, которые приведены на рис. 9.9, в табл. 9.2 и 9.3.
Приведенные материалы определяют основные показатели нескольких десятков СМ двух конструктивных схем: напольной и подвесной на неподвижных основаниях. Количество типоразмеров можно удвоить, если применить подвижные основания-тележки. Все типоразмеры разделены на четыре ряда но числу принятых за основу модулей электроприводов (табл. 9.2). Наиболее многочисленным является типоразмерный
Рис. 9.9
Мощность модуля привода. кВт
ГрузоподьемностьКоличество Скорост ьРазмеры зоны обслуживания для СМ
— типоразме- подъема.гииоразмерною ряда, м базового СМ, типоразмеров ровм/мин
кгСМ, кгвысотадиаметр
0.25
2.0
2,5
4.0
5037...503201.8...3,04,0...6.0
10075...25011201,1... 2,23.0...6.0
180120...2704201.1...2.23.0...6.0
250185...500518101,1...2,23,0...6,0
Т а б л и ца 9.3
Грузо-
Собст-
Мощность
Геомет ричеекис
размеры, мм
подъем- иость, кг
венная масса.
привода, кг кВт
А'
В
С
В’
Е
Г
G
И
/
J
К
Z
R
150
150
2
1450
180
300
1450
3043
3143
441
269
1660
2370
1593
1150
1600
100*
160
2
1800
200
300
1800
3653
3750
441
269
2000
2710
1853
1500
2000
85
170
2
2400
280
300
2300
4613
4713
441
269
2650
3360
23 1 3
2000
2700
75
180
2
2800
350
300
2700
5353
5453
■441
269
3130
3840
2653
2400
3100
270
240
2,5
1350
215
300
1400
3122
3222
585
305
1650
2540
1605
1100
1500
180*
250
2,5
1795
215
300
1800
3710
3810
585
305
2030
2920
1880
1 500
2000
150
260
2,5
2280
270
300
2200
4461
4561
585
305
2560
3450
2231
1900
2500
120
280
2.5
2650
360
300
2550
5189
5289
585
305
3070
3960
2587
2250
3000
375
285
4,0
1400
225
300
1400
3160
3300
610
280
1620
2515
1760
1100
1600
250*
300
4,0
2000
230
300
1800
3930
4050
610
280
2100
2990
2130
1500
2200
215
315
4,0
2450
300
300
2200
4698
4800
610
280
2600
3480
2498
1900
2750
185
350
4,0
2800
370
300
2550
5370
5550
610
280
3000
3910
2820
2250
3250
* Базовый гиноразмер СМ для данного модуля асинхронною привода.
Примечание. Скорость подъема для СМ на базе приводов мощностью 2 и 2,5 кВт принята равной 20 м/мин, для СМ на базе привода мощностью 4 кВт-IS м/мин. кроме CM iрузоподъемностью 375 кг. для которого скорость принята равной 10 м/мин.
ряд на основе модуля электропривода мощностью 2 кВт, базовой моделью которого является СМ грузоподъемностью 100 кг, соответствующий наиболее массовым потребностям механизации рабочих мест в промышленности. За счет варьирования грузоподъемности и размеров зоны обслуживания (наибольшего радиуса R и высоты подъема Z) создаются модификации СМ, зависимости характеристик которых для-трех базовых моделей СМ приведены на рис. 9.10. В
соответствии с рисунком грузоподъемность и высота подъема для каждой модификации определяются в зависимости от желаемого радиуса зоны обслуживания и грузоподъемности базовой модели (графики: У-грузоподъемность 100 кг. 2 180 кг, 3- 250 кг). Осуществляется каждый типоразмер ряда за счет смены рычагов пантографа, трузозахвата и изменения передаточного числа привода, если скорость подъема сохраняется прежней. В некоторых случаях установленная мощность привода будет не использована. В целом это экономически выгоднее, чем существенно увеличивать число типоразмеров приводов.
На рис. 9.11 приведен СМ шпа ШБМ- 150. Конструкция ею состоит из грузозахвата клещевою У. рукояти управления 2, руки 3, стрелы 4- оголовка 5. блока управления приводом б, электродвигателя постоянного тока 7. редуктора Л, опорно-поворот ною устройства 9. колонны 10.
Для обеспечения подвижности СМ на колонне при грузоподъемности до 350 кг может быть применена неприводная конструкция тележки с откидывающимися упорами, приведенная па рис. 9.12. Конструктивные размеры таких тележек для СМ различной грузоподъемности приведены в табл. 9.4.
Неприводные тележки допустимо применять для редких перемещений СМ.
Если одним СМ необходимо обслуживать несколько единиц оборудования, расположенного на значительном расстоянии, целесообразно применить подвесной тип СМ, закрепленный па приводной тележке. Пример конструкции приводной тележки с электроприводом приведен на рис. 9.13, а конструктивные размеры тележек для СМ различных грузо- подъемностей-в табл. 9.5. В этой же
Грузоподъем-
шюсгь, KiЛ 2
Размеры, мм
В'
<1
О1
551900
1200
1980
220
1252400
1400
1980
260
2252800
1500
1950
300
3502900
1600
1950
350
таблице указаны основные данные рельсового пути в виде двух подвесных двутавров. Кроме приводных ходовых колес тележки имеют дополнительные колеса, установленные под нижней полкой двутавра, для обеспечения устойчивости тележки при любых положениях СМ с грузом. Приводные колеса соединены с приводом цепной передачей.
Таблица 9.5
Грузоподъем
ность. кг
Мощность приво-
Размеры, мм
вода. кВтЛ,
вг
<2,
рельс-двутавр
55
0,2 + 0.2900
1225
1200
1425
125 х 75 х 5,5
125
0,2 + 0,21000
1325
1300
1525
150 х 75 х 5.5
225
0,4+ 0,41100
1450
1400
1650
200 х 100 х 7,0
350
0,4 + 0,41200
1550
1550
1750
250 х 125 х 7.5
Универсальность СМ на рабочем месте в знача тельной мере обеспечивается набором сменных грузозахва- i ов. позволяющих механизировать захват и манипуляцию любого груза, характерного для данного технологического процесса. На рис. 9.14 при- всдеиы примеры конструкций грузозахватов поддерживающего (н. б) и зажимающего (я. г) типов, а на рис. 9. ] 5 - конструкции удерживающих грузе захватов: злекгромагнитных (щ б) и вакуумных (/>. г).
Рекомендации
по проектированию грузозахватов
Цель проектирования грузозахватов для т ипового СМ - разработка такого
комплекса быстросменных конструкций, которые бы обеспечили выполнение всех операций взятия, удержания, манипуляции, складирования всех грузов. предусмотренных типовым рабочим местом, при наименьших затратах ручного труда и наибольшем социально-экономическом эффекте.
Рекомендации по проектированию грузозахватов. 1, Выбору принципов конструкции комплекта грузозахватов должен предшествовать анализ грузопотока и комплексных технологий типового рабочего места с целью определения комплекса требований к грузозахватам.
Принцип конструкции грузоза- хвата должен обеспечивать минимум трудоемкости его замены за счет при-
менепия нормализованных креплений к СМ, желательно без применения инструмента и сложных манипуляций.
Конструкция грузозахвата должна обладать гибкостью, позволяющей быструю переналадку на другой тип груза или захват без переналадки различных гипоразмеров данного типа груза за счет применения сменных и регулируемых элементов конструкции.
Конструкция должна быть модульной. позволяющей объединять несколько грузозахватов на одной траверсе, а также создавать комбинированные грузозахваты, соединяющие в себе грузозахваты нескольких чипов.
Вместе с тем следует стремиться к уменьшению веса грузозахвата. что позволит увеличить фактическую грузоподъемность СМ при прочих равных условиях.
При расчете грузозахвата следует учитывать, кроме веса груза, и силы инерции, возникающие при одновременном пуске всех приводов, как эго указано на рис. 9.4, технологические нагрузки, если таковые предусмотрены технологическими процессами на данном рабочем месте выполнять с помощью СМ.
Если для зажатия или кантования груза требуется усилие более 50... 100 Н, нужно установить привод для осуществления этих операций без применения ручного труда [40].
ЭРГОНОМИЧЕСКИЕ И ЭСТЕТИЧЕСКИЕ ТРЕБОВАНИЯ
К ГРУЗОПОДЪЕМНЫМ МАШИНАМ
§ 10.1. Общие эргономические и эстетические требования
Современный уровень развития техники дает конструктору возможность и обязывает его создавать такие изделия, которые не только выполняют свое назначение, но и максимально удобны при обслуживании и пользовании ими.
Наука эргономика занимается проблемами согласования конструктивных и функциональных особенностей машин и среды с возможностями человека. Этому посвящены многие научные труды, разработаны ГОСТ 12.2.049-80, 16.035-81, 15.001-73, 21.035-75 и др.
При проектировании ГПМ автор проекта рассматривает систему «ГПМ- машинист-среда», в которой каждый элемент выполняет определенные функции. ГПМ предназначена для подъема, опускания, перемещения и позиционирования груза. Машинист- оператор управляет ГПМ, обслуживает и ремонтирует ее. Среда или условия, в которых находятся машина и человек, в зависимости от производства могут быть различными: это и закрытое отапливаемое или неотапливаемое помещение, и эстакада на открытом воздухе, и специфические условия, связанные с перепадами температур, запыленностью, загазованностью или повышенной лучевой энергией и т. п.
В процессе производства человек и машина находятся в постоянном взаимодействии между собой и окружающей средой. На начальной стадии проектирования необходимо провести анализ этих взаимодействий и определить их оптимальное совмещение.
Прежде чем распределять функции между машиной и человеком, автор проекта должен располагать сведениями о возможностях человеческого организма, конструктивных и функ
циональных возможностях машины и особенностях рабочей среды. Так, различные по конструкции ГПМ имеют различные технические характеристики, но при этом все они имеют возможность одновременно выполнять несколько операций, например подъем и перемещение, перемещение в разных плоскоетях и т. п.; развивать большие усилия с достаточной степенью плавности и точности; быть достаточно устойчивыми к внешним воздействиям (влажности, перепадам температур, динамическим воздействиям и т. п.).
Что касается возможностей человека, то они зависят от антропометрических и психофизиологических свойств организма. Существуют статические характеристики антропометрических признаков человека для различных групп населения. На рис. 10.1 приведены некоторые характерные параметры человека из группы населения со средним значением продольных признаков (ГОСТ 12.2.033- 78); характеристики средних антропометрических признаков (/): в положении стоя (а), лежа (б) и сидя (в); размещение ручных органов управления при работе сидя (//). указанные размеры - в сантиметрах. Руководствуясь этими данными, автор проекта определяет размеры пространства, необходимого человеку для управления и обслуживания машин, устанавливает размеры проходов и площадок, лестничных и входных проемов, определяет возможные габариты приближения другого технологического оборудования в зоне работы ГПМ. При этом необходимо пользоваться указаниями и рекомендациями, предусмотренными Правилами устройства и безопасности эксплуатации грузоподъемных кранов и требованиями Системы стандартов безопасности труда (ССТБ), санитарными правилами по устройству и оборудованию кабин машинистов кранов. Но возможности чело-
веческого организма не ограничиваются его антропометрическими данными. не менее важны его психофизиологические свойства. Учеными установлены очень интересные свойства организма, например: при внезапном появлении объекта требуется 1,7 с, чт обы оператор отреагировал и включил аппараты управления; реакция человека на звук-0,16 с; на запах-0,3 с; на тепло и холод-0,2 с. При наличии предупредительных знаков время реакции можно сократить на 40%.
При проектировании должны быть учтены и такие особенности человека, как:
точность движения рук больше в положении сидя, меньше-при работе стоя:
наибольшая т очность движений при небольших (до ЮН) нагрузках совершается пальцами рук, меньшая - движением кисти;
максимальное усиление, развиваемое правой (рабочей) рукой, на 10... 15% больше усилия, развиваемого левой рукой;
скорость движения рук больше при движении в направлении «к себе», меньше при движении «от себя»;
скорость движения правой руки больше при движении слева направо, левой руки-справа налево;
усилия давления и тяги, развиваемые руками при движении их перед корпусом, больше, чем при движении рук в стороны;
максимальное усилие, развиваемое стопой ноги в положении сидя.
дос1игас1ся, если угол между голенью и бедром составляет 95 , _ 120 ;
максимальное усилие при движении ног достигается в положении сидя при упоре на спинку сиденья;
скорость и частота движений» совершаемых стопой ноги, больше в положении сидя, чем в положении стоя;
способноегь человека восприпи- магь гюслеловательные сигналы обычно не превышает 10 сигналов в секунду;
1лаза человека реагируют на такие малые количества световой энергии, как 4_ . 5 квантов, и могут различать обьскы видимые узловые размеры которого составляю] 0,5'1
слух человека воспринимает сигналы с эиернгей звука до 1 ’ 10” 10 эрг, с;
при быпрой смене звуков или ярких предметов у человека возникает бесиокойс1 во;
холод ассоциируется и голубым и синим цветом, тенло-т желтым или красным.
Зная особенное] и оргагшзма и учитывая возможные изменения и в поведении человеки под воздействием внешней среды, автор проекта должен прсдусмагрива I ь санитарно-гигиенические меры безопасности труда в соо ( вечеч вш t с нормами Госса ни нснек- ции Министерства здравоохранения СССР
§ 10,2. Требовании
к кабилам мостовых кранов
А к a j । и з системы « ма ш и н а ч ел о в ск - среда» завершается составлением об- 1 г и i х эр г о п о х ш ч ес к и х г ре б о ва н и й к i рузоиодъемпой машине, в частности к кабине май [иниста мос тового крана гши к месту работы рабочего-крановщика при шарнирно-балансирном ма- иинуляюрс. Приведем некоторые рекомендации ио проектированию кабин мостовых кранов:
кабины крапов, работающих в закрыт ых помещениях при т ем пера - [урс окружающего воздуха 10... 28 С, могул быть открытого исполнения!
на кранах, рабшающих на открыто м в о з/1 у х е, ус г a и а в и i и ва ю г к а б и н ы закрытою исполнения с теплоизоля-
цией, при температуре ниже —10 С в кабине должны быть отопительные устройства, а при температуре более + 28 С- принудительная вентиляция или кондиционеры;
кабину размещают в торце под галереей моста крана, со стороны, противоположной основной зоне обслуживания. При длине моста более 17,5м допускается центральное расположение кабины в пролете;
кабина должна находиться вне зоны главных троллейных проводов;
машинист в положении сидя и стоя должен имечь максимальную обзорность зоны работы грузозахватно- 1 о устройства о т нижие] о до верхнего положения (в вертикальной-вперед и вверх от горизонтали 30 , вниз-90е , в горизонтальной плоскости-в обе стороны 135);
размеры рабочего пространства, в котором помещается машинист, должны учитывать удобства работы и ухода за механизмами и приборами. Свободный от оборудования объем кабины должен бы ть 15 м3 на одного работающего, высота кабины - не менее 2,5 м;
рабочее место при выполнении работы сидя должно соответствовать требованиям ГОСТ 12.2.032-78. в положении слоя - ГОСТ 12.2.033-78 (рис. 10.1);
кабины крапов, работающих в условиях повышенной запыленности или загазованности, должны быть герметически закрытыми;
для обеспечения чистоты воздуха и необходимого его давления внутри кабины (2 ... 3 мм вод. ст.) в них устанавливают кондиционеры в соответствии с ГОСТ 12.4.021-75;
температура воздуха в кабине в зимнее время должна быть 16... 20 С. а в легнес-не выше 28 С;
относительная влажность воздуха должна быть 60 ... 70% при 20 С и 50% при 25: С;
объем подаваемого воздуха в кабине должен быть 30... 33 м3ч на одного человека;
интенсивность теплового облучения крановщика не должна превышать 0,5... 0,7 г/кал па 1 см2 в мин;
в кабине должно быть равномерное. достаточное по силе света освещение;
уровень шума на рабочем месте машиниста должен отвечать требованиям ГОСТ 12.1,005-76 (и не превышать 80 дБ);
вибрационные характеристики на рабочем месте машиниста должны соответствовать ГОСТ 12.1.012-78.
Особые требования предъявляют к органам управления крана, в частности:
органы управления размещают с учетом зон оптимальной и максимальной досягаемости. При проектировании ГПМ можно использовать рекомендации, представленные на рис. 10.1;
форма и размеры приводных элементов органов управления должны обеспечивать надежный захват их руками и предотвращать соскальзывание ног;
предпочтительнее рычаги управления тележкой и мостом располагать
8u8 A
Рис. 10,2, Продолжение
под правой рукой, подъемами-под левой (ОСТ 24,290,09-76);
места контактов органов управле- ния с руками и ногами работающего выполняю! из нетоксичных, нетеплопроводных и электроизоляционных материалов;
органы управления кодируют формой, цветом, размером или другими видами кода (ГОСТ 21829-76);
для обозначения функционального назначения органов управления применяют надписи, символы по ГОСТ 12.4.040-78;
ножные органы управления (перемещение педали не более 800 мм и ширина опорной поверхности не менее 60 мм) должны применяться при небольшой точности управления с усилием 30 ... 200 Н;
усилия на рычагах управления не должны превышать 30...60 Н.
На рис. 10.2 приведены схемы кабин для кранов мостового типа [20]: закрытого (/) и открытого (//) исполнения.
Говоря об эргономике, нельзя не учитывать и качество внешнего исполнения изделия. Конструктор должен максимально сочетать форму изделия, его функции, конструкцию, материал, технологию изготовления, экономичность с требованиями технической эстетики. Окраска, форма, 224
рациональное размещение изделий создают комфорт в работе машиниста и обслуживающего персонала, отвечают эстетическим потребностям человека. Например, окраску кабины изнутри рекомендуют делать спокойных, светлых тонов и хорошо моющейся. Рабочее место крановщика оборудуют креслом, позволяющим работать в удобной позе и отдыхать в перерыве между операциями. Параметры кресла должны соответствовать данным ГОСТ 21880-76 с учетом требований техники безопасности (ГОСТ 12.2.003 78). Конструктивные и отделочные материалы кресла должны быть прочными, огнестойкими, нетоксичными, легко моющимися. Кабину с наружной стороны окрашивают в виде чередующихся полос черного и желтого цвета (согласно ГОСТ 12.4.026-76). расположенных под углом 45е. Аварийный выключатель окрашивают в красный цвет и т. д.
Используя результаты анализа системы «машина-человек -среда», автор проекта имеет возможность создать такую конструкцию ГПМ, такую организацию операций и рабочей среды, которые, делая труд высокопроизводительным и надежным, в го же время Обеспечивали бы человеку необходимые удобства и сохранили его работоспособность и здоровье.
Глава Н
СОСТАВЛЕНИЕ И ОФОРМЛЕНИЕ СПЕЦИФИКАЦИЙ, СБОРОЧНЫХ ЧЕРТЕЖЕЙ И РАСЧЕТНО
ПОЯСНИТЕЛЬНОЙ ЗАПИСКИ
§ ПЛ. Задачи, решаемые в спецификации и на сборочном чертеже
В соответствии с ГОСТ 2.102-68 спецификация является основным конструкторским документом для любой сборочной единицы, комплекта или комплекса, гак как она однозначно определяет состав изделия.
При работе над конструкцией в первую очередь необходимо решить, из каких самостоятельных сборочных единиц, деталей, стандартных изделий и материалов будет состоять разрабатываемое изделие (сборочная единица). Совершенно очевидно, что до завершения разработки чертежа изделия полная спецификация составлена быть не может. В связи с этим на первом этапе разработки конструкции на основании изучения аналогов, литературы, патентных материалов должен быть составлен примерный перечень самостоятельных, более мелких сборочных единиц и деталей, из. которых будет состоять изделие: кран, тележка, механизм, металлоконструкция и т. д. Членение разрабатываемой сборочной единицы на более мелкие самостоятельные узлы, детали, стандартные изделия желательно базировать либо на принятой для конкретного краностроительного завода технологии изготовления и сборки, либо на основании литературных данных.
Под самостоятельной сборочной единицей обычно понимается такое изделие, которое может быть собрано независимо от других изделий и в готовом вице поступает на сборку более крупной сборочной единицы. Применительно к кранам такими изделиями обычно являются унифицированные крюковые подвески, верхние блоки и балансиры, канатные барабаны. ходовые колеса или балансирные тележки, редукторы, тормоза, буферы, рамы тележек, крановые не-
сущие металлоконструкции или их отдельные крупные части, состоящие, в свою очередь, из ряда сборочных единиц в зависимости от типа крана, а также стандартные изделия: двигатели, концевые выключатели и др.
Специфическая особенность кранов-их механизмы обычно не имеют собственной рамы и монтируются непосредственно на раме тележки или металлоконструкции крана. Таким образом, они формально не могут быть собраны независимо от другой сборочной единицы металлоконструкции. Тем не менее в практике проектирования их обычно принято рассматривать как самостоятельные сборочные единицы-это упрощает спецификации и позволяет разрабатывать на сборку каждого механизма самостоятельный, достаточно простой сборочный чертеж.
Итак, спецификация отражает (или определяет) технологию сборки изделия. Наиболее целесообразно собирать каждую сборочную единицу из минимального числа элементов, т. е. производить сборку из крупных блоков. В связи с этим при составлении спецификаций необходимо стремиться к целесообразному минимуму позиций, содержащихся в ней.
Сборочный чертеж в соответствии с ГОСТ 2.109-7-73 «Правила выполнения чертежей деталей, сборочных, общих видов, габаритных и монтажных» должен содержать:
изображение сборочной единицы, дающее представление о расположении и взаимной связи составных частей, соединяемых по данному чертежу и обеспечивающих возможность осуществления сборки и контроля сборочной единицы;
размеры, предельные отклонения и другие параметры и требования, которые должны быть выполнены или проконтролированы по данному чертежу;
номера позиций составных частей, из которых состоит данная сборочная единица,
указания о характере сопряжений деталей;
габариты, установочные, присоедини юльныс, сборочные и необходимые справочные размеры, а также определяемые требованиями техники безопасности;
основные характеристики изделия (при необходимости), ес ли они не указаны в другом документе, например на габаритном чертеже, в технических условиях и др.
Таким образом, основное произведет венное на значение сборочного чир।ежа указание о сборке (монтаже) изделия из отдельных входящих в него элементов- сборочных единиц, дозалей и стандарт ных изделий, нерс- чис лег пых в спецификации. Именно из этого назначения чертежа определяют необходимое количество проекций, видов, разрезов и сечений, а также масштабы их изображений.
Сборочный чертеж показывает (в единицах) конфигурацию, габариты, присоедини тельные элементы, взаимное расположение и способ соединения сборочных единиц, деталей и С1андартпых изделий, перечисленных в спецификации, из которых состоит данная сборочная единица. Кроме того, сборочный чертеж решает еще одну важную задачу он является отправной точкой для дальнейшего проектирования сборочных единиц и деталей, входящих в состав изделия, изображенного на данном чертеже. Наконец, сборочный чертеж дает информацию о присоединительных эле- мен ; ах, ;. е. о тех. щдредство-м коло- пых данное изделие присоединяется inn взаимодействует с другими изделиями, что дос газ очно наглядно про- 1Щ лот! рпровано в гл. 1.
При составлении спецификаций на металл тик скис конструкции желательно it качестве самостоятельных сбо- рочных единиц выбирать части, вы- полненные с помощью заводских не- разьеыпы^х соединений (сварные или клепаные). 'Пида на сборочном черче- же щллточно будет дополнительно
показать способ выполнения монтажных (чаше всего болтовых) разъемных или неразъемных стыков.
Итак, содержание и объем сборочного чертежа в решающей степени завися! от спецификации, так как чертеж в первую очередь должен показать взаимное расположение и способ соединения тех элементов, которые перечислены в спецификации, а спецификация (членение изделия на самостоятельные части)зависит от принятой технологии сборки.
На сборочном чертеже решается еще одна важная задача: он является основой для разработки чертежей более мелких сборочных единиц и дет алей. Поэтому на сборочном чертеже в качестве справочных должны присутствовать необходимые для этого размеры и другая информация.
§ Н.2. Общие принципы построения сборочных чертежей
Под построением чертежа понимается определение необходимого количества проекций, видев, разрезов, сечений, их рациональное размещение на листе, выбор масштабов изображения, установление необходимости помещения на чертеже текстовой инфор- t мании и г if.
Количество проекций изображения изделий и их масштабы должны обеспечить:
возможност ь пока та конфигурации изделия и взаимного положения его составных частей;
расстановку габаритов и установочных (при возможност и и присоединительных ) размеров;
расстановку позиций на составные части изделия, при этом выносные линии позиций должны ставиться только на видимые (а не на пунктирные) изображения, желательно расположенные в проекции главного вида этой сборочной единицы или де- т али.
Практ ически определить минимальное количество проекций можно следующим образом I1я отдельном листе бумаги (нс на чертеже) нужно нюбразить очень уивошенпо главную
проекцию (не обязательно в масштабе) и поставить на ней все возможные размеры. Если они не полностью определяют взаимное положение элементов и конфигурацию изделия, а также положение присоединительных элементов, необходимо добавить еще одну проекцию и т. д. В ряде случаев вместо проекций могут быть использованы виды сечения в том же или ином масштабе, что и главный вид.
Очевидно, для поставленной задачи масштабы проекций могут быть достаточно мелкими (1 : 100... 1:10). Для того чтобы показать способ соединения взаимодействующих элементов, включаемых в спецификацию, используют сечения, выполненные в Достаточно крупном масштабе (1:5 ...1:1). Масштаб изображения должен обеспечить простановку сборочных размеров в допусках и посадках.
Определив необходимое количество проекций, видов и сечений и их масштабы, нужно рационально разместить их на листе чертежа. Во всех случаях необходимо стремиться выполнить чертеж на минимально возможном формате, но не в ущерб его содержанию и возможности чтения.
Простановка размеров на чертежах
Простановка размеров-один из самых сложных и ответственных этапов разработки чертежа. Сборочный чертеж может содержа ть размеры:
габаритные, определяющие предельные размеры изделия по крайним (выступающим) элементам контура с привязкой к базовым осям; при этом различают транспортные габариты, определяющие возможность перевозки изделия в готовом виде, и габариты движения, проставляемые на те части изделия, у которых возможна аварийная остановка (заклинивание) в процессе рабочих движений при несоблюдении указанных габаритов (или зазоров);
присоединительные, определяющие координаты тех элементов, с помощью которых данная сборочная единица взаимодействует с другими
сборочными единицами предыдущей ступени входимости, например для тележки такими элементами являются ходовые колеса, буферы, линейки концевых выключателей и т.п.;
установочные, определяющие положение данной сборочной единицы по отношению к более крупной сборочной единице (например, положение лебедки механизма подъема на раме тележки; положение крюковой подвески по базе и колее, по высоте-в зависимости от установки привода ограничителя высоты подъема);
сборочные (в допусках и посадках), определяющие характер взаимодействия и способ сборки деталей в сборочных единицах;
определяемые правилами техники безопасности (высота ограждений. крайнее верхнее положение крюковой подвески и 'г. п.);
справочные.
Все размеры, кроме справочных, выполняют и контролируют по данному чертежу и, следовательно, являются обязательными для исполнения при сборке машины. Точность исполнения свободных размеров оговаривают в технических требованиях на чертеже.
Справочные размеры служат для удобства пользования чертежом, они по данному чертежу не выполняются и не контролируются. Справочные размеры на чертеже отмечаю! «звездочкой», напр. 0120*.
Один и тог же размер па различных чертежах может иметь различное назначение. Например, размеры конца вала приводного ходового колеса па сборочном чертеже «Колесо приводное» будут являться присоединительными, а на чертеже «Привод механизма передвижения» сборочными, т.е. сборочные размеры на чертеже предыдущей ступени входимости являются присоединительными размерами на чертеже последующей ступени входимости.
При простановке размеров желательно размещать размерные линии и числа, относящиеся к сборке какой- либо группы деталей, в одном сече- шш или на одной проекции-эго об-
легчает чтение чертежа, выполнение сборки и ее контроль.
Общие принципы составления расчетно-пояснительной записки
Расчетно-пояснительная записка, как правило, состоит из следующих разделов: содержание; введение; обзор литературы; предварительные расчеты; компонование; проверочные расчеты; заключение; список использованной литературы.
Задание на курсовой проект помещают в начале заглавного листа расчетно-пояснительной записки (РПЗ).
В введении раскрывают общие положения по решению поставленных задач: определяют актуальность че- мы, ее народнохозяйственное значение; описывают условия, в которых предполагается работа проектируемой ГПМ с акцентом на специфические, экстремальные воздействия (температурные, сейсмические и т.п.); перечисляют, сравнивают возможные отечественные и зарубежные варианты ГПМ, которые можно было использовать в указанных условиях. По возможности приводят их схемы, фото, рисунки, технические характеристики.
На основании сделанного автором библиографического обзора и патентного поиска приводят описание и обоснование выбранной для проектирования ГПМ, ее схему или эскиз. Дается обоснование конструкции, технических возможностей, условий ремонта, эксплуатации и монтажа, технико-экономических показателей.
Предварительный расчет основных параметров ГПМ, как и все дальнейшие расчеты, выполняют в такой последовательности: расчетная схема; исходные данные для расчета; задача расчета; расчет; выводы по результатам расчета.
Расчетная схема отражает принципиальное устройство рассматриваемой сборочной единицы с указанием направления и места действия сил на нее. Правильно составленная расчетная схема позволит сократить продолжительность расчета и повысить его достоверность.
В ходе расчетов указывают используемую литературу. Только самостоятельные решения исключают необходимость ссылок на первоисточник.
Выбранные на основании предварительных расчетов унифицированные и неунифицированные изделия (крюковые подвески, двигатели, канаты, редукторы и т.п.) описывают в РПЗ с указанием их основных технических данных (мощности, скорости, частоты вращения, передаточного числа и т. п.) и литературного источника.
Выводы указывают о соответствии параметров выбранного изделия расчетным данным. Дается оценка расхождений между проектируемыми и заданными параметрами машины.
Подобранные в результате предварительных расчетов основные изделия компонуют между собой и располагают на металлоконструкции машины. В РПЗ помещают один или несколько вариантов компонования сборочной единицы с указанием основных присоединительных размеров и габаритов. Приводят сравнение вариантов и обоснование выбранного.
Объем и содержание проверочных расчетов определяет руководитель проекта. Проверочные расчечы могуч базироваться на результатах исследований (аналитических или экспериментальных). проведенных автором проекта. В таком случае целесообразно поместить в РПЗ программы ЭВМ, фото, осциллограммы, графики, таблицы, подтверждающие расчеты. На основании проверочных расчетов осуществляют выбор приборов безопасной эксплуатации ГПМ. В РПЗ указывают основные технические данные этих приборов и сравнивают их с расчетными.
В заключение дают оценку спроектированной конструкции, указывают внесенные в ходе работы изменения, приводят укрупненные технико-экономические расчеты нового варианта и прототипа конструкции, делают выводы об эффективности решения и возможности использования проекта на производстве.
§ НА Оформление расчетно-пояснительной записки
Расчетно-пояснительную записку оформляют в соответствии с общими требованиями к выполнению текстовых документов согласно ГОСТ 2,105 79 .и СТ СЭВ 2667-80. РПЗ выполняют на листах формата А4 (210 х 297) ГОСТ 2.301-68 и СТ СЭВ 1181—78 одним из следующих способов: либо машинописным на одной стороне листа через два интервала, с высотой букв и цифр не менее 2,5 мм, либо рукописным, на одной или двух сторонах листа шрифтом по ГОСТ 2.304-81 с высотой букв и цифр не менее 2.5 мм. Цифры и буквы необходимо писать четко чернилами, черной тушью или пастой.
Листы должны- иметь рамку и основную надпись, как показало на рис. 11.1, а для заглавного и гюеде- дующих листов. Нумерацию листов делают сквозной для всей РПЗ и ставят в основной надписи листа.
Основную надпись выполняют в соответствии с требованиями ГОСТ 2.104-68 по форме 2 и 2а и размещают в нижней части заглавного листа РПЗ (рис. 11.1, а, б), а на остальных листах-по усмотрению преподавателя (рис. 11.1,п,в). Так как в учебном процессе не используют таблицы изменений по ГОСТ 2503-74, в содержание граф могут быть внесены изменения, основная надпись при этом сохраняется. Так, в графах рекомендуемой основной надписи указывают:
225525251111, I, I
2
2
5
5
25
25
11
11
, I
, I
в графе 1 -наименование изделия. Например, барабан в сборе;
в графе 2-обозначение документа. Структура обозначения текстового и графического документа проекта может быть рекомендована следующая: ХХХХ.ХХХХХХ.ХХХ XXX, где
ХХХХ помер учебной специальности, ПО которой ВЫПОЛНЯЮ! данный курсовой проект. Например, 0501- подъемно-транспортные машины и оборудование:
ХХХХХХ-код классификационной ларакгеристики в соответствии с общесоюзным классификатором промышленной и сельскохозяйственной продукции (ОКИ). Например, 417120 — краны мостовые электрические одно- балочные, опорные (см. Прилож. 13):
XXX - порядковый (pei истрацион- ный) номер проекта, установленный кафедрой, ведущей проект. Например, 612:
XXX вил документа по шифрам документов (ГОСТ 2.102-68). Например, сборочный чертеж-СБ: расчетно-пояснительная записка РПЗ; чертеж обшито вида-ВО. На чертежах деталей и в спецификациях вид документа нс указывают. Пример обозначения докумеша: 0510.417120.012.РПЗ;
в графе 3 - название института. Например, УПИ им. С. М. Кирова;
в графе 4- литеру, присвоенную данному проекту. Например, ПК - проект курсовой, РК-работа курсовая;
в графе 5 порядковый номер листа,
в графе 6- общее количество листов:
в графе 7 - наименование кафедры. Например, кафедра ПТМиР;
в 1 рифе 8-номер академической группы студента. Например, М-368;
в графе 9-фамилия и инициалы лиц, принимавших участие в проекте:
в графе 10-подписи вышеперечисленных лиц;
в графе 11 - да га подписания документа.
На рис. 11.1,6. в приведены размерь? основных надписей для заглавного и последующих листов РПЗ.
РПЗ должна иметь обложку, за-
меняющую титульный лист, выполненную из ватмана форматом А4. Лиш обложки нс нумеруется. Надписи на обложке делают тушью или черной пастой шрифтом типа А но ГОСТ 2.304 81.
Форма и пример заполнения обложки представлены на рис. 11.2. В зоне / указывают: наименование министерства, вуза, факультета, где обучается студент (шрифт 7 или 5), в зоне 2 - тему курсового проекта, без слов «гема» (шрифт 10 или 14), вид проекта и по какой учебной дисциплине эта работа выполнена (шрифт 7), в зоне 3 - наименование документа и его обозначение (шрифт 7), в зоне 4-перечень и подписи лиц, участвующих в исполнении, руководстве и контроле проекта. При подписании докумеша указываю! оценку за проект и дачу. В зоне 5 ставят год выполнения РПЗ (без указания слова «год» или «г»). Записи в зонах 4 и 5 выполняют шрифтом 5 или 7. Переносы слов в надписях не допускаются. Точку в конце фраз не ставя!.
Текст РПЗ разбивают на разделы, подразделы и пункты, количество ко-
горых определяется содержанием и объемом записки. Все разделы, кроме введения, заключения, списка литературы, должны иметь порядковый номер. обозначенный арабскими цифрами. Подразделы нумеруют в пределах
to ь ГСб РСФСР.
УПИ им. Кирова
Механике - машиностроительныйФакультет
Кран мостовойоднебалочный
Курсовой проектпо дисциплине
Грузоподъемные машины
Рисчетно- пояснительнаязаписка
0510. УП120. 012. РПЗ
Студент
Руководитель
Норм, контр
198 ...
2?0
Рис. I L2
каждого раздела, а пункты-в пределах подраздела. Например, 1.2.4. Расчет оси колеса, где 1-раздел; 1.2- подраздел; 1.2.4-пункт. После каждой цифры ставится точка. Наименования разделов и подразделов должны быть краткими и записаны в виде заголовков прописными или строчными буквами шрифтом 5 или 7. Переносы слов в заголовках не допускаются. Заголовки не подчеркивают. Точку в конце заголовка не ставят. Между заголовками и текстом должно быть расстояние не менее 10 мм. Расстояние текста от рамки 'листа слева не менее 5 мм, справа не менее 3 мм.
Перечень всех разделов, подразделов, пунктов с указанием номеров страниц в тексте включают в содержание записки и помешают в начале записки со сквозной по тексту нумерацией страниц. Слово «содержание» записывают в виде заголовка прописными буквами шрифтом 7 и не подчеркивают. Наименования, включенные в содержание, записывают строчными буквами шрифтом 5.
В конце РПЗ под заголовком «Список литературы» приводят перечень использованной литературы. Список нумеруют арабскими цифрами и составляют в соответствии с требованиями ГОСТ 7.1-76 (см. Приложение 12). Ссылки в тексте на первоисточники дают в квадратных скобках, с указанием номера источника по списку литературы и страниц (таблиц), откуда взяты сведения, например [6, с. 103], что означает шестой источник литературы, 103-я страница.
Формулы, если их в тексте более одной, нумеруют арабскими цифрами в пределах раздела. Номер формулы состоит из номера раздела и порядкового номера формулы. Номера разделяют точкой. Номер указывают справа от формулы в круглых скобках. Формулы записывают в общем виде, затем с подставлением параметров и в конце приводят результат вычисления. Символы, входящие в формулу, и их значения должны иметь расшифровку и единицы величин, которые приводят сразу после формулы, если они не вынесены в приложе
ние в виде перечня обозначений, например
Тт = ^ = 2^^= 192 Н-м, (7.2) где Тл-статический момент при торможении, Н; Т6-момент на валу барабана, Н-м; р-к.п.д. механизма (на участке барабан-тормоз); м-передаточное число зубчатых передач.
В формулах в качестве символов следует применять обозначения, установленные международными стандартами и рекомендованные ИСО, МЭК, МСЧПФ и др. Ссылки в тексте на формулы помещают в круглых скобках, например! «...в формуле (7.2)».
Цифровой материал, как правило, оформляют в виде таблиц по ГОСТ 2.105-79. Таблица может иметь заголовок, который пишут строчными буквами и помещают над таблицей посередине. Надпись «Таблица» помещают выше заголовка справа с указанием номера раздела и порядкового номера таблицы, номера разделены между собой точкой. В тексте ссылки на таблицы дают по типу «... в табл. 2.4» или при отсутствии номера таблицы «. ..в таблице».
Иллюстрации в виде фото, рисунка, графика, схемы, чертежа, сделанные к данному расчету или тексту, могут быть выполнены в произвольном масштабе на ватмане, писчей бумаге или кальке форматом А4 (210 х х 297 мм) и должны нести полную информацию согласно решаемым задачам. Возможно оформление иллюстрации тушью, карандашом, пастой, фломастером при условии аккуратного исполнения. Допускается иллюстрации сопровождать поясняющими записями. В этом случае наименование помещают над иллюстрацией, а поясняющий текст-под ней. Ниже поясняющего текста помещают номер иллюстрации. Номера иллюстраций пишут арабскими цифрами, включая номер раздела и'свой порядковый номер. Например: Рис. 2.4..., где 2-номер раздела, 4 порядковый номер иллюстрации. Иллюстрации располагают, как правило, сразу после первой ссылки на них. Ссылки на
ФорматА 0А 1А 2А 3А 4Размеры СТО' рои, мм841 х 1189594 х 841420 х 594297 х 420210 х 297ФорматА 0А 1А 2А 3А 4Размеры СТО' рои, мм841 х 1189594 х 841420 х 594297 х 420210 х 297Таблица 11.1Таблица 11.1
Формат
А 0
А 1
А 2
А 3
А 4
Размеры СТО' рои, мм
841 х 1189
594 х 841
420 х 594
297 х 420
210 х 297
Формат
А 0
А 1
А 2
А 3
А 4
Размеры СТО' рои, мм
841 х 1189
594 х 841
420 х 594
297 х 420
210 х 297
Таблица 11.1
Таблица 11.1
иллюстрации в тексте помещают по типу: «Рис. 1.1» или «см. рис. 1.1».
Как продолжение РПЗ со сквозной нумерацией страниц помещают приложение к тексту. Слово «Приложение» пишут прописными буквами в правом верхнем углу листа и рядом арабскими цифрами ставят номер, например Приложение 3.
В «Содержании» РПЗ перечисляют все приложения и указываю! их номера страниц. Рисунки, таблицы, формулы, помещенные в приложении, нумеруют арабскими цифрами в пределах каждого приложения, при этом в нумерацию входит буква «П», например: «Рис. П.3.4» означает четвертый рисунок третьего приложения.
§ 11.6. Оформление графической части проекта
Графическую часть курсового проекта выполняют на листах ватмана стандартного формата по ГОСТ 2.301 -68 карандашом или тушью. Форматы листов чертежей определяют размерами внешней рамки, выполненной сплошной тонкой линией, согласно ГОСТ 2.303-68. Обозначения и размеры сторон основных форматов должны соответствовать указанным в табл. 11,1.
На листе ватмана должны быть границы формата, рамка, отстоящая на 5 мм по периметру от линии формата, за исключением левой стороны, где для брошюровки чертежа оставляют 20 мм (рис. 11.3).
Поле чертежа разбивают на зоны для удобства нахождения на нем изделия или его составной части (рис. 11.3,5). Протяженность зоны кратна одной из сторон формата А4. По вертикали зоны записывают снизу вверх и обозначают прописными буквами латинского алфавита, по горизонтали-справа налево и обозначают арабскими цифрами, например зона
ЗА, 2В, 4С и т. п. На чертежах, выполненных на нескольких листах с одним обозначанием, нумерация зон должна быть сквозной.
В правом нижнем углу формата помещают основную надпись чертежа-1, а в левом верхнем углу-2 - помещают номер документа (рис. 11.3, а). Основные надписи и дополнительные графы к ним выполняют сплошными основными линиями по ГОСТ 2.303-68.
Расположение и размеры граф основной надписи на чертежах курсового проекта несколько изменены по сравнению с ГОСТ 2.104-68 (рис. 11.4). Предлагается следующий порядок их заполнения:
в графе 1 - наименование изделия в именительном падеже, например кран мостовой однобалочный;
в графе 2-обозначение документа (см. § 11.5);
в графе 3-обозначение материала и номер стандарта на материал (для детали);
в графе 4-литера, присвоенная данному проекту (см. § 11.5);
в графе 5-масса изделия в килограммах без указания единиц;
в графе 6-масштаб изображения по ГОСТ 2.302-68;
в графе 7-порядковый номер листа;
в графе 8 - общее количество листов проекта;
в графе 9-наименование института;
в графе 10-наименование кафедры;
в графе 11 - номер академической группы, в которой обучается студент;
в графе 12-фамилия и инициалы лиц, участвующих в проектировании;
в графе 13 - подписи вышеперечисленных лиц;
в графе 14-дата подписания документа;
1
Рис. 11.4
в графе 15 - обозначение документа, повернутое на 180 \
На последующих листах чертежей основную надпись выполняют по форме рис. 11.1,в.
Масштабы изображений на чертежах, согласно ГОСТ 2.302-68, нужно выбирать из следующего ряда:
масштабы уменьшения 1:2; 1 : 2,5; 1:4: 1:5; 1:10: 1:15; 1:20; 1:25; 1:40: 1:50, 1:7 5: 1:100; 1:200; 1 :400: 1 :500; 1 : 800; 1 : 1000;
масштабы увеличения 2:1; 2,5:1; 4:1; 5: I; 10:1; 20:1; 40: 1; 50:1: 100:1;
натуральная величина 1:1.
Масштабы во всех случаях, кроме предназначенных для этот о граф, обо
значают по типу: М2:1; М100:1; Ml: 100 и т.д.
Текст, таблицы и надписи, как правило, располагают параллельно основной надписи чертежа. Текст помещают на поле чертежа над основной надписью, длина строки равна ширине основной надписи.
Заголовок «Технические требования» на чертеже не пишут. Пункты технических требований нумеруют и записывают с новой строки.
Техническую характеристику помещают отдельно от технических требований на свободном поле под заголовком « Техническая характеристика...». Заголовок не подчеркивают.
При выполнении чертежей необхо-
димо соблюдать требования, установленные государственными стандартами (см. Приложение 14).
Предельные отклонения размеров, формы, взаиморасположения поверхностей указанные на чертежах должны соответствовать правилам Единой системы допусков и посадок СЭВ и требованиям Основных норм взаимозаменяемости.
Шероховатости поверхностей указывают в соответствии с ГОСТ 2.309-73* и 2789-73*.
§ 11.7. Оформление спецификации
Спецификацию оформляют согласно ГОСТ 2.108-68 на отдельных листах формата А4 на каждую сборочную единицу, комплект, комплекс и подшивают в конце РПЗ со своей нумерацией страниц.
Заглавный лист спецификации выполняют по форме 1 ГОСТ 2.108-68, все последующие листы отличаются от него основной надписью. Основную надпись выполняют по типу основной надписи РПЗ (см. рис. 11.1,6).
Форма и порядок заполнения спецификации изделия представлены на рис. 11.5. В графах спецификации указывают:
в графе «Формат» - форматы чертежей (документов). Например. А4, АО и т.п. Для деталей, на которые не выполнены чертежи в проекте, в графе указываю! БЧ-без чертежа. Графу не заполняют для разделов «Стандартные изделия», «Прочие изделия», «Материалы»;
в графе «Зона»-обозначение зоны чертежа, в которой находится номер позиции указанной части изделия. Например, 1 А, ЗБ и т. н.
в графе «Поз»-порядковые номера по чертежу составных частей специфицируемого изделия;
в графе «Обозначение» - обозначения документов, входящих в такие разделы спецификации, как «Комплексы»», «Сборочные единицы», «Детали» и «Комплекты»;
в графе «Кол»-количество составных частей на одно изделие;
в графе «Примечание»--дополни
тельные сведения о марках материалов, массе изделия, об организации производства;
в графе «Наименование»-разделы спецификации и входящие в них документы, наименования и обозначения изделий в соответствии со стандартами или документами на поставку.
Разделы располагают в такой последовательности: документация, комплексы, сборочные единицы, детали, стандартные изделия, прочие изделия, материалы, комплекты.
Наименование каждого раздела указывают в виде заголовка в графе «Наименование» и подчеркивают тонкой сплошной линией. Ниже каждого заголовка должна быть оставлена одна строка, выше-не менее одной свободной строки.
В раздел «Документация» вносят наименования документов, составляющих комплект конструкторских документов к проекту, например: установка ходового колеса (сборочный чертеж); ось ходового колеса (чертеж детали); кинематическая схема лебедки (схема) и т. п.
В разделы «Комплексы», «Сборочные единицы», «Детали» внося! комплексы, сборочные единицы, детали, непосредственно входящие в специфицируемое изделие. Для деталей. на которые не разрабатывают в проекте чертежи, указывают наименование, материал и размеры, необходимые для изготовления. Детали классифицируют по их функциональному назначению и записывают в алфавитном порядке, например: крепежные изделия; подшипники; злект- ротихнические изделия и т.н.
В разделе «Стандартные изделия» записывают изделия, применяемые по государственным, республиканским и отраслевым стандартам, по стандартам предприятий. Порядок записи тот же, что и в предыдущем разделе.
Разделы «Прочие изделия», «Материалы», «Комплексы» допускается, на усмотрение руководителя проекта, не включать в спецификацию. Заполнение спецификации следует выполнять шрифтом 5 по ГОС Т 2.304-81.
ПРИМЕР ВЫПОЛНЕНИЯ КУРСОВОГО ПРОЕКТА МОСТОВОГО КРАНА ОБЩЕГО НАЗНАЧЕНИЯ
Задание на проект
Исходные данные. Кран мостовой электрический двухбалочный для работы в механосборочном цехе. Грузоподъемность-80/20 г. Максимальная высота подъема - 25/28 м. Проле г крана-19 м. Скорость подъема груза-0,1/0,2 м/с. Скорость передвижения тележки-0,5 м/с. Скорость передвижения крана - 1.0 м/с. Группы режимов работы: механизма вспомогательного подъема-ЗМ; остальных механизмов-4М. Относительная продолжительность включения электро- обору до в а н и я - 2 5 %. Срок с л у ж - бы крана -10 лет. Род тока и напряжение - переменный; 380 В. Графики нагружения механизмов -чиповые усредненные графики ВНИИПТМАШа.
Коэффициент применяемости унифицированных изделий 75%.
Содержание работ. Предварительные расчеты всех механизмов крана. Компонование механизмов и тележки. Проверочные расчеты механизмов. Расчет металлоконструкций. Уточненные расчеты. Спецификации и сборочные чертежи тележки, механизма главного подъема, установки барабана главного подъема, механизма передвижения тележки, моста крана, главной и концевой балок моста.
Далее приведена часть работ из данного проекта.
Предварительные расчеты механизмов
Механизм главного подъема. В ы б о р кинематической схемы. Так как скорость подъема небольшая, передаточное число механизма будет большим. Поэтому, принимая за основу кинематическую схему, изображен ■ ную на рис. 2.1, введем в нее открытую зубчатую передачу. При этом увеличится расстояние между быстроходным валом и барабаном, значит, будет удобно размешать верхние бло-
ки полиспаста. Применение уравнительного балансир;! позвони т повысить срок службы каната за счет ликвидации его износа на уравнительном блоке и за счет дополнительной подкрутки при набегании на барабан обе их ветвей каната.
В ы б о р к р ю к о в о й п о д в е с к н. По нормали НО «Сиитяжхышъ выбираем крюковую подвеску. имеющую параметры. (% ■- 80 ч. режим работы-средний::] -- ф: /)-,0 =
— 800 мм; Вт, ~ 380 мм; В800 мм:
1\ = 210 мм; т1Х — 3675 Ki . Среднему режиму рабо ты соо т вс i с । руеч ; гуппи ре ж и м а ра о о г ы 4 М {см. иол. О5).
Число блоков выбранной крюко- ВОЙ ПОДВССКИ Ст > i > 1 ВСЧ Cl В ус I '. HCJ■ V блоков па кинематической схеме, поэтому схема запасовки канакш в ночи спасте сохраняется. Гл о переда точиле число (кратность) равно 1.
В ы б о р к а н а т а. Все тюменаль- ного груза и крюковой ночвескп равен (i ~ (т я т^ч HSO ■ 10л 7 36751 х V 9^0?*^ 8 20 600 Н. По ыбл. 2.2 па ходим ip. — 0,96: Zh- — 2. Hai'раялчю- щие ' блоки в схеме о гсу тс i т? \ ни, поэтому ц1[6 = I. По формуле (А!) $ГП11Х = 820 600/(2 - 4 ■ 0,96 - 1 i !06ТЮ К
Выбираем тян канго а ЧС'Д-ш х 19(1 4-6 4-6 4- 6, 6 - г 1 о.сi (А/ Г
2688-80. имеющий линейное касание проволок и разные диаметры шч^во- л ок в верхнем слое зрячи. По табл 2.3 находим 6,.1|Т — S.5. Вычнс ляем: .S\,.iX К^- ~ 106 800-5.5 -х Лоо II
НО УСЛОВИЮ (2.2) ИЗ ЛтГтППЫ ГОСТа выбипаем типоразмер каната. Канач ЗОА-Г-В-О-О-Н -1 764 ГОС Г 2688-80 имеет параметры: S’
■• 629000 Н; J. = 30.5 мм: / ’ - л5ЬЛ2 м\г гизпаченне
груювос: миркг ирови.и>ь и. [чтеипве маркировочная грхлна - 1 761 Ml la; ВИД 1!ОК])ЫГИЯ проволоки OlliTHEOBUH- пая .для среднеагрессивп1>1х ус а о вин работы, сочетание наттав/теш-ч свинки элементов - односгоропн^: способ свивки канла пераскрупнрночтРФи^я:
направление свивки каната-для одной половины полиспаста-правое, для другой-левое.
По условию (2.3) проверим перегиб каната на блоках подвески, предварительно найдя по табл. 2.4 значение е = 25; dе = 30,5 ■ 25 = 762,5 мм; D^ = ^бл.о + 4 = 800 + 305 ” 830,5 мм; Дбл > d¥ е. Следовательно, условие проверки выполняется.
Основные размеры «Установки верхних блоков». Конструкцию узла верхних блоков принимаем по типу конструкции, разработанной ПО «Сибтяжмаш» (см. рис. 2.3). По формулам (2.4) опреде^ ляем Р6л — due - 30,5-25 = 762,5 мм. В первом приближении Z)6a0 = D6n - - dK- 762,5 - 30,5 = 732,5 мм. Значение D6n,m8K не должно быть меньше, чем Р6л,тах = Рвл0 + 4<4 = 732,5 + 4 х х 30,5 = 854,5 мм. По ОСТ 24.191. 05—72 (Приложение 3) находим ближайшее значение £)fil тах - 900 мм. Окончательно D6 = 900 мм; 0блО = = 778 мм; £% = 808,5 мм. По табл. 2.5 определяем остальные размеры, показанные на рис. 2.3: Твбл = 1,15 х х рбл0 = 1,15-778 = 895 мм; примем: кол = 900 мм; Я8.6л = 1,3 Рбл0 = 1.3 х х 778 й 1011 мм; 5,.= 1010 мм; //, 6я = 1.25 О6д0 = 1,25 -778 й 972 мм; нв 6л - 980 мм; <вл = 0,6 Р6л0 = = 0,6-778 s 467 мм; ИВ16л = 470 мм. Расстояние между осями крайних блоков определим по формуле (2.5): к = 5нер - \ = 800 - 210 = 590 мм. Кроме того, значение Ly должно быть в пределах: (0,6...0,7) £^.бл = (0,6...0,7) х х 900 = 540...630 мм. Примем L^ * = 590 мм. Расстояния между осями болтов крепления назначаем конструктивно: ед = 250 мм; г2 — 770 м.
Основные размеры уравнительного балансира (см. рис. 2.4). Значение кшур.б % ЗАбл0 = 3•778 = = 2334 мм. Тогда, по формуле (2.6), 380 мм < ^урл < 380 мм + (2•2334 tg 611) мм, или 380 мм ^ Лур б ^ 871 мм. Примем Лурб = 500 мм. Используя ориентировочные соотношения в § 2.1, определим: Ьурб = 600 мм; Syp б = = 300 мм; Яурб = 25О мм; kn.yp.e = = 350 мм; hyp 6 = 150 мм.
Основные размеры «Уста
новки барабана». Примем диа- \етр барабана меньше, чем диаметр блока, на 15%. Вычислим: 0,85 dKc — = 0,8 5 х 30,5-25 = 648 мм. Примем D6 = 650 мм. По формуле (2.11) LK р = = Нии = 25-4 = 100 м. По формуле (2.10) найдем число рабочих витков: -% = kP/W = 100/(3.142-0,65) = 49. Принимая ZHcnp=l,5 и Хкр - 3. а также t = 36 мм, по формуле (2.9) определяем длину одного нарезного участка: /„ ~ 36(49 + 1,5 + 3) — 1926 мм. Значение кы-б = 3 Вб = 3 - 650 = = 1950 мм. Длину гладкого среднего участка определим по соотношению (2.12):800 мм ^ /0 ^ 800 мм + 2 х
х 1950 (tg 6е) мм, или 800 мм ^ /0 4 ^1210 мм. Примем /0 = 1000 мм.
Длина гладкого концевого участка равна /к = (4...5)< = (4...5) 30,5 = = 122... 152,5 мм. Примем /, = 130 мм. Ширину зубчатого венца примем 51в = 120 мм. Длина барабана с зубчатым венцом будет равна к ~ = 2/н + Zo + 2/, + S = 2-1926 + + 1000 + 2 - 130 + 120 = 5232 мм. Данное значение Ц довольно велико. Оно превышает диаметр барабана в 8 раз. Это приведет к увеличению ширины тележки, ее колеи, а следовательно, и длины концевых балок моста. Кроме того, в стенке барабана будут действовать большие напряжения изгиба. С целью уменьшения длины барабана примем минимальное значение длины /0, равное 800 мм, диаметр барабана увеличим до значения D6 = 900 мм, а ширину зубчатого венца-до значения 51В = 170 мм. Произведя расчет, аналогичный изложенному, получим /н = 1458 мм; L6 = = 4146 мм. Теперь длина барабана превышает диаметр в 4,6 раза,, что вполне приемлемо.i
Определим другие размеры «Установки барабана» (см. рис. 2.5), используя ориентировочные соотношения, приведенные в § 2.1. При этом принимаем средние или близкие к ним значения в соответствующих диапазонах. Получим Dmax = 1080 мм; 8 = 45 мм; 8j = 35 мм; Son = 180 мм; 5Осн.оп ^ 180 мм; L= 4416 мм; Ц^ = = 4596 мм; 4сн.оп - 670 мм; п = - 220 мм; сх = 100 мм; с2 = 5 50 мм.
В ы бор д в и I" а г е л я. Предвари- тельное значение к.и.д. механизма . примем равным р - 0,85. По формуле (2.13) A;imu$ - ог/цпр - 820,6 х х 0.1/0,85 = 96,54 кВт, Выбираем серию МТН, отличающуюся высоким классом нагревостойкости изоляции. С учесом коэффициента использования мощности Л'^^ = AVc(m.tx = (0,7...0.8) х х 96,54 — 67,6... 77,2 кВт. Выбираем двигатель типа МТН 612-10 ГОСТ 185 70. имеющий параметры: Л\№ — — 70 кВт; ПВлв-25%; лД11 = - 560 об/мин; J = 5,25 кт'-м2; </„ дн — ^ мм; 1Пдн = ^^ кг-
Выбор передач и.Част о га
вращения барабана равна
гн 0,1 *60-4 G ,я -.- - д. = —= 8,49 об/мин.
° кД, 3,142 0,9'
Требуемое передаточное число лебедки илтр = нд^5Ч = 560/8,49 = 65,96. Примем передаточное число открытой передачи равным мот = 4. Требуемое передаточное число редуктора %лр - u^iu^ = 65.96/416,49.
Определим расчетный эквивалентный момент на тихоходном валу редуктора. Принимаем класс нагружения механизма В2. Ему при заданной группе режима работы 4М соответствует класс использования А4 (см. табл. 1.2). По табл. 1.4 находим значение коэффициента нагружения к = - 0,25. Значение коэффициента kQ вычисляем по формуле ку == = Ч/Т = ^25 % 0,63. По табл. 1.3 находим машинное время работы механизма гмзш = 12500 ч. Частота вращения тихоходного вала редуктора должна быть равна и^ ~ я^и^ = 8,49 х х 4 = 33,96 об/мин. Число циклов нагружения на тихоходном валу редуктора ZT = 60нт/маш = 60 ■ 33,96 х х 12 500 - 25.47- 106. Передаточное число тихоходной ступени редуктора предполагаем близким к значению и, = 5. По формуле (2.18) Zp — 25,47 х х 10f'-5 = 127,35- К)6. Значение Zo равно 125- 106. По формуле (2.17) вы-
./"12735-106-
числим к. = —— = 1,01.
1 V 125-106
По формуле (2.16) вычислим значение кд = 0,63 ■ 1,01 = 0,64. Значения к.п.д. опор барабана и открытой передачи примем равными: рб = 0,99; рот = = 0,97. Расчетный крутящий момент на I ихоходном валу редуктора при подъеме номинального груза в период установившегося движения
т _ S'™^.^ _ 106 800-2-(1.45
р ” ПДЪт'М ~ ~0,99(ГУМ " =
S 25030 Н-м.
По формуле (2.15) Т = к Т — 0.64 х х 25 030 s 16 020 Нм.
Для обеспечения выбранной кинематической схемы удобно использовать редуктор типа ГК, имеющий шестерню на конце тихоходного вала. Однако в нормали ПО «Сибтяжмаш» на редукторы данного типа не приводится поминальных крутящих моментов на тихоходных валах. Определим расчетом данный момент. Предварительно выберем редуктор типоразмера ГК-1000 исполнения IV, имеющий передаточное число ир = 15,21. Разница между нр ,., и ир составляет 7,8%, что допустимо. Мощность, которую можно подводить к редуктору, равна Ар = 256 кВт при среднем режиме работы и частоте вращения быстроходного вала ябмстр = 585 об/мин. К.п.д. данного редукт ора, по расчетам завода-изготовителя. равен лр = 0,94. Допускаемая угловая скорость быстроходного вала редуктора равна «быстр ^«быстр/ЗО = 3.142-585/30 S s 61,26 рэд/с. Номинальный крутящий момент на быстроходном валу равен Тб = /Vn/coc.NCTp = 256-107 /61,26 s 4179 Н м. Номинальный крутящий момент на тихоходном валу равен Тр.и = Тб нрцр = 4179-15,21 х х 0,94 s 59 750 Н-м. т.е значительно больше расчетного эквивалентного момента Тэ. Следовательно, редуктор Г К-1000 исполнения IV соответствует требованиям прочности и кинематики механизма. Редуктор имеет параметры, кроме выше найденных: awc = 1000 мм; <быстр = ПО мм; гш = = 13; m = 24 мм; Ьш = 350 мм; тр = = 3550 кг. Схема сборки редуктора соответствует выбранной кинематической схеме.
4(52 + 2) = 0,95-350 =4(52 + 2) = 0,95-350 =
4(52 + 2) = 0,95-350 =
4(52 + 2) = 0,95-350 =
Определим основные параметры
открытой передачи. Число зубьев венца равно гв = -шмот = 13-4 = 52. Меж
осевое расстояние равно aw = m^zB + + zm)/2 = 24(13 + 52)/2 = 780 мм.
Уточним размеры 2)max, 5ЭВ, L6, L
и Lvcr6: D^, = mUD 4-2) = 2 = 1'296 мм; £% = 0,95 Z>1U =
= 332 mm; L6, L и Lvct6 возрастут на д; я - bvr = 332 - 170 = 162 мм; Ц =
= 4308 mm; L' = 4578 мм; Цст б =
= 4758 мм.
Определим фактическую скорость подъема груза и фактический к.п.д. механизма. Передаточное число механизма равно wMCX = ИрИ^м,, = 15,21 х х 4-4 = 243,36. Угловая скорость вала двигателя равна (одв = плдв/30 = 3,142 х х 560/30 = 58,64 рад/с. По формуле (4.25) гпод = 58,64 ■ 0,45/243,36 = 0,11 м/с. Данная скорость отличается от заданной на 10%, что допустимо. К.п.д. муфты на быстроходном валу примем равным т|м б = 0,99. К.п.д. всего механизма равен пме, = пппГ1 х х П„тПрПм.б = 0.96 0,99-0,97-0.94 х х 0,99 = 0,87. Данное значение мало отличается от значения г|ир = 0,85, принятого выше. Поэтому перерасчет
мощности не делаем.
Выбор соединительной муфты. Для соединения залов двигателя и редуктора выбираем тип муфты-зубчатую с промежуточным валом. Такая муфта хорошо компен
сирует возможные неточности монтажа и может передавать большие крутящие моменты. Диаметры концов валов: <дв = 90 мм; </в.быС|р =110 мм. По таблице (Приложение 6) выбираем типоразмер: муфта 2-16000-90-2- 110-2У2 ГОСТ 5006-83. Данная муфт а имеет параметры:
Тм„ = 16000 Нм; ,/м = 1,15 кг-м2; ^левшах — ^прав max “ ^0 ММ, Л1М — = 62,5 кг. Расточки в полумуфтах выполняют по заказу.
Выбор тормоза. По табл. 2.6 находим кч = 1,75. Определим максимальное значение к.п.д. механизма rf на участке кинематической цепи от крюка до тормоза. Оно будет отличаться от значения рмсх отсутствием сомножителя рм б, а также величиной Рр. В качестве рр возьмем максималь
но возможное значение к.п.д. для двухступенчатого цилиндрического редуктора по табл. 2.20: р' = 0,97. Тогда п' = 1]„ Пб^отПр = (Ш ■ 0,99 х х 0,97-0,97 s 0,89. По формуле (2.22) Тстл = Gr6n'/wMCX = 820 600-0,45 0,89/ /243,36 ^ 1350 Нм. Расчетный тормозной момент находим по формуле (2.21): Т^-кЛ. , - 1-75-1350 = = 2362 Н ■ м. Данному значению тормозного момента соответствуют два типоразмера тормозов разных типов: тормоз ТКГ-500 с номинальным тормозным моментом 2452 Н-м и тормоз ТКП-500 конструкции ПО «Сибтяжмаш» с номинальным тормозным моментом 2500 Н-м. Первый тормоз легче, потребляет меньше электроэнергии и работает па переменном токе, второй требует выпрямляющего устройства, но зато его надежность не зависит от такого фактора, как качество уплотнений в элек- трогидравлическом толкателе, в который заливается рабочая жидкость. Данный фактор является определяющим для механизма главного подъема-самого ответственного механизма в проектируемом кране. Поэтому выбираем тормоз конструкции ПО «Сибтяжмаш» с параметрами: 7/ „ = = 2500 Н м; ПВ„ =25%, Р^ = = 12 945 Н; L_ = 222 мм; hi = = 400 кт;/), ш = 500 мм; ВК = 200 мм: Аяк = 4 мм. Тормоз регулируется на расчетный тормозной момент Тт р.
Выбор муфты с тормозным шкивом. Учитывая требуемый диаметр тормозного шкива, ширину колодок и диаметр быстроходного вала редуктора, выбираем муфту, имеющую параметры: 7)тш = 500 мм; 5ТШ = = 205 мм; ^ктах = 129,5 мм; JM т щ = = 3.75 кг-т*; №мл,ш = 122 кг.
Уточнение момента инерции муфт, расположенных н а быстроходном валу механизма. Ранее была выбрана соединительная зубчатая муфта с промежуточным валом, момент инерции которой равен JM = 1,15 кг-м2. Половину этой муфты, расположенную ближе к редуктору, мы заменили муфтой с тормозным шкивом. Следовательно, момент инерции муфт на быстроход-
ном валу механизма изменится и будет равен JM.6wcrfi = JJ2 + 3Mtm = = 1,15/2 + 3,75 = 4,32 кг-м2.
Механизм передвижения тележки. В ы б о р кинематической схем ы. Выбираем кинематическую схему с центральным приводом, изображенную на рис, 2.8. Ее достоинством является отсутствие перекоса колес при работе дви1ателя и тормоза во время нускрв и торможений.
С' т а т и ч е с к и е нагрузки н а колеса. Вес номинального груза равен G'rp — 784,5 кН. Вес тележки определим по соотношению 6Т = = (0,25... 0,35) G = (0,25... 0,35) 784,5 = = 196,1 ... 274.6 кН. Примем 6,= - 274,6 кН. С учетом коэффициента неравномерности нагружения колес максимальная статическая нагрузка на ОДНО КОЛеСО будет раВНО />CTmax=(G,.p + + GT) 1,1/4 = (784,5 + 274,6) 1,1/4 ^ ^291,2 кН. Минимальная статическая нагрузка на одно колесо P„ml1l = G, х х 0,9/4 = 274,6-0,9/4 ^61,8 кН.
Выбор колес. По табл. 2.И, используя значение ^.п^, выбираем колесо диаметром и - 630 мм: С^ Л - 320 кН.
Выбор колесных установок. По диаметру колеса выбираем стандартные колесные установки (Приложение 8): приводную колесную установку К2РП-630 исполнения 1 (один конец вала со шпонкой) и неприводную К2РН-630, имеющие параметры: 1) = — 630 мм; d = 110 мм; d^ = 130 мм; В = 100 мм; тК1У.пр = 471,7 кг; mK V непр = = 452,1 кг; среб = 2. Форма поверхности катания-цилиндрическая. Тип подшипника - роликовый радиальный сферический двухрядный с симметричными роликами.
Выбор иод г ел е ж ечно г о рельса. По табл. 2.20 выбираем рельс КР-80 ГОСТ 4121-76 с выпуклой головкой. Значение 6 равно 80 мм. Проверим соотношение ширины дорожки катания колеса В и головки рельса 6: В — b = 100 — 80 = 20 мм, что не меньше нормы, указанной в табл. 2.12. Другие параметры рельса: г = 400 мм; b = 130 мм; у = 6,43 см; F = 81,13 см, Jx= 1547 cm4; mnor = = 63,7 кг; /меря = 9,0; 9,5; 10,0; 10.5;
Ш); 12,0 м: /нсм ~ 4 . .. 12 м; материал -сталь М62.
Сои ро г и в л е н и е перед» и ж е- нию тележки. Опреде шм вначале
сопро ти Furer пте. сот даваем с с i речнем. Из габг 2.13 во и,мем значение н = 0,8 мм, иг габл. Т!4 - шатение /'-0.015. Поп гибком юкогюлииде тележки по табл, 2.15 /<,_„, - 2,0. По формуле (2.27) определим с'>нро!пв- ленис сил гренин: 0<2/1.6 ।
+ 784,51(2-0,8 | 0,015- I 30) 2.0/630
I 1,94 кН
Определим сопротинлеппе. согда- ваемое уклоном гю/иележс-шог о ну ти. Уклон равен и. = 0,(812. По формуле (2.28) найдем №. — (),002 (?. 74.6 + + 784,5) ^ 2J2 кН.
Определим сопрог ивленгге, со гла- ваемое при разгоне силами инерции. При скорости движения тележки менее 1 м/с 3 = 1.25. Масса тележки равна 28 т. Из этого значения необходимо вычесть массу крюковой подвески, совершающей вместе с грузом сложное колебательное движение, когда масса пос г упатслыю дшгжушег гея объекта будет равна ж|1ОС1 - - ш, нр, ■ = 28 - 3.675 = 24,325 г. По i абк. 2.16 примем значение л = 0.5 [nJ -03 х х 0,1 = 0,05 м/с2. По формуле (2.30) найдем 1ТИ|, = 1.25 ■ 24.325 ■ 0.05 = = 1,52 кН.
Сопротивление, создаваемое рас качиванием груза на гибкой подвеске, определим по формуле (2.31): 1-т\= = (80 4- 3,675)0.05 = 4.18 кН.
Учитывая, что кран рлбощгег в помещении, по Формуле (2.25) находим И=- 11,94 д 2,12'1,52 I IК = = 19,76 кН.
В ы б о р д в и г а т е л а. 1Iредвари - * тслыюе значение к.и.д. механизма примем равным '],,,, ОТЕ И' ебл. 2.17 примем значение Ти r Е = . По формуле (2.32) определим ге.Лщлг мую мощность:
. .19,76 0.5
/V =; - ^ /ОН кВт .
0,9-1.55
Выбираем двигатель типа V ! Н 211-6 ГОСТ 185-70, имеющий параметры: ?СВ = 8,2 кВт; 2э%; пЛБ = 900 об/мин; J = 0. И 5 кг ■ м2: <4.лн = 40 мм: тп(х = 120 кг.
Выбор передачи. Частота вращения колеса равна пк = иДяТ)) = 30/ /3,142-0,63 ^ 15,16 об/мин. Требуемое передаточное число механизма равно и = пм/нк = 900/15,16 - 59,37. Выберем тип редуктора ВКУ-М -вертикальный крановый усиленный модернизированный.
Определим эквивалентный момент на тихоходном валу редуктора 7ра. Аналогично механизму главного подъема примем для группы режима 4М класс нагружения В2 и класс использования А4. При этом к = 0,25; kQ = 0,63; /маш = 12 500 ч (см. табл. 1.3, 1.4). Частота вращения тихоходного вала редуктора равна частоте вращения колеса: пч - пх - 15,16об/мин. Число циклов нагружения на тихоходном валу редуктора по формуле (2.3 3): ZT = 30 х 15,16 х 12 500 = - 5,685-106. Переда точное число тихоходной ступени редуктора предполагаем близким к значению wT = 5. Суммарное число циклов контактных напряжений зуба шестерни тихоходной ступени Zp = ZTu. = 5,685- 106 -5 28,42- 10й. Базовое число циклов контактных напряжений равно Zp = 125 х Ю6. Коэффициент срока службы равен
Коэффициент /долговечности равен kR — kokt = 0,63-0,61 ^ 0,38. Значение кд необходимо принять не менее чем 0.63, поэтому окончательно ка = 0,63.
Определим расчетный крутящий момент Тр на тихоходном валу редуктора. Будем ориентироваться на типоразмер редуктора ВКУ-765М. Ближайшее передаточное число этого типоразмера равно м = 63, что расходится со значением и па допустимую величину, равную 5,8%. К.п.д. редуктора, по данным завода-изготовителя, равен 1] = 0,94. Также находим значение и — п«лп/30 S 94,26 рад/с; ^и.„ - /V = 8,2-10Ж26 £ 87 Н-м. Примем vnmnx = 2,0. Тог- Т^max ^дв.к^птях &/ 2,0
= 174 Н-м. По формуле (2.34) определим расчетный крутящий момент на тихоходном валу редуктора: Тр —
= 174 63 0,94 = 10 300 Н-м. По формуле (2.15) найдем расчетный эквивалентный момент: Т э = 0,63 ■ 10 300 = = 6492 Н ■ м. Редуктор ВКУ-765М имеет номинальный крутящий момент на тихоходном валу. равный Трн = 11 964... 14612 Н-м/ Следовательно. условие (2.14) выполняется. Кроме указанных, редуктор имеет параметры: у№е = 765 мм; 4быстр- = 50 мм; </п>гнх — 125 мм; тр = 800 кг. Схема сборки редуктора 23 или 13- в зависимости от того, где расположен редуктор. Полное условное обозначение типоразмера редуктора: ВКУ-765М-50-23-У2 ТУ 24.01.3673 79.
Определение фактической скорости и к.п.д. механизма. Фактическая скорость передвижения тележки равна и т = w„rx/uMCX = = 94,26-0,315/63 = 0,47 м/с. Это значение отличается от заданного на 6%, что допустимо. К.п.д". одной зубчатой муфты равен рм = 0,99. Поставим одну муфту между двига телем и редуктором (зубчатую муфту 1-го типа-с наружной обоймой) и между редуктором и колесом также одну муфту (зубчатую муфту 2-го типа -- с промежуточным валом). Поэтому пмех = ПмЛРПм = = 0,99-0,94-0,99 ^0,92. Данное значение к.п.д. мало отличается от принятого предварительно, поэтому пег рерасчет мощности не делаем.
Выбор муфт. По диаметрам концов соединяемых валов выбираем муфты: для быстроходного вала - зубчатую муфту 1-1600-40-2-50-2-2У2 ГОСТ 5006-83; для тихоходного вала - зубчатую муфту 2-25000-125-1 -110-1 -2У 2 ГОСТ 5006-83. Параметры муфты на быстроходном валу: 7М „ = 1600 Н-м; ^„0,06 КГ М , г/лсн т|1х ^прин max
= 55 мм; mM = 9,2 кг. Параметры муфты на тихоходном bhjjv: Тм „ - = 25 000 Н-м; JM = 2,25 кг ;м2: ^леп max = ^нра» max = 1 40 М^тм -
= 100 кг.
Выбор тормоза. По формулам, приведенным в § 2.2,лаходим значения: W 0, 1Уин0, И<р0. И/^иС, - = 0,02-274,6 S 0,55 кН; И/„о = бт^ = = 1,25 - 28 • 0,05 = 1,75 кН; Н^ 0 = = GT(2p + fd)k /D = 274,6(2-0,8 + 4- 0,015-130) 1,0/630 S 1,55 кН. По
формулам (2.37) находим значения соответствующих крутящих моментов, приведенных к первому валу механизма:
Tv0 = 0,55-103 -0,315 -0,92/63 = ^2,53Н-м; Гян0 = 1,75-Ю3-0,315 х х 0,92/63 ^ 8,05 Н - м; Г 0 = 1,55 х х 103-0,315/(63-0,92) ^8.42 Н-м. Здесь Лмск ~ Пмех = 0,92, так как тормоз планируем ставить на втором конце вала двигателя с целью повышения удобства обслуживания.
Расчетный тормозной момент механизма по формуле (2.36) будет равен Гт^.мех = 2’53 + 8^5 ~ М2 = 2,16 Н ■ м. Расчетный тормозной момент т ормоза равен Ттр = 7; р мсх = 2,16 Нм, так как тормоз в механизме один.
Выбираем тормоз типа ТКГ, так как электрогидравлический толкатель, являющийся приводом тормоза, служит одновременно своеобразным демпфером, снижая динамику замыкания тормоза. Это благоприятно скажется на сцеплении колес тележки с рельсами при торможении.
Выбираем типоразмер тормоза: тормоз ТКГ-160-У2-50-380-40 ОСТ 24.290.08-82, имеющий следующие параметры: Тт „ = 98 Н-м; DT ш = = 160 мм; Вк = 70 мм; Ршт =157 Н; ^шттах 2^ ММ, Гует 200 MM, WTop = 25 кг. Типоразмер электрогидрав- лического толкателя-ТЭГ-16М.
Выбор тормозного шкива. По диаметру конца вала двигателя и требуемому диаметру шкива выбираем стандартный тормозной шкив 2-го исполнения (с цилиндрическим посадочным отверстием). Стандартных шкивов с коническим посадочным от верстием на требуемый диаметр вала нет. Шкив имеет следующие параметры: £)т ш = 160 мм; Воб = 70 мм; ^раст max = 40 ММ", Шт ш = 6,9 КГ; уСЛОВ- ное обозначение типоразмера шкива Шкив Ш2-160/40 ОСТ 24.290.062-75.
Уточнение исполнений двигателя и муфты на быстроходном валу. Так как двигатели серии МТН могут иметь исполнение с двумя концами вала только в том случае, если форма концов одинакова, то тот конец вала, который стыкуется с муфтой, также должен быть цилиндрическим. Сле
довательно, зубча тая муфта на быстроходном валу должна состоять из двух полумуфт, имеющих различную форму посадочных отверстий во втулках: коническую-со стороны редуктора и цилиндрическую - со стороны двигателя. Поэтому типоразмер муф ты изменится и будет иметь следующее условное обозначение: Муфта 1-1600- 40-1-50-2-2У2 ГОСТ 5006-83.
Компонование тележки
Нанеся координатные оси ла и гг, помещаем центр барабана главного подъема в начало координат (рис. 12.1). Положение редуктора определится межцентровым расстоянием открытой зубчатой передачи и расположением зубчатого венца.
Хребтовые балки тележки, образуемые вертикальными листами, располагаем (пунктирными линиями) под опорами барабана. Расстояние между листами /т = 330 мм берем из выбранной колесной установки.
Ввиду того что на барабане имеется зубчатый венец, середина барабана оказывается смещенной относительно продольной оси тележки -середины колеи. Стремясь к минимальному смещению барабана, отодвигаем несколько правую хребтовую балку с таким расчетом, чтобы большая часть опоры барабана все же находилась над балкой.
Принимая сход канатов с барабана со стороны зубчатого зацепления, что уменьшает нагрузки на подшипники барабана, размешаем верхние блоки и уравнительный балансир со стороны, противоположной полюсу зацепления открытой передачи. Двигатель главного подъема располагаем ближе к правой хребтовой балке тележки, применяя промежуточный вал- вставку. Предусматривая проходы между механизмами, располагаем лебедку вспомогательного подъема и механизм передвижения тележки.
Оценивая на этой стадии полученное компонование механизмов, отмечаем. что межцентровое расстояние открытой передачи мало, в результате чего опора барабана «налезает» на редуктор; полученные размеры ко-
УУРис. 12.1Рис. 12.1леи L, = 4800 мм и особенно базы В ^ 6000 мм-очень велики; нагрузка на приводные колеса в груженом состоянии значительно больше нагрузки, приходящейся на неприводные колеса; компоновка не удовлетворяет требованиям компактности расположения механизмов на тележке.
У
У
Рис. 12.1
Рис. 12.1
Проведем корректировку параметров механизма главного подъема. Для увеличения межцентрового расстояния открытой зубчатой передачи увеличим число зубьев венца до z'B = = 73. Тогда межцентровое расстояние возрастет до
✓ =<^^ = Д^1= 1032 мм, о„ 22
что будет достаточно для размещения опоры.
Передаточное число открытой передачи станет равным
«от = 4ДШ = 73/13 = 5,62.
Общее передаточное число механизма будет i/M„ = мр«оТип = 15,21 -5,62 х х 4 = 341,92. Чтобы сохранить скорость подъема груза, близкую к заданной, увеличим диаметр барабана до значения D6 = 1260 мм. Тогда фактическая скорость подъема груза
/_ (ил1гв _ 58,64'0,63
341.92
^ 0,11 м/с, т. е.^ 0,11 м/с, т. е.^под ^под'
^ 0,11 м/с, т. е.
^ 0,11 м/с, т. е.
Окончательно размеры установки барабана: L 6 = 4180 мм; L — = 4100 мм; L6 = 3700 мм; D6 = = 1260 мм; lti = 1098 мм; / = 186 мм. Остальные размеры этой сборочной единицы остались прежними.
Переходим к компонованию тележки с измененными параметрами механизма главного подъема. Располагая центр барабана главного подъема в начало координатных осей хт и >7 (рис. 12.2) на виде сверху, устанав-
Рис. 12,2
2ц zap * §63, £
Рис. 12.3
I ливаем корпуса подшипников оси барабана через платики па верхний лист рамы тележки на виде сбоку (рис, 12.3). Далее устанавливаем редуктор, положение которого на виде сверху I зависит от его положения относитель- • по барабана по высоте. Принимая высоту рамы под редуктор йф = = 150 мм (из условия удобства уста- jновки крепежных изделий), определя-|ем горизонтальную проекцию меж-[центрового расстояния:№. t Аф) -,-= V‘0322 -- [(580 + 150)- (320 + 40)]2 =,;— 963,4 мм.jНамечаем пунктиром положенияхребтовых балок тележки из условия* опирания на них опор барабана, стре- ।мясь к минимальному смещению5центра барабана относительно продольной оси тележки.Попычаемся расположить верхние ■ блоки и уравнительный балансир со стороны зубчатого зацепления (это значительно уменьшает базу тележки), намечая сход канатов с барабана ! с противоположной стороны.?Намечаем пунктиром вертикаль-{ные поперечные листы рамы таким;образом, чтобы они воспринималиiвертикальную нагрузку от верхних|блоков и уравнительного балансира.ЛС целью компактного расположения।механизмов отказываемся от промежуточного вала и устанавливаем дви-I1гатель непосредственно у редуктора,!заменив муфту с тормозным шкивом•па соединительную зубчатую муфту,Jтипоразмера: Муфта 1-16000-90-2-, .Н0-2У2 ГОСТ 5006-83. Статический/крутящий момент при торможении,Iприведенный к быстроходному валу в^' связи с изменением параметров, бу-’t,дет ранен4с;г6п _ 0571 0,63 0,89 _;341^2= 1346 Н м.Отсюда расчетный тормозной момент- Тт р = кт Тстл = 1,75■1346 = = 2356 Нм, что несколько меньшеI ливаем корпуса подшипников оси барабана через платики па верхний лист рамы тележки на виде сбоку (рис, 12.3). Далее устанавливаем редуктор, положение которого на виде сверху I зависит от его положения относитель- • по барабана по высоте. Принимая высоту рамы под редуктор йф = = 150 мм (из условия удобства уста- jновки крепежных изделий), определя-|ем горизонтальную проекцию меж-[центрового расстояния:№. t Аф) -,-= V‘0322 -- [(580 + 150)- (320 + 40)]2 =,;— 963,4 мм.jНамечаем пунктиром положенияхребтовых балок тележки из условия* опирания на них опор барабана, стре- ।мясь к минимальному смещению5центра барабана относительно продольной оси тележки.Попычаемся расположить верхние ■ блоки и уравнительный балансир со стороны зубчатого зацепления (это значительно уменьшает базу тележки), намечая сход канатов с барабана ! с противоположной стороны.?Намечаем пунктиром вертикаль-{ные поперечные листы рамы таким;образом, чтобы они воспринималиiвертикальную нагрузку от верхних|блоков и уравнительного балансира.ЛС целью компактного расположения।механизмов отказываемся от промежуточного вала и устанавливаем дви-I1гатель непосредственно у редуктора,!заменив муфту с тормозным шкивом•па соединительную зубчатую муфту,Jтипоразмера: Муфта 1-16000-90-2-, .Н0-2У2 ГОСТ 5006-83. Статический/крутящий момент при торможении,Iприведенный к быстроходному валу в^' связи с изменением параметров, бу-’t,дет ранен4с;г6п _ 0571 0,63 0,89 _;341^2= 1346 Н м.Отсюда расчетный тормозной момент- Тт р = кт Тстл = 1,75■1346 = = 2356 Нм, что несколько меньше
I ливаем корпуса подшипников оси барабана через платики па верхний лист рамы тележки на виде сбоку (рис, 12.3). Далее устанавливаем редуктор, положение которого на виде сверху I зависит от его положения относитель- • по барабана по высоте. Принимая высоту рамы под редуктор йф = = 150 мм (из условия удобства уста- jновки крепежных изделий), определя-
|ем горизонтальную проекцию меж-
[центрового расстояния:
№. t Аф) -
,-= V‘0322 -
- [(580 + 150)- (320 + 40)]2 =
,;— 963,4 мм.
jНамечаем пунктиром положения
хребтовых балок тележки из условия
* опирания на них опор барабана, стре- ।мясь к минимальному смещению
5центра барабана относительно про
дольной оси тележки.
Попычаемся расположить верхние ■ блоки и уравнительный балансир со стороны зубчатого зацепления (это значительно уменьшает базу тележки), намечая сход канатов с барабана ! с противоположной стороны.
?Намечаем пунктиром вертикаль-
{ные поперечные листы рамы таким
;образом, чтобы они воспринимали
iвертикальную нагрузку от верхних
|блоков и уравнительного балансира.
ЛС целью компактного расположения
।механизмов отказываемся от проме
жуточного вала и устанавливаем дви-
I1гатель непосредственно у редуктора,
!заменив муфту с тормозным шкивом
•па соединительную зубчатую муфту,
Jтипоразмера: Муфта 1-16000-90-2-
, .Н0-2У2 ГОСТ 5006-83. Статический
/крутящий момент при торможении,
Iприведенный к быстроходному валу в
^' связи с изменением параметров, бу-
’t,дет ранен
4с;г6п _ 0571 0,63 0,89 _
;341^2
= 1346 Н м.
Отсюда расчетный тормозной момент- Тт р = кт Тстл = 1,75■1346 = = 2356 Нм, что несколько меньше
I ливаем корпуса подшипников оси барабана через платики па верхний лист рамы тележки на виде сбоку (рис, 12.3). Далее устанавливаем редуктор, положение которого на виде сверху I зависит от его положения относитель- • по барабана по высоте. Принимая высоту рамы под редуктор йф = = 150 мм (из условия удобства уста- jновки крепежных изделий), определя-
|ем горизонтальную проекцию меж-
[центрового расстояния:
№. t Аф) -
,-= V‘0322 -
- [(580 + 150)- (320 + 40)]2 =
,;— 963,4 мм.
jНамечаем пунктиром положения
хребтовых балок тележки из условия
* опирания на них опор барабана, стре- ।мясь к минимальному смещению
5центра барабана относительно про
дольной оси тележки.
Попычаемся расположить верхние ■ блоки и уравнительный балансир со стороны зубчатого зацепления (это значительно уменьшает базу тележки), намечая сход канатов с барабана ! с противоположной стороны.
?Намечаем пунктиром вертикаль-
{ные поперечные листы рамы таким
;образом, чтобы они воспринимали
iвертикальную нагрузку от верхних
|блоков и уравнительного балансира.
ЛС целью компактного расположения
।механизмов отказываемся от проме
жуточного вала и устанавливаем дви-
I1гатель непосредственно у редуктора,
!заменив муфту с тормозным шкивом
•па соединительную зубчатую муфту,
Jтипоразмера: Муфта 1-16000-90-2-
, .Н0-2У2 ГОСТ 5006-83. Статический
/крутящий момент при торможении,
Iприведенный к быстроходному валу в
^' связи с изменением параметров, бу-
’t,дет ранен
4с;г6п _ 0571 0,63 0,89 _
;341^2
= 1346 Н м.
Отсюда расчетный тормозной момент- Тт р = кт Тстл = 1,75■1346 = = 2356 Нм, что несколько меньше
определенного ранее. Таким образом, тормоз остается прежним. Его устанавливаем с внешней стороны редуктора, на входной вал которого (изменилась схема сборки редуктора) необходимо установить тормозной шкив диаметром 500 мм. Эту деталь следует конструировать исходя из размеров тормоза и вала редуктора. В лебедке вспомогательного подъема также отказываемся от промежуточного вала, соединяющего двигатель с редуктором, что позволяет расположить ее ближе к барабану главного подъема. Тормоз устанавливаем на втором конце входного вала редуктора, Намечаем положение вертикальных листов рамы тележки, на которые будут опираться двигатели, опора барабана и редуктор лебедки вспомогательного подъема.
Для обеспечения лучших условий сцепления приводных колес с рельсами в порожнем состоянии привод механизма передвижения располагаем со стороны барабана главного подъема, так как на этой стороне тележки расположено более тяжелое оборудование.
Ориентировочно намечаем положение неприводных ходовых колее и контур рамы тележки. Геометрический центр рамы принимаем за цен тр тяжести- точка Ор на рис. 12.2. Вес рамы определился разностью между ранее принятым весом тележки и весом оборудования, установленного на ней (табл. 12.1): G = 274,6 — 235,3 = = 39,3 кН.
На виде сверху отмечаем центры тяжести всего оборудования и координаты относительно осей тх и г Г заносим в табл. 12.1. Определяем координаты центра тяжести порожней гележки (точка От) но формулам (3.1 ):
_ - T2.164 960 - 0.608'1820 +...+ 4,70» 2100 _ “ 274.6
= ™ 360 мм;
12.164 1960 0.608 I960 - . . + V-v-H l’4U
Гт = —
274.6
= —930 мм.
Для определения координа т точки приложения веса груза к раме тележ-
Механизм
Оборудование
Масса, кг
Вес. кН
Координаты, мм
Двигатель
1240
12,164
- 960- i960
Главного
Муфта
62
0,608
-1820- 1960
подъема
Редуктор с тормозным
3640
35.708'
- 2280- 1020
шкивом
Барабан в сборе
6600
64,746
- 2400
Верхние блоки
1000
9,810
+ 100- 1120
Уравнительный балансир
300
2.943
+ 100- 1640
Тормоз
400
3,924
- 2760-1960
Канаты
1300
12,753
+ 100- 1120
Крюковая подвеска
3675
36,052
+ 100-1120
Двигатель
345
3,384
+ 840- 2200
Вспомогатель-
Муфта
15
0,147
+ 1380- 2200
ного подъема
Редуктор с тормозным
шкивом
342
3,355
+ 1740- 2760
Тормоз и т. д.
92
0,903
+ 2060- 2200
Передвижения
Двигатель с тормозным
шкивом
130
1,275
+ 8401-1100
тележки
Редуктор с муфтой
810
7.946
0+1100
Тормоз
25
0,245
-1 1240+ 1100
Трансмиссионные валы с
муфтами
650
6,377
0+ 1100
Неприводные колеса
472
4,630
- 2100- 3000
472
4.630
+ 2100- 3000
Приводные колеса
492
4,820
-2100+1100
492
4,820
+ 2100+ 1100
Рама тележки
4011
39.348
0- 9-10
Всего...
28000274,600
ки рассматриваем равновесие подвески в верхнем положении. В результате проведенных построений, описанных в § 3.2, подвеска займет положение, показанное на рис. 12.3 пунктирной линией. Обратим внимание на то, что канаты с подвески идут на барабан под большим углом к вертикали, примерно 20°. С большими отклонениями от вертикали канаты идут также на уравнительный балансир и на верхние блоки. Все это приведет к увеличению статического усилия в канатах и появлению значительных горизонтальных усилий в опорах барабана, опорах верхних блоках, а также на уравнительном балансире. Для устранения этих недостатков изменяем за- пасовку канатов, меняя место их схода на противоположную сторону барабана. При такой задасовке прихо
дится мириться с другим недостатком - S-образным изгибом каната. Крюковая подвеска в этом случае займет положение под верхними блоками, так как углы отклонения канатов, идущих на барабан и на уравнительный балансир, примерно одинаковы. Теперь уточняем положение неприводных ходовых колес, т.е. базу гележки, из условия одинаковой нагрузки на приводные и неприводные колеса по формуле (3.2):
(274,6 2030 + 784,8-2220),., ..
—— 4j42 мм,
274,6 -I- 784,8
Окончательно принимаем В. — — 4300 мм и, поскольку база изменилась (относительно принятой) менее чем на 5%, уточнений в положении центров тяжести юлежки и груза не производим.
пост.рпост.р2 кгм ,2 кгм ,Т =ст.рТ =ст.р= 1758 Нм.= 1758 Нм.
пост.р
пост.р
2 кгм ,
2 кгм ,
Т =ст.р
Т =ст.р
= 1758 Нм.
= 1758 Нм.
Определяем нагрузки на ходовые колеса тележки в порожнем состоянии по формулам (3.3):
Л.
_ 27+6/
Г\
1 +
2-120
4300
+ 4200/
= 84,2 кН;
^т
- —4,6 f
4 \
1
+
2-120
4300
_ 2'Зб0^ 4200 /
= 60,7 кН;
Р1.
- 274,6 ( 4~ \
'1
_
2- 120
*4300
2 • 360^
+ 4200/
—
= 76,6 кН;
Р\.
_ 274.6 /
4 '
'1
—
2-129
*43(7(7
2■360'
~ *420(7,
= 53,1 кН.
Нагрузки на ходовые колеса от веса поминального груза главного подъема определяем, используя формулы (3.4) и учитывая, что равнодействующая смещена не только относительно оси rV, ио и относительно оси х'х':
1G 4*'А " 4300* ” ’4200 )
= 171,5 кН;
р, _ 784,8/'"2 ■2-ЖЦ_
1G - 4~ U 4у№4200 У ”
= 189,9 кН;
_ 784.8 Л + 2' 170 2- юо\ _
264 Л ’ 4ДЮ4200 / ~
= 202,5 кН;
784,8/.2 - 1702- 10(Л
4 X 43004200 /
- 220,9 кН.
Суммарные статические нагрузки па ходовые колеса:
Рх = 84,2 + 171,5 = 255,7 кН;
Р\ = 60,7 -ь 189,9 = 250,6 кН;
Р^ = 76,6 + 202.5 = 270.1 кН.
Р'2 = 53,1 + 220,9 = 274.0 кН.
Максимальная разница в нагрузках на колеса
АР = 100 -- ю%.
270,1
что является приемлемым.
Наносим установочные размеры и габариты, после чего межпо перехо
дить к конструктивной проработке механизмов и тележки в целом (рис. 12.4).
Проверочные расчеты механизмов
Проверка двигателя механизма главного подъема на время разгона. При компоновании тележки были внесены изменения в кинематическую схему механизма главного подъема. В результате изменились параметры: диаметр барабана D'6 = 1260 мм; передаточное число механизма t/Mex — 341.92. Так как тормоз перенесен на второй конец быстроходного вала редуктора, необходимо определить момент инерции тормозного шкива, который не входит теперь в состав муфты. Масса шкива 84,5 кг. Коэффициент, учитывающий распределенность массы (см. § 4.1), принимаем равным ^т,ш = 0,6. Момент инерции тормозного шкива будет равен JTш = тт ш г2 ^тш = = 84,5-0,252■ 0,6 = 3,17 кг-м . Момент инерции вращающихся масс, расположенных на быстроходном валу механизма, Л = пв + Л, + Л ш = = 5,25 + 1,15 + 3,17 = 9,57 кг-м2. По формулам (4,3)... (4.7) определяем параметры: J = 1,15-9,57 5 5 11,01 кг-м2; тпост = 3675 + 80 000 = = 83 675 кг;
83 675 ■ 0,632 _ п ..
341,922 ■ 0,86 ~ ’
JMex.p = 1^01 + 0,33 = 11,34 кг-м2;
820 600 ■ 0,63
341.92-0,86
По табл. 2.17 примем кратность среднепускового момента двигателя Vncp=l,55. Номинальный момент двигателя определим по формуле (2.3 5); ТДВД! = 70-103/58.64 s 1194 Н-м. Среднепусковой момент двигателя по формуле (4.2) равен Г = v Тдв и = = 1,55-1194 = 1850 Н м.
По формуле (4.1) Найдем время разгона механизма при подъеме номинального груза:
= 58,64-1 !,34 - рфа,т 1850-1758 “ ’ С'
Рис. 12.4
!
Техническая характеристикатележки
Нагрузки на лодоЗые колеса
* Размеры Зля впрадок
Прибойные колеса
От Веса тележка
От Веса груза
Рп, кН
84,2
Рю, кН
171,5
Рц, кН
60,7
рю,кН
189,9
^гъкн
76,6
Р?О,КН
202,5
Р?Т, КН
55,1
Р2С,кН
220,9
Основная надпись
Данное время очень большое (см. рекомендации в § 4.1), что приведет к снижению производительности крана. Поэтому принимаем решение выбрать более мощный двигатель МТН-613-10, имеющий параметры: N = 90 кВт; ПВ - 25%: пи = 570 об/мин; J Д1 = 6,25 кг-м^; dwatt = = 90 мм; тав = 1240 кг.
По тем же формулам определяем пара метры: содв й 59,69 рад/с; г й й 0,11 м/с; ^ - 10,57 кг-м2; J й й 12,16 кг • м2; JMCX й 12,49 кг ■ м2; Тдвн й 1508 Нм; 7;е„й 2337 Нм; ДВ|Н 1 lliLp ' ^р.фихт “ 1,3 С.
Значение ^,фцкт находится в диапазоне рекомендуемых значений времени разгона; следовательно, вновь выбранный двигатель обеспечит необходимую интенсивность работы.
Среднее ускорение груза при таком времени разгона равно а — Р1юд//р = = 0,11/1,3 й 0,08 м/с2. Это значение не превышает рекомендуемое значение для кранов, работающих в механосборочных цехах (см.^абл. 2.16).
Диаметр конца вала4' двигателя не изменился, поэтому выбранная ранее соединительная муфта сохраняется.
Проверка двигателя механизма главного подъема на нагрев. Вновь выбранный двигатель должен разви-
bUtl в период установившегося подъема поминального груза мощность, которая с учетом фактических величин гу и pMliX будет равна /V', тах « = ^%>|^ - 820,571-0,11/0,86 й й 105 кВт. Это значение на 16,7% превышает номинальную мощность двигателя. Следовательно, двигатель должен быть проверен на нагрев.
По графику на рис. 4.4, используя значение номинального к.п.д. механизма рмск ~ 0,86, найдем значения к.п.д, при подъеме грузов, вес которых соответствует относительной доле от поминального, указанной на ординате типового графика на рис. 4.2, а. Значения к.п.д. занесем в табл. 12.2.
По формулам (4.10) определяем значения статических моментов, создаваемых на валу двигателя при подъеме и опускании весом /-го груза, и заносим их в табл. 12.2.
Определим моменты инерции всех движущихся частей механизма при работе с грузами /-й массы. Значения j-x масс, включая массу крюковой подвески, равны: т[р1 = 83 675 кг; шгр2 = 43 675 кг* тгр 3 - 19 275 кг; mrp4 — 7675 кг. По формуле (4.5) определяем значения Jrp;, а по формуле (4.3)-моменты инерции JMexJ и заносим их в табл. 12.2.
Таблица 12.2
Параметр
Значение параметра при
G
0,5 G
0,195 G
0,05 G
подъем
опускание
подъем
опускание
подъем
опускание
под нем
опускание
Gj, Н
820600
410300
160000
41000
Л МАЯ j
0,86
0,82
0,66
0,38
Ти ? Нм
1758
1300
922
620
447
195
199
29
Лр л КГ'М2
0,33
0,18
0,10
0,07
л К1'м2
12,49
12,34
12,26
12,23
гр^ с
1,30
0,23
0,52
0,28
0,39
0,32
0,34
0,34
tr с
250
18,18
16,67
18,18
16,67
18,18
16,67
18,18
16,67
= 76,36 Нм.= 76,36 Нм.
= 76,36 Нм.
= 76,36 Нм.
Определим угловую скорость двигателя при опускании. Число полюсов у двигателя МТН 613-10 равно 10. Следовательно, число пар полюсов р равно 5. Синхронная угловая скорость (скорость идеального холостого хода) вала двигателя равна шс = = lufip = 2-3,142-50/5 ^ 62,83 рад/с. По формуле (4.12) находим а}1ВО„ = - 2со€ - (олв = 2-62,83 - 59,69 = 65,97 рад/с. По формулам (4.11) вычисляем значения времени разгона механизма при подъеме и опускании различных грузов и заносим данные значения в табл. 12.2. Среднюю высоту подъема при работе крана в сборочном цехе принимаем (см. § 4.1) равной //ср = 2 м. Скорость опускания груза равна г = - со г'/^^ 65.97-0.63/341.92 = ^0,12 м/с. По формулам (4.15) определяем значения времени установившегося движения при подъеме (/у,|ШД) и при опускании (/ оп) и заносим их в табл. 12.2.
Проверим условие, необходимое для выбора коэффициента р, учитывающего ухудшение охлаждения дви- гателя в период пуска. Время разгона механизма при подъеме номинального груза равно 1,3 с. Величина 4ПОД/60 равна 0.3 с. Следовательно, /р.подс^" > С.под/бО. Поэтому значение коэффициента р можно выбрать из диапазона 0,65 .. .0.78. Примем р — 0,7.
Теперь вычислены значения всех параметров, входящих в формулу (4.9). Остается уточнить количество подъемов и опусканий грузов различного веса в течение рабочего цикла. Этому количеству будет соответствовать количество значений времени разгона, времени установившегося движения, а также количество стати- , ческих моментов, которые необходимо будет подставить в формулу (4.9).
Примем общее количество грузов, поднимаемых за время рабочего цикла, равным 10. Тогда от графика нагружения (см. рис. 4.2,а) можно перейти к диаграмме нагружения (см, рис. 4.2,6). Количество столбиков на диаграмме соответствует относительной доле времени работы механизма с грузом /-го веса. За время принятого рабочего цикла груз весом G подни
мается и опускается 1 раз, груз весом 0,5 G - 5 раз, груз весом 0,195 (7-1 раз и груз весом 0,05 G-3 раза.
Подставим значения параметров в формулу (4.9):
т = /23373КзоТ 0,23 + 5-0^52 + 0.28 + ’ V О?7(ПЗО + 0,23 + 5 ■ 0,52 + 5-0,28 + "'
+ 0,39 + 0,32 + 3 - 0,34 + 3 • 0,34) + 18,18 х
+ 0,39 + 0,32 +То,34 + 3 - 0,34) + 10 х
(17582 + 5-9222 + 4473 + З 1993) +
х ———-—- ■— ...
х 18,18 + 10-16,67
+" (б/^НЗОО2 + 5" 6202 + 1952 + 3 ■ 292)
£ 834 Н м.
Проверим условие (4.8): Т3 = = 834 Н • м < Тдв м = 1508 Н-м. Двигатель не перегреется.
Проверка двигателя механизма передвижения тележки на время разгона. Определим момент инерции тормозного шкива. Значение коэффициента, учитывающего распределенность массы, равно = 0.6. Тогда /тш будет равен JT ш = тт-шГт.ш^ = 6,9 • 0,082 х х 0,6 ^ 0,026 кг-м2. Момент инерции всех вращающихся частей на быстроходном валу механизма будет равен Л = т . ш + р . дв + м = 0,026 + + 0,115 + 0,06 = 0,201 кг-м2. Сумма поступательно движущихся масс равна тпост = m + w = 28 + 80 = = 108 т = 1,08-105 кг. По формулам (4.2)... (4.7) находим другие параметры, необходимые для расчета: JBp = 4jv = 1,15-0,201 = 0,23 кг-м2; г _1.08- 105 0,3152 _
П0СТ'Р 4«ПМ„632 ■ 0,92
= 2.93 кг-м2;
^мех.р = ЛР + ./пост р = 0,23 + 2,93 = = 3,16 кг-м2;
т;.ср = Vn.cp^B.H = 1.55-87 = = 134,85 Н-м;
И^т = ^тр + w;^ 11,93 + 2,12 = = 14,05 кН = 14050 Н; -
И^г, _ 14050-0.315
63 0.92
По формуле (4.1) вычислим время разгона:
р фиК1 Лер " Л,.р H4,85 - 76,36 - 5.1 с.
Данное значение не превышает рекомендуемого (см. § 4.2). Следовательно, выбранный двигатель обеспечит необходимую интенсивность разгона.
Проверим среднее ускорение при разгоне: а = пперДр = 0,47/5,1 ^ = 0,09 м/с2. Это значение также не превышает рекомендуемого (см. табл. 2.16).
Проверка времени торможения механизма передвижения тележки. По формулам (4.19) ... (4.24) определяем параметры:
_ ^noci к Пысх пост.г~
1/)8- 105-0Л52 0,921/)8- 105-0Л52 0,92= 2,48 кг м2= 2,48 кг м2= ЛР + ^.т - 0,23 + 2,48 = = 2,71 кг - м2;
1/)8- 105-0Л52 0,92
1/)8- 105-0Л52 0,92
= 2,48 кг м2
= 2,48 кг м2
и;;, = (G, + Grp)^t^ = (274,6 +
+ 784.5) 10л+ 784.5) 10л2-0,8 + 0.015- 130 спгс= 59652-0,8 + 0.015- 130 спгс= 5965'К,., - и;; -
+ 784.5) 10л
+ 784.5) 10л
2-0,8 + 0.015- 130 спгс
= 5965
2-0,8 + 0.015- 130 спгс
= 5965
= 3845 Н;
'ci/r "
^мсх Л мех
630и; = 5965 - 2120 =630и; = 5965 - 2120 =3845-0.315 _ _ — = 20,90 Н - м;63 ■ 0,923845-0.315 _ _ — = 20,90 Н - м;63 ■ 0,92m.^./^ t 94,25-2.71
630
и; = 5965 - 2120 =
630
и; = 5965 - 2120 =
3845-0.315 _ _ — = 20,90 Н - м;
63 ■ 0,92
3845-0.315 _ _ — = 20,90 Н - м;
63 ■ 0,92
т; р Тт/^ “ 253~+ 2Д90 =
Данное значение времени очень велико. Желательно, чтобы время торможения тележки не превышало времени разгона. Если принять 4 =
5с. то необходимо увеличить тормозной момент тормоза. Он должен быть равен 33,1 Н м. Тормоз ТКГ- 160 необходимо отрегулировать на ■данный тормозной момент. Характеристика тормоза позволяет это, гак а к Т1Н = 98 Н м.
Проверка запаса сцепления колес тележки с рельсами при разгоне. При компоновании тележки были получены фактические статические нагрузки на приводные колеса, когда тележка не нагружена. Сумма нагрузок на
приводные колеса равна Д.., 0 = = 144,9 кН. По формулам (4.37) и (4.28) находим: Есп 0 -Л.Л.ро - = 0,2- 144,9 = 28,98 кН: /;ц( = = ^сц. о г« = 2^98 " <М15^9,13 кН ■ м. Момент на оси приводных колес, создаваемый уклоном, равен 7у о к = = ^..оЛ = 0,55 - 0,31 5 = 0,17 кНм. Момент на оси приводных колес, создаваемый силами трения, равен ^р.о.к = %о(м+Ю = 144,9(0,8 х х 10"3 + 0,015-0,065) ^0,26 кН-м. Здесь гц-радиус цапфы. Используя формулы (4.5) и (4.3), определяем моменты инерции для порожнего состояния тележки:
_ мд2 2У10-0.3152^
= 0,76 кг • м2;
■^МСХ.р.О Пр Т ^ПОС ! . р. О0,-23 I
4- 0,76 = 0,99 кг-м2.
Сила статического сопротивления движению равна „ , = ИСП п - - И/10 = 1,55 - 0,55 = 1,00 кН. .Используя формулы (4.17), (4.32), (4.31). (4.30) и (4.40), последовательно определяем параметры:
Т = ^грУ, = i.00 10''0.315 _ "'Р0«и»Лмм63-0.92"-
5,43 И • м;
р'°4ч„.р,пп,99
130,7 рад/с2;
Тин.вр.р = ^^.0 = 0,23-130.7 -=
= 30,06 Н ■ м;
^дв (^ii.cp^Jin. вр. р) ^мех Ом<х
= (134,85 - 30,06)/(63 0,92- 10"3) 4: 6,07 кН-м;
^м.р = Люст.р.о/’^сх.р.о = 0,76/0,99 ^ 0,77.
Определим коэффициент жесткости тихоходного участка трансмиссии. Максимальный статический момент на тихоходном трансмиссионном валу, действующий при передвижении тележки с номинальным грузом на крюке механизма главного подъема, равен
Lh«.p = 6,07 хLh«.p = 6,07 х2-2.146- Ю2-0,034\6.07-0Д7)2-2.146- Ю2-0,034\6.07-0Д7)^ 14,16 кН.м.^ 14,16 кН.м.= 2,93 кг • м2;= 2,93 кг • м2;632-0,92632-0,92
Lh«.p = 6,07 х
Lh«.p = 6,07 х
2-2.146- Ю2-0,034\
6.07-0Д7)
2-2.146- Ю2-0,034\
6.07-0Д7)
^ 14,16 кН.м.
^ 14,16 кН.м.
= 2,93 кг • м2;
= 2,93 кг • м2;
632-0,92
632-0,92
=+ ^ = 1 L94 4- 2J23
max " -j ^'-*
x 0.315 £ 2213 H - m.
В качестве материала трансмиссионного вала принимаем сталь 45. По табл. 2.19 оа = 598 МПа. Тогда [т] = 0.03 аа = 0,03-598 = 17,94 МПа. По формуле (4.42) находим
d= 17^84,6 мм.
V 17,94
Принимаем диаметр конца вала равным 90 мм. Такой диаметр должна также иметь расточка во втулке полумуфты. Тогда диаметр трансмиссионного вала на наиболее длинном его участке можно принять равным 100 мм. При компоновании тележки было получено значение для ее колеи, равное 4,2 м. Длину одного участка трансмиссионного вала принимаем равной половине колеи, т. е. 2,1 м. Полярный момент инерции поперечного сечения трансмиссионного вала равен J = ял* /32 = 3,142 х х 0,1/32 = 9,819 10-^м4. По формуле (4.41) находим
7,648 -104-9,819 ■ 10~ с =^
2,1
^ 0,3576 МНм/рад = 3.576 х х 102 кН-м/рад.
Теперь определим с- = 2с = = 2'3,576-102 кН-м/рад. Коэффициент жесткости тихоходного участка трансмиссии будет равен с ^
0,3с= 0,3-7,152- Ю2 = 2,146 х
х 102 кН 1 м/рад.
Соединительная зубчатая муфта на трансмиссионном валу имеет параметры: z = 56; m — 4 мм; S, = = 6,01 мм; S2 = 5,83 мм. Суммарный угловой зазор в двух полу муфтах равен [jio формуле (4.43)]
4P3J42-4 - 0,9(6.01 + 5.83)]
0,034 рад.
Динамический момент, которым трансмиссионный вал нагружается при разгоне, определим по формуле (4.29):
Используя формулу (4.26), определим
14,16 + 0.17 - 0.26
Так как запас сцепления недостаточен, необходимо ввести в схему управления двигателем предпусковую ступень. При этом зазор в передаче нужно выбрать до приложения полного момента двигателя. Динамический момент будет меньше.
Проверим запас сцепления колес с рельсами при разгоне тележки с номинальным грузом на крюке механизма главного подъема. При компоновании тележки была получена нагрузка на приводные колеса в груженом состоянии, равная Р = = 506,3 кН. Определим соответствующие параметры:
Тс/=Рп^сцгк = 506,3-0,2-0,3^
= 31,90 кН-м;
Tyat = WyrK = 2,12-0,315 = 0,67 кН-м;
Ттр.к - Л^Н +.Ю = 506,3(0,8 х х 10-3 + 0,015-0,065) ^ 89 кН-м;
,= (m1 + mlp)r;
■ noct.p -2
'•мех Чмбх
(28 + 80 ■ ЮЧ 0,3152
T„„.lp.p = J,pEp = 0,23-36,05 а 3 8,29 H ■ м;Тав (Тп.ср Тин. нр) ^мех Лмех = (134,85 - 8,29) 10 3'63'0,92 £ = 7,34 кН ■ м;T„„.lp.p = J,pEp = 0,23-36,05 а 3 8,29 H ■ м;Тав (Тп.ср Тин. нр) ^мех Лмех = (134,85 - 8,29) 10 3'63'0,92 £ = 7,34 кН ■ м;- 7,34-0,93 1 +- 7,34-0,93 1 +
T„„.lp.p = J,pEp = 0,23-36,05 а 3 8,29 H ■ м;
Тав (Тп.ср Тин. нр) ^мех Лмех = (134,85 - 8,29) 10 3'63'0,92 £ = 7,34 кН ■ м;
T„„.lp.p = J,pEp = 0,23-36,05 а 3 8,29 H ■ м;
Тав (Тп.ср Тин. нр) ^мех Лмех = (134,85 - 8,29) 10 3'63'0,92 £ = 7,34 кН ■ м;
- 7,34-0,93 1 +
- 7,34-0,93 1 +
к формуле (5.3) на С— 0,07 ■ 5/0,1 = = 3,5%.
Тогда
137-35о = 137--- ---- 132 МПа.^100
С учетом уточнений толщина цилиндрической стенки барабана, определяемая формулой (5.3), равна 6 - 1,07-0,91 ---l^00 - - 0.022 м.
’0,036- 132' 10
2-2J46- Ю2 ■ 0.034
7,34-0.93.
s 18,92 кН • м;
+ 7—7
днн.р 1 лу.Х *TJbJ
31,901 7
18,92 + 0,67 - 0.89 “ ’
Необходимый запас сцепления при разгоне груженой тележки обеспечивается.
§ 12.5. Расчеты сборочных единиц
Из условия технологии изготовления литых барабанов толщина стенки должна быть не менее 6., = = 0,01 + 0,003 = 0.01 1,2295 + + 0,003 — 0,0153 м.
Учитывая., что стенка барабана в процессе эксплуатации изнашивается, принимаем 6 - 30 мм.
Устойчивость цилиндрической стенки барабана. Для определения необходимости проверки устойчивости подсчитываем ио формуле (5.5) номинальное напряжение сжатия в стенке барабана
Барабан главного подъема. Толщина цилиндрической стенки. Принимая в качестве материала барабана сталь 35Л([осж] - 137 МПа, см. табл. 5.1), по формуле (5.1) определяем приближенное значение толщины стенки барабана:
s106800
5 - 0,95-—т = 0,022 м.
’0,036’137 106
Уточним полученное значение, для чего по формуле (5.2) определим коэффициент влияния деформаций стенки барабана и каната
„. 356,72.
/88200-I06,. 1
\Э — 1 1 + —— I " —
Y V 205 800 - 106 - 0,022 • 0,036/ '
= 0,91.
g _ 106800- 11)^н ” "соз^-о.озб
и отношение
1:^2 = 40,98.
830
МПа
Так как
L _ 3400 * D^o ~ ШУ
L d 3400
И=х
DtAo 1229,5
х
30.5
1229,5
= 0,07,
то допускаемые напряжения смятия необходимо понизить (см. пояснения
При этих параметрах из табл. 5.2 следует, что проверку устойчивости стенки необходимо производи ть, если отношение L!D^ Q > 4. Для проектируемого барабана Д'^.и ~ - 3400/1229,5 = 2,76. Следовательно, проверки устойчивости стенки не требуется.
Расчета стенки на совместное действие изгиба и кручения также не производим, поскольку L('D^Q < 3.
Крепление каната к барабану. Применяя способ крепления прижимными планками с полукруглыми пазами, прижимающими два соседних витка, по формуле (5.6) определяем суммарное усилие растяжения болтов р -2-106800_
0,10J т 11 ■
\sin40 /\/
- 82855 Н.
Используя нормализованные планки ПО «Сибтяжмаш» для диаметров каната 27,5... 31,0 мм, задаемся диаметром болта МЗО по диаметру отверстия в планке. Тогда необходимое число болтов (планок), выполненных из стали ВСтЗсп (ст = 230 МПа), будет равно [см. (5.7)]
1,3-1.5'82855
, 3,14-0,02622
92-106
4
82855- 1,159-0,045 1,5 о „ + —:;—■ — О. ОО.
92-10-0.1 0,0262 s
Принимаем число крепежных болтов -а = 9-
Ось барабана. Ось барабана испытывает напряжения от веса барабана, усилий в канатах, сходящих с барабана, усилий в зубчатом зацеплении открытой передачи.
Составляем расчетную схему оси (рис. 12.5), на которую наносим вес барабана G6, передающийся на ось через ступицы, и вес зубчатого венца GH. Вес последнего принимаем (по аналогии с выполненными конструкциями) около 30% от веса всей установки.
Усилия на ось от натяжения канатов определяется из уравнений моментов:
^„_ 106 800-1410 4- 106 800(1460 4- 800) _
max1460 + 800 + 1140
= 115300 Н;
_ 106 800-1140 + 106 800(800 + 1140) _ max1460 + 800 + 1140
= 96750 Н.
Окружное и радиальное усилия на зубчатом венце
Р = 2^^ = 2-106 800 1260
° D,1752
= 153 680 Н;
Рр = Р() tga = 153 600 • 0,364 =
= 55 910 Н,
где a = 20е-стандартный угол зацепления. Проецируя эти усилия на горизонтальную и вертикальную оси, получаем:
Pti в = Pocosi(/ — 153 600-0,934 =
= 143 500 Н;
Por = Posin(p - 153 600-0,358 =
= 54990 Н;
1.82.1.7— 0,87-56.551-0,6 1.82.1.7— 0,87-56.551-0,6= 56,55 МПа= 56,55 МПа
1.82.
1.7
— 0,87-56.55
1-0,6
1.82.
1.7
— 0,87-56.55
1-0,6
= 56,55 МПа
= 56,55 МПа
Pp „ = ^sinv = 55910-0,358 =
- 20 020 H;
Pp r = ^cosy = 55910- 0,934 = = 52220 H.
Суммарные усилия, действующие в ступице барабана,
Л.п-Л,в-^Р.в= 143 500 - 20 020 = 123 500 Н;
Р, t = pin + рр1 = 54 990 + 52 220 = = 107200 Н.
Из уравнений моментов, составленных отдельно для всех сил, действующих на вал в вертикальной и горизонтальной плоскостях, получаем реакции опор барабана соответственно в двух плоскостях: 4Н = = 24 160 Н; /1, = 99160 Н и 5„ = = 129 100 Н, Вг = 8040 Н.
Реакции опор равны геометрической сумме реакций, действующих в плоскостях:
А = х/24 1602 + 99 1"б02 = 102 100 Н; й = Л/129 ЮО2 4- 80402 = 129 300 Н.
Изгибающие моменты в сечениях под ступицами барабана:
М. = 102100-0,3 = 30 630 Н м;
М = 129 300 • 0,3 = 38 790 Н - м.
Принимаем в качестве материала оси сталь 45 (ов = 598 МПа, а, = = 257 МПа). Допускаемые напряжения [см. (5.10)]
[п_ Д, = 257/(2,5-1,6) = 64,25 МПа.
Предварительно диаметр оси под правой ступицей (здесь действует наибольший момент) определяем по формуле
_ /'/38790
f J ~ V 6.1 [и' , L " V оу лд.Ts mo'*
= 0.183 м.
Принимаем dn = 190 мм. Исходя из этого диаметра конструируем ось барабана (см. рис. 12.5).
Проверочный расчет производим в сечениях /-/, П-П. Ш-1П, IV-IV В этих сечениях действуют наиболь
шие изгибающие моменты и имеются концентраторы напряжений.
Запас прочности по сопротивлению усталости в сечении III -III
где ^-коэффициент концентрации в данном сечении оси; ^ масштабный фактор при изгибе; р- коэффициент упрочнения; /^—коэффициент долю- вечности. Значения коэффициентов к'п. Ч. р, к, [см. в (5.3)];
М^ _ 38 790o',Tdf - 6, ммд5
напряжение изгиба в рассчитываемом сечении.
Прочность в сечении HI-III обеспечена, так как наименьший допустимый запас прочности для расчитываемой оси составляет к =1,6. Аналогичный расчет, проведенный для сечений I-I, П-П, IV-IV, показал, что и в этих сечениях прочность оси также обеспечена-^ > 2.
Расчет болтов, соединяющих зубчатый венец с барабаном. Соединение осуществляем болтами для отверстий из-под развертки ио ГОСТ 7817-80, материал болтов-сталь 45 (ст, = 353 МПа). Болты устанавливаем на диаметре Рокр=1000 мм. Окружное срезающее усилие, действующее на все болты,
р _ ^^ = 2 -106 800 -1260 =
окр РО1р - "1000
= 269000 Н.
Допускаемое напряжение среза болта [см. (5.19)]
353
Гт] = 0,6- 148 МПа.
1,3 ■ kJ
Задаваясь числом болт ов тй - (., по формуле (5.11) определяем их диаметр:
4-269 100п .
/0.026 м.
V 3.14-0,75-4.5- 148 106
Принимаем диаметр болта d — 30 мм. Напряжение смятия
= ^<р =26910,0
см dbCMm6 0.03 ■ 0.028 - 4.5 = 71,19 МПа,
где 6СМ = 28 мм - расчетная длина болта. Прочность болтов на смятие обеспечена, так как допускаемые напряжения смятия болтов, выполненных из стали 45, [осм] = 280 МПа.
Ходовые колеса тележки. Колеса предварительно выбранных колесных установок К2РП и К2РН проверяем на напряжения в контакте обода и рельса. Принимая материал колес сталь марки 70 Л (с закалкой до твердости 300 ... 350 НВ) и условия работы крана-на металлических опорах, определяем коэффициенты, входящие в формулу (5.13):
г 400 к = 0,136 при —= — = D 630 = 0,63 (см. табл. 5.3); /4 = 1,05 при гк < 2 м/с (см. табл. 5.5); кд - 1 + 0,15-0,47 = = 1,071 (см. табл. 5.4).
Контактные напряжения
Й 07 Г 279 1 о = 7500-0,136-1,05'’ =
V бз2
= 452 МПа.
Так как значение допускаемого напряжения при числе циклов нагружения N ^ 104 для выбранного материала колес в табл. 5.6 отсутствует, то допускаемые напряжения определяем ио формуле (ОСТ 24.090.44-82)
[а0]п = 3,92 НВ е ™’ = 3,92-300 х 300
х 2,718 ™'= 809 МПа.
Для литых колес полученное значение су0]п следует уменьшить на 4,0%: о0]„ = 809 0,96 = 776 МПа.
Усредненная скорость движения тележки (при отношении времени не- установившегося движения к полному времени движения к = 0,26) равна [см. (5.15)] ис = pvm = 0,87-0,47 = = 0,41 м/с.
Полное число оборотов колеса за срок службы при машинном времени а = 3200 ч (см. табл. 5.6)
ы = 36- 104 °’--.-3200 = 2,386- 106.
с3.142 63
Значение коэффициента 0 определяем по таблице к формуле (5.16) в зависимости от отношения минимальной: нагрузки на колесо к максимальной при 76,6/279,1= 0,27 0 = 0.182. Приведенное число оборотов колеса за срок службы [см. (5.15)]
N = 0,182-2,39-106 = 0,44- 106.
Допускаемое контактное напряжение определяем по формуле (5.14):
9
I ю4
[aj = 776= 512 МПа.
L NJ V 0.44-IO6
Поскольку а = 452 МПа < < [Ст/Д = 512 МПа, условия прочности удовлетворяются.
Установка конечного выключателя механизма передвижения тележки, В качестве конечного выключателя применяем рычажный выключатель с самовозвратом тип КУ 701, который включаем в цепь управления двигателя. Заметим, что по правилам ГГТН установка конечного выключателя при скорости передвижения тележки гт = 0,47 м/с не обязательна.
Поскольку положение выключателя зависит от тормозного пути, определяем приведенный момент сопротивления передвижению тележки в порожнем состоянии и время торможения по формулам (5.20) и (5.19): „1540 0.63
/тп п == о,56 Н • м;
2 63 0,9
0.201-900 28- Ю3 • 0,632 • 900 ■ 0,9
_9.549+38.2-63 2_
т33.1 + 8.56
= 1,9 С.
Тогда тормозной пуль с учетом времени отключения тормоза = 1 с [см. (5.18)]; 5\ = 0,47 (1,9/2 + 1) = = 0,92 м.
Ввиду того что тележка обладает большой кинетической энергией, применение двусторонних буферов затруднено из-за их больших размеров. Поэтому устанавливаем четыре односторонних буфера на мосту крана, а
на тележке-упоры в местах крепления букс ходовых колес к раме тележки. Тогда расстояние между упорами на тележке (рис. 5.8) /б = ST — 2/ = = 4,3 - 2 ■ ОJ 8 = 3,94 м, где Вт = = 4,3 м-база тележки; / = 0л18 м- расстояние от оси колеса до упора.
Длина линейки из условия удержания рычага выключателя в повернутом положении на пути выбега тележки /л > 0,5 \ = 0,5 ■ 0,92 = 0,46 м. Принимаем /л = 1 м. Положение конечного выключателя относительно буферов, установленных на мосту крана (5.21), /в = 0,5 -0,92 + 0,5 х х 3,94 - 0,5- 1 + 0,06 = 2,0 м.
Буферные устройства тележки. Так как скорость тележки рт = 0,47 м/с < < 1,17 м/с (см. § 5.4), применяем пружинные буферы одностороннего действия.
Максимальное замедление тележки в процессе наезда на буферы принимаем с?т = 1,4 м/с2. Скорость тележки в момент наезда на буферы при отключении двигателя в середине тормозного пути тб = 0,707 гт = = 0,707-0,47 = 0,33 м/с. Коэффициент сопротивления передвижению тележки [см. (5.22)]
И’И’2 0.8 + 0.015-13063(12 0.8 + 0.015-13063(1- 0,006.- 0,006.Теперь, задавшись значением предварительного поджатия пружины буфера Sn = 10 мм, определяем силу пружины при максимальной ее деформации по формуле (5.23):
И’
И’
2 0.8 + 0.015-130
63(1
2 0.8 + 0.015-130
63(1
- 0,006.
- 0,006.
тактак281НЮ1 L4 - 0,006-9,81) х
так
так
2(0.3 3- - 2 0.006 9,81 0.01)
Рабочий ход пружины [см. (5.24)]
О.зз- + 2-0,006-9.81 -0,01
L4+"y,81 -U,006
0,075 м.0,075 м.По этим исходным данным рассчитываем пружину буфера. Принимая для пружины пруток круглого сечения из стали марки 60С2А с углом подъема средней винтовой линии витков а = = 12 е, определяем допускаемое напряжение:
0,075 м.
0,075 м.
И = [т']£Н11Г = 735-0,6 = 441 МПа,
где [V] = 735 МПа-допустимое касательное напряжение при действии статической нагрузки, кнаг = 0,6- коэффициент, учитывающий характер приложения нагрузки. Подбираем
пружину:
490490
= р _ — 1Q1 к 490 ^max44iU 44)
= 21230 Н.
Для силы РК49о = 21230 Н подходит пружина из прутка d = 25 мм с
индексом С = — = 4. Средний диа- d
метр пружины £)с = 100 мм.
Проверяем пружину на прочность. Напряжение кручения в материале пружины
2,55Дта10Д _ 2,55- 19107-0.1 ■ 1,375
= 429 МПа < [т] = 441 МПа.
Здесь к = 1,0 + 1,5/С = 1,0 + + 1,5/4 = 1,375-коэффициент кривизны пружины. Необходимое число витков
_ G d* S 78400-10(> ■ 0.02 54 ■ 0,075
~~8 ДМ7 ГД107
= 15,
где 6 = 78400 МПа-модуль сдвига для принятой марки стали.
Общее число витков пружины z0 = zB + 1,5 = 15 + 1,5 = 16,5. Длина разгруженной пружины Но = zB f + + t/= 15-32,5 + 25 = 512,5 мм. Шаг
витков пружины
/ = 1,1т/+ S/:B = 1,1-25 + 75/15 = = 32,5 мм.
По полученным значениям пружины проектируют корпус буфера.
§ 12.6. Примеры некоторых уточненных расчетов механизмов*
Расчет времени разгона механизма главного подъема при автоматизированном линейно-ступенчатом запуске приводного электродвигателя. Кратности перегрузок упср и vm.x подбираем исходя из выполнения соотно-
* Некоторые числовые расчеты выполнил инж. С. К. Хромых.
шения (8.1). Из ранее выполненных расчетов момент от сил статических сопротивлений 7/, = 1758,0 Нм.
При у = 1,175 7; = 1,175 х х 1508 - 1772 Н-м, Тпер = 1772 Н м> > 7’.. = 1758,0 Н м, что соответствует требованию условия (8.2). Номинальное скольжение естественной характеристики выбранного электродвигателя равно 0,05.
При числе переключений с одной искусственной характеристики электропривода на другую ~ = 4 по формуле (8.1) имеем
5
Vmax = VL1754/0,05 = 2,0.
Скорость на естественной характеристике, соответствующая моменту Тпср, по формуле (8.3), ох += 62,83 [1 - (1,175/2,0)5] =
= 58.43 с-1.
Из ранее выполненных расчетов суммарный приведенный момент инерции вращающихся частей механизма и от груза J = 12,49 кг-м2.
Время разгона (до скорости на естественной характеристике, соответствующей моменту 7^), по формулам (8.4) и (8.5),
12.49 - 58.43,1508-2 —1758
/ .---In-—=
р <2,0—1.175)15081508-1.175 -1758
= 2,6 С.
Расчет времени разгона по среднепусковому моменту дает заниженное в два раза (см. § 12.4) значение длительности пускового процесса в сравнении с вышеприведенным уточненным значением.
Расчет динамических нагрузок в
элементах механизма главного подъема по многомассовой расчетной схеме. Расчетная схема механизма может быть представлена в виде пяти сосредоточенных масс со следующими моментами инерции, кг м2: момент инерции ротора электродвигателя J v = 6,25: момент инерции муфты J2 = 1,15: момент инерции тормозного шкива Js = = 3,17: момент инерции остальных вращающихся частей J3 = 1,59; приведенный к первому валу механизма (валу электродвигателя) момент инерции от веса груза и крюковой подвески J4 = 0.33. Коэффициенты жесткости соединительных звеньев имеют следующие значения. Нм: с12 = 855 100; с23 = 1 623 000; с35 = 4 799 000. Приведенный к первому валу коэффициент жесткости канатов l‘34 = 209,7.
Среднепусковой момент электродвигателя Тср п = 2337 Нм. Приведенный к первому валу грузовой момент 7/т! = 1738 Нм. Частоты собственных колебаний определяют из уравнения (х = or):
.г4 — д^т3 + сих1 — <z3.x + я4 = 0.
Коэффициенты частотного уравнения Н: получены комбинаторным методом: бу = 7 844 000; си = 1,302 х х 10’3; и. = 2,243-1018; cf4 = 1,458 х х 1021.
Частотное уравнение имеет следующие корни: лу = 652.6; х. = 193700; л-3 = 2,066- 106; л4 = 5,583- ГО6.
Исходные уравнения движения системы можно составить по методике, изложенной в работе [9]. Решая систему уравнений, получаем выражения для нагрузок (Н-м) в виде
4
Fj = Di+ I ^ COS СО/,
Таблица 12.3
Соединения D, звеньев
Амплитуды А)ц
Tjma, =
- D.+ + ГиЛ1
Ста. ‘to
двухмассовым схемам
Ошибка
двухмассовой схе- ^* ™ Г;та1.
4 = 1
у = 2
4 = 3
4 = 4
1-2
2037
- 8.190
- 277,8
- 13,13
- 0,1816
2337
2337
0
2-3
1982
- 9,689
- 256,5
+ 20,94
1,149
2270
2226
- 1.984
3 4
1754
- 15.889
0,0533
0,0003
- 0,0001
- 1770
1770
0
3-5
152,0
4,123
- 178.5
25,68
- 3,297
363,6
304,1
- 19.6
стейтх =стейтх =307,5- 104кг.307,5- 104кг.х ?.- Г5б игх ?.- Г5б иг
стей
тх =
стей
тх =
307,5- 104кг.
307,5- 104кг.
х ?.- Г5б иг
х ?.- Г5б иг
где I), и ^jq.-B Н-м (см. табл. 12.3).
Из данных этой таблицы следует; что для звеньев 12, 23, 34 простые схемы дают небольшие неточности при определении наибольших нагрузок. Погрешность двухмассовой схемы для звена 35 идет в запас прочности.
Определение вероятности неразру- шения каната механизма подъема по несущей способности. Выбранный канат имеет диаметр dK = 30,5 мм, маркировочная группа-1764 МПа. Расчетная площадь сечения всех проволок \ = 356.7 мм2. Разрывное усилие каната в целом R — 520 000 Н.
При определении вероятности не- разрушения каната за максимальную расчетную нагрузку примем нагрузку стопорного нагружения порожнего механизма при крайнем верхнем положении крюковой подвески:
FKmax = Р + V Р1 + v-cm.
Коэффициент жесткости канатов при модуле упругости £к = 1,177- 10ь даН/см2 (11,77- 1О10 Па) и расстоянии от оси блоков крюковой подвески до осей неподвижных блоков и барабана в крайнем верхнем положении крюковой подвески // -1.9 м, с — 176.8 х х 106 Н/м.
Момент инерции вращающихся частей механизма Jx = 12,16 кг-м2.
приведенная масса вращающихся ча
12,16-341.62 0.80
L262'4"
Среднепусковой момент ^.п = ^лЛер.п = 1508-1,55 = = 2337 Нм.
Среднепусковая сила электродвигач е- ля, приведенная к грузу. Р^ п = 1118 х х 103 Н. На колебания нагрузки двигателя влияет большое число равнозначных факторов, поэтому распределение этой нагрузки близко к нормальному и значение среднепусковой силы принимаем за математическое ожидание нагрузки электродвигателя <£>=1118 103' Н.
Максимальные нагрузки двигателя = 3016,0 Нм, = 1407- Н)3 Н.
Минимальные нагрузки двигателя Тп,п = Т,Л_р = 1772 Н-м: £И];н = = 826.4-103 Н.
Предельные значения стопорной нагрузки канатов найдем по формуле (8.30):
Рта. = 4,332- 106Н; F .^х 3.521 ■ КГ Н. h к
Поскольку зависимость сговорной нагрузки от усилия электродвигателя слабонелииейная, можно считать распределение стопорной нагрузки канач он пормальр^ым. Статистические характерце гики шнрузки:
Разбег предела прочности калаiной проволоки типа В маркировочной группы 1765 МПа равен 1765... 2050 МПа (см. табл. 8.3).
Таким же будет и разбег разрывного усилия: 7?П1Ь1 = 520 000 Ы.
£П]ах = (2050. 1765) Amin = 604 000 И.
Статистические характеристики разрывного усилия канатной подвески:
матема гическос ожидание
</?> = з ^Д = 4495- К)3 Н:
среднеквадратмческое отклонение
Математическое ожидание нормально распределенного резерва прочности (,-> = <£>-<£> = 4495-103 - - 3927 - Ю3 - 568,0- 103 Н. Средне- квадратическое отклонение резерва прочности
or = г а£ = 175.3 ■ К)3 И.
Вероятность безотказной работы (или прочностная надежность)
х. откуда dr = 175,3 хх. откуда dr = 175,3 х-3,24.-3,24.52521,768- 1080.1171,001,768- 1080.1171,00
х. откуда dr = 175,3 х
х. откуда dr = 175,3 х
-3,24.
-3,24.
52
52
1,768- 1080.1171,00
1,768- 1080.1171,00
Применяем замену переменной, чтобы привести интеграл к табличному виду:
г - 568.0- 10
175,3- IO3” X IO3 dx.
Нижнее значение предела интегрирования для новой переменной
О- 568.О1О3_ 'TtsJ-To3" Лн
Поэтому нужный нам для расчета интеграл будет равен
Р = — _ е 2 dx = — е 2 dx = ./2л J2л J
3,24- I
5 0,9994.
ВБР канатной подвески при сто- порешш груза 0,9994 ^ 0,995.
В соответствии с РТМ 24.090.25- 76 для кранов общего назначения должно выполняться условие Р > ^ [Р] = 0,99, что и соблюдается в данном случае.
Расчет совместного нагружения канатов механизма главного подъема и моста при стопорении порожнего крюка. Исходные данные в соответствии с рис. 8.8: Рдв = 1,118 - 10А Н; Ct = = 1,768-Ю8 Н/м; тг = 3,075 Ю кг; т3 = 4,274- Ю кг; бм = 4,191 • Ю Н; с2 = 3,660- 10 Н/м; о = 0,11 м/с.
Расчеты выполняли с высокой точностью, далее приведены округленные значения.
Частоты собственных колебаний найдем по формулам (8.37):
?1/1.768-10я 1.768-10м+ 3.660-ЮЛ _
сот = -1 + ■— — +
2 V3,O75-104,274-Ю4 /
_ 1 /71.768-108 1.768- 10s + 3,660- Ю7у
+ 2 V \ 3.075- 106 +4.274- I04/
4-1,768- Юв-3.660- Ю7 _
-3.075-106-4.274- 104
= 2525 + 2515;
соу = 9,768 1/с2; (о, = 3,125 1/с; wi =
= 5041 1/с2; w2 = 71,00 1/с.
Частные решения найдем по формулам (8.37):
D, = 1,118-Ю6 Н; D2 = 1,118-Ю6 4- 4,191 ■ Ю5 = 1,537- Ю6 Н.
Амплитуды гармонических составляющих найдем по формулам (8.38);
/1.768- 10s\
1,118- Ю" - 5041
_\з.075-юг*
~ “5041 - 9.768
= -1 107000 Н;
V 1.768- ю Л _ п 1.118- Юл — - 9.768
_\3.075 Ю"
”"5041 - 9.768
= -10610 Н;
1,768- 10н-0,11
3425
/1.768-101,768-Ю8'
5041 - —г- - —т
\3,075- 1094,274- 10/
Х "5041 - 9,768
= I 047 000 Н;
/1.768 10*1,76810м
9,768 - ——+—
\3,075 ■ 10° 4,274-104
Х5041 - 9,768
= 227 800 Н;
Л = -1,118-Ю6-—=
F2rn;tx = V1 120 0002 + 1 059 0002 + + V21712 + 466302 + 1 537 000 - = 3 125 000 Н.
Эти же нагрузки при 1Т=0 без учета податливости моста найдем по формуле (8.30):
Flmax_^ 1 118000 +
+ vzl 1180002 + 0J 12-1,768-108 х
Ух 3?O75- 10° = 3 916 000 Н;
F2max = 3 916 000 + 419 100 =
- 4 3 3 5 000 Н.
П ренебрежение податливостью моста дает в данном случае существенное завышение нагрузок:
3 916 000/2 870 000 = 1,364;
4 3 3 5 000/3 12 5 000 = 1,3 8 7,
т. е, на 36,4% для канатов и на 38,7% для моста.
Таким образом, учет податливости моста в данном случае настолько существен, что с этим нельзя не считаться.
Оценка уровня унификации механизмов главного подъема и передвижения тележки
В соответствии с ГОСТ 23945.2-80 для оценки уровня унификации может быть использован коэффициент применяемости
к =Ю0%,
где п-общее количество типоразмеров составных частей изделия; л0-то же, оригинальных.
Расчет сделан для механизма главного подъема (табл. 12.4) и механизма передвижения тележки (табл. 12.5).
Величины п и п0 для механизма главного подъема равны п = 28; п0 = 6. Тогда/с = [(28 - 6)/28] х
X 100% = 79%.
Данное значение превышает указанное в задании па проект (75%); следовательно, уровень унификации соответствует предьявляемым требованиям.
Таблица 12.4
№ п/п
Наименование составной части
Унифицированная («да») или нет («нет»)
1
Крюковая подвеска
Да
2
Канат левой половины полиспаста
»
3
4
Канат правой половины полиспаста
Установка:
верхних блоков
»
Нет
5
уравнительного балансира
»
6
барабана
»
7
Двигатель
Да
8
Редуктор
»
9
Муфта
»
10
Промежуточный вал-вставка
Нет
11
Тормозной шкив
»
12
Тормоз
Да-
13
27
Болты, гайки и шайбы для крепления двигателя, редуктора, тормоза, установки барабана, установки верхних блоков, установки уравнительного балансира всего 15 различных типоразмеров
»
28
Упоры для лап двигателя
Нет
Таблица 12.5
11/LI
Наименование составной части
Унифициро- . ванная («да») или пег («нсг»)
1
Колесная установка при-
Да
2
водная
Колесная установка непри-
»
3
водная
Двигатель
»
4
Редуктор
»
5
Муфта на быстроходном
»
6
валу
Муфта на тихоходном
»
7
валу
Промежуточный трансмис-
Нет
8
сионный вал
Тормоз
Да
9
Тормозной шкив
»
10
Болты, гайки, шайбы для
»
21
22
крепления двигателя, редуктора, колесных установок и тормоза - всего 12 различных типоразмеров Упоры для лап двигателя
Нет
23
Платики под редуктор
»
Определим значения п, п^ и кпр для механизма передвижения тележки: п = 23; п0 = 3; тогда
кпр = '1-^ 100% = ^~ 100% = 87%,
Данное значение превышает указанное в задании на проект; следовательно, уровень унификации механизма передвижения тележки, как и механизма главного подъема, соответствует предъявляемым требованиям.
Расчет металлоконструкции моста
Исходные данные. В соответствии с заданием необходимо спроектировать двухбалочный мост с коробчатыми сплошностенчатыми балками, с рельсом, расположенным по оси верхнего пояса. Примем в качестве аналога «блочное» исполнение моста по типу конструкции завода «Сибтяж- маш» [4] с «этажным» опиранием пролетных балок на торцевые балки.
В дополнение к исходным данным, указанным в задании на проектирование (см. § 12.1), на основании расчетов и проработки конструкции тележки и механизмов крана имеем: 6Л = 274,6 кН - вес тележки; Вт -4.3 м база тележки; LT = 4,2 м-колея ге- лежки; mt = 3075 т-приведенная к грузу масса вращающихся частей механизма главного подъема; GKp п = = 36,0 кН-вес крюковой подвески механизма главного подъема; Р = 1118 кН-приведенная к грузу среднепусковая сила двигателя механизма главного подъема; сп= 13,43-103 кН/м- коэффициент жесткости канатов полиспаста механизма главного подъема при подъеме груза с земли, т. е. при длине подвеса груза Н = 25 м; Gnp = 9,0 кН - вес одного приводного узла механизма передвижения крана; 7К = 0,1 м/с2-среднее ускорение крана при разгоне; Т = 9,54 кН м-максимальный реактивный момент привода, передаваемый на фундамент редуктора механизма движения крана.
В соответствии с результатами компонования тележки статические давления на колеса составляют:
от номинального собственного веса: ДТ = 76,6 кН; Д% = 84.2 кН; Д1Т = 60.7 кН; ДХГ = 53,1 кН;
от веса номинального груза: Де = 202,5 кН: ДД = 171,5 кН; Дк> = 189,9 кН; Mq = 220,9 кН;
суммарные статические: Д“ = 279,1 кН; ДЗ = 255.7 кН; Д^ = 250,6 кН; д« = 274,0 кН.
Тележку па мосту ориентируем таким образом, чтобы ее приводные колеса с давлениями Д^ и Д^ были обращены в сторону кабины машиниста. Это несколько скомпенсирует взаимное влияние веса кабины и максимального давления колеса Дх на изгибающие моменты и поперечные силы. Таким образом, колеса тележки с давлениями Дх и Д2 будут располагаться на приводной балке моста.
Вес кабины управления принимаем равным 6К = 15 кН.
Предварительный расчет.Материал конструкции. В качестве материала для основных несущих элементов в соответствии с табл. 6.1 принимаем малоуглеродистую сталь ВСтЗсп5 по ГОСТ 380-71*.'
Расчетные сопротивления основного металла R (МПа) в соответствии с табл. 6.7 равны:
при растяжении, ежа гни. изгибе- R = 210; при срезе - А\р = 130;
при смятии торцевой поверхности-^ = 320.
Расчетные сопротивления сварных соединений (МПа) принимаем в соответствии с табл. 6.8:
для заводских стыковых швов при работе на растяжение и сжатие - RCB = = 210;
при работе на срез-Л” = 130;
для угловых швов при работе на срез ^Dcp = 150.
Собственный вес пролетной части моста. Для заданных параметров крана при выбранной общей схеме его исполнения и принятом материале по графикам рис. 6.1 находим в качестве первого приближения GnM н = 350 кН.
Интенсивность нормативной распределенной нагрузки на каждую балку моста определяем по формуле (6.10). Для первого приближения 71н = 350/(2 - 19) = 9,211 кН/м.
Расчетные нагрузки. Расчетные нагрузки комбинации 1.1.А определяем в соответствии с табл. 6.13.
Коэффициенты перегрузок для весовых постоянных нагрузок: к = 1,1; kG = 1,2; kGt = 1,1: для веса груза (см. табл. 6.15) kQ = 1.1.
Коэффициент динамичности у у определяем в зависимости от параметров крана:
Gy _ 9,807 - (80 + 3,671) _
Т" ТшТ = ' ’
»Zg = 8^671 = тг 3075
По графикам рис. 6.2 находим у у = 1,01. Тогда q = 1,1-9,21 = 10,13 кН/м; Сч = 1,2-15,0 - 18,0 кН: Grip = = 1,2-9.0 - 10,80 кН; Дх = 1,1-76,6 + + 1,1-1,01 -202,5 = 307,0 кН; Д, = 1.1 х х 84,2 + 1.1 ■ 1,01 • 171,5 = 28L3 кН; ДК = 307,010 + 281,270 = 588,3 кН.
Расчетная схема приложения нагрузок принята в соответствии с рис. 6.4, а, где
7R] 3
Д = 4,3—- = 2,289 м;
1588.3
z0 - 0,5(19 - 2.289) = 8,356 м.
По формуле (6.21),
М. = 588.3—----- ' + ——_
14-198
19 - 3 з«9
+ 10,8-2,3 + 18-2,5^-^— =
2 19
= 2672 кН-м.
_ЗЗЮ0-193•v “ Л ■ К)5_ЗЗЮ0-193•v “ Л ■ К)5
_ЗЗЮ0-193
•v “ Л ■ К)5
_ЗЗЮ0-193
•v “ Л ■ К)5
X 10 3 = 10.57- Ю"3 м4
Высоту стенки пролетной балки, удовлетворяющую условию минимума веса при соблюдении требований или прочности, или жесткости в зависимости от толщины стенки, определяем по формулам (6.35) или (6.39). Результаты расчетов представляем в виде кривых / и 2 на рис. 12.6. Как видно из рис. 12.6, в реальном диапазоне толщин стенок 0.004... ...0.015 м определяющей является1 высота Д, так как Д > Д.
Построим график зависимоет и гибкости стенки с высотой Д от ее толщины (кривая 3). При рекомендуемых ВНИИПТМАШем гибкостях стенки \. = 200 ... 300 толщина последней в нашем ел г у чае лежит в пределах 0,0065 ...0.0086 м. Принимаем для дальнейших расчет ов т олщину стенки 62 = 0,008 м, тогда оптимальная высота ее будет равна Д = 1,758 м при гибкости \. = 219,8.
В соответствии с формулой (6.42) для оптимальной балки RiH = 1/3, тогда 5! = 62 = 0,008 м. При В/Н = = 1/2 необходимо будет также принимать 8, = 82. что заведомо приведет к увеличению площади поперечного сечения балки по сравнению с оптимальной.
16,49- 10 "3 м3;16,49- 10 "3 м3;
16,49- 10 "3 м3;
16,49- 10 "3 м3;
Коэффициент неполноты расчета определяем по формуле (6.3): тх =0,9 (см. табл. 6.2); т2 = 1,0 (см. табл. 6.3); т3 = 0,85 (см. табл. 6.5); т0 = 0.9 х х 1,0-0,85 = 0,765.
Момент сопротивления сечения пролетной балки, необходимый по условию прочности, определяем по формуле (6.34):
момент инерции сечения по условиям минимальной статической жесткости-по формулам (6.15) и (6.38):
„784,8 + 274,6„,
См„™ = - —= 33455 кН/м:
■ 19 ,600
На рис. 12.6 построим графики зависимости площади поперечного сечения балки для BiH = 1/3 (кривая 4) и для ВЩ = 1/2 (кривая 5). На основании анализа графиков рис. 12.6 можно заключить, что наиболее рациональной по условию минимума веса будет балка с размерами 5, = 82 = 0.008 м; /^ = 1,758 м; В = = Н/З = 0.586 м. Площадь поперечного сечения балки в этом случае равна Го = 0,0375 м2.
Компонование узла сопряжения пролетной и торцевой балок и привода механизма передвижения крана показано на рис. 12.7. При компоновании учтены требования ГОСТ 6711--81 на размеры крана, а именно: расстояние между осями балансиров Л2 > 4900 мм; высо та буфера от головки подкранового рельса Нх = = 1200 мм. Размеры элементов привода механизма передвижения приняты в соответствии с его расчетом.
Из компонования видно, что высота стенки балки может быть уменьшена до h = 1,59 м. Примем толщину пояса б t =0,01 м; тогда для обеспечения заданного момента сопротивления сечения Wxn найдем минимально необходимую ширину пояса балки В: Н = 1.59 + 2-0,01 = 1,61 м;
и;
6, н
&гн
8' Ю-'Д.б] Л
——г = 0,59э м.
3- 10- К)"3
16,49 - 10 3
10- 10-3- 1,61
Для обеспечения дополнительного запаса прочности и жесткости принимаем В = 0,62 м.
Окончательно h = 1,59 м; В = = 0,62 м; 5, = 0,01 м; б2 = 0,008 м. Схема поперечного сечения показана на рис. 12.8. Геометрические характеристики сечения:
/ =
•' I X
'0,008- I.593
+ 0,01 0,62 х
<1.59
+ 0,01
V 2
13,39- 10"3 м"4;
2 • 13,39-I0-3,,
ИС == 16,74-10"3 м3;
1,59 + 0,01
0,01 0.623
—+ 0,008-1,59 х
12
f 0,56
+ 0,008 2
= 2,507- 10"3 м4;
И' = IJ.-,5^1^ = 8,097 -10 ~3 м3;
h 0.62
F = 2(1,590-0,008 + 0,62 0,01) = = 0,0378 м2.
Рис. 12.7
Площадь поперечного сечения увеличилась по сравнению с оптимальной менее чем на 1%.
Опорная часть пролетной балки. Основные размеры определились при компоновании опорного узла (см. рис. 12.7). Используя опыт завода «Сибтяжмаш», увеличим толщину стенки в опорной части до 62 = = 0.01 м. а толщину нижнего пояса (гнутого листа) примем 53 = 0,012 м. Принятое поперечное сечение показано на рис. 12.9.
Геометрические характеристики сечения:
Fon = 0,01-0.62+ 2-0,01-0.5 + + 0,012- 1,45 = 0.0336 м2;
Ч
Рис. 12 9
ПОР - 1 4>3
7О ='+2-0.5-0.01 х
0,56 + 0.0120.01 -0,62J
Xн —
412
= 4,059-10^3 м4;
,_4 0,572■ 0.5112
оп к1 ~0,51 I +57+5? ~
7 ■-J!
0,010.01 1 0.0 Р
- 1,642-10"3 м4-
Торцевая балка. Основные размеры торцевой балки определились при компоновании опорного узла (рис. 12.7). Расчетная длина балки (расстояние между осями балансиров) равно L6 т = 5,17 м. Поперечное сечение показано на рис. 12.10. Геометрические характеристики сечения:
F2 = 2(0,01-0.5 + 0,012-0,35) = = 0,0184 м2;
j . = 2 (2^+2^ + 0,0042 ■ 0.2562 V 12
= 7,586- 10"4 м4;
= 7.59-10 4 = 2з з
0,262
011 Л011 Л0.01 0.52120.01 0.5212+ 0.5 -0,01 х+ 0.5 -0,01 х
011 Л
011 Л
0.01 0.52
12
0.01 0.52
12
+ 0.5 -0,01 х
+ 0.5 -0,01 х
/OOP г
х 0,012( 0,176 -+0,62-0,01
xfo.346 - — ) = 1,506 -10 3 м4:
= 0.0042 • 0,256 + 2-0.01 °"2У =
= 1,7-10-3 м3;
3 = з^^012 0-35’1 + 0,005-0.155*4 =
2> у 12/
= 3,258- НГ4 м4;
tV2v = ^|^- 1,862-10- 3 м3.
SolIA. = 2-0,01 ш46 2+ 0,62 X
х 0.01 ^0.346 - ^ = = 3,243- 10"3 м3;
Корректировка исходных данных. Вес пролетной части моста был принят по данным завода «Сибтяжмаш». который для кранов грузоподъемностью 80 т и пролетом до 25 м использует унифицированные балки
10 3 = 36600 кН/м;10 3 = 36600 кН/м;ОУОУ
10 3 = 36600 кН/м;
10 3 = 36600 кН/м;
ОУ
ОУ
Рис. 12.10
следующих размеров: 8] = 0,012 м; 32 = 0.01 м: h = 1,68 м; В = 0 86 м. Площадь поперечного сечения балки равна Fx = 2(0,012-0,85 + 0,01 х х 1,68) = 0,054 м2, т. е. почти на 43% больше, чем у спроектированной балки.
В соответствии с [7] примем, что вес продольных и поперечных ребер жесткости составляет 0,3 от веса несущих элементов. Тогда погонный вес «собственно балки» завода «Сиб- тяжмаш» составит
qfi = \3yqFx = \.3 ■ 7.85 ■ 9.807 х х 0,054 = 5,404 кН/м,
где у = 7,85 т/м3 - плотность материала; д = 9,807 м/с2 - ускорение силы тяжести; Fx = 0.054 м2 - площадь поперечного сечения заводской балки. Погонный вес остальных элементов (рельс и его крепление, балконы, ограждения и т.д.) ?1Н = qXH - q6 = = 9.211 - 5,404 = 3.807 кН/м. где qXH = 9,211 кН/м-нормативная вертикальная распределенная нагрузка в первом приближении. Следовательно, во втором приближении нормативная интенсивность распределенной нагрузки
F0,0378 _.
q-,.,Че Т5,404 +
о,О54О
+ 3,807 = 7.590 кН/м;
расчетная интенсивность распределенной нагрузки равна
q2 = 1,1 -1,0-7.59 = 8,349 кН/м.
Уточненный расчетный изгибающий момент
Мх2 = Мv - ^Чх - Чг"> = ^ -
_1Т (Ю, 13 - 8,359) = 2590 кН -м,
что отличается от первоначального значения Мх = 2672 кН м на 3% в сторону уменьшения, т.е. идет в запас прочности. Корректировку поперечного сечения балки можно не проводить.
Проверочный расчет. Проверочные расчеты выполняем одновременно с конструктивной проработкой балок моста.
Средняя часть пролетной балки. Прочность балки при ее общем изгибе в двух плоскостях проверяем на действие нагрузок комбинации 1.1.Б (см. табл. 6.13).
Для определения расчетных вертикальных нагрузок по формулам (6.12), (6.13) и рис. 6.4 находим коэффициенты толчков с учетом схемы моста и наличия балансирных тележек ходовых колес.
Вес пролетной части моста
G„ м = 2q2HL^ 2-7,590- 19 = 288,4 кН; приведенная масса моста и тележки
тк = —(0,5-288,4 + 274.6) =
к 9,807
= 42,74 т;
фактический коэффициент жесткости моста, по формуле (6.38).
96 2,1 ■ 105 ■ 13.39 10 3 .1
7I — -- X
192\19/
парциальная частота поперечных колебаний моста
36600
= 29.26 1/с.
42.74
При wM = 29,26 1/с и Tk = 1 м/с a = 0,035;'
= 5.17 + 4.2 = () g
2-5.17
Vt = 1 + 0,5 • 3 ■ 0,035 • 0.9062 = 14)48;
ут1 = 1,024; ут2 = 1,012.
Тогда вертикальные нагрузки будут равны:
q = 1,048-1.1-7,59 = 8,7 77 кН/м;
GK = 1,048-1,2-15 = 18,9 кН:
4.24.2= 1,136;= 1,136;
4.2
4.2
= 1,136;
= 1,136;
Gup = 1,048-1,2-9 = 11.34 кН:
Дх = 1,024-1,1-76,6 + 1,012-1,1 х х 202,5 = 312,0 кН;
Д2 = 1,024- 1,1-84,2 + 1,012-1,1 х х 171,5 = 286,0 кН;
Дк = 312,0 + 286,0 = 598,0 кН.
По формулам (6.20),(6.21) и
рис. 6.4,«,
,. ~ 286,0—А г
h. = 4,3= 2,057 м; 2П = 0,5 х
598,00
х (19 - 2,057) = 8,472 м; 057)28 777-192
М, = 598,05+
4-198
19 — -7 057 + 11,34-2,3 + 18,9-2,5=
2-19
= 2715 кН-м.
При у, = 0,1 м/с2, т.е. при jjg = = 0,0102, горизонтальные инерционные нагрузки будут равны:
qT = 0,0102-1,1 ■ 7,59 = 0,085 кН/м;
GK r = 0,0102 -1,2 -15 = 0,184 кН;
Gnp = 0,0102-1,2-9 = 0,011 кН;
Dlr = 0.0102(1,1-76,6 + 1,1-202,5) = = 3,131 кН;
D2r = 0.0102(1,1-84,2 + 1,1 ■ 171,5) = = 2,869 кН;
DRr = 3.131 + 2.869 = 6,0 кН.
Схему приложения горизонтальных нагрузок принимаем по рис. 6.5. По формулам (6.24) и (6,26) находим:
5,17-2.507-10 3 ~19-3,26-10"4
, ,0.0852-192(1 + 1.136)
М1Г = ■ --
2733,338- Ю320.149 - Ю3
су —— 10г х
16.741 ■ 10 "38.047'10 1
X 10"6 = 165,8 МПа <=
= 179,6 МПа.
Прочность средней части балки при общем изгибе в двух плоскостях обеспечена.
Ребра жесткости. Фактическая гибкость стенки пролетной балки в ее средней части Sc = 1590/8 = 198,8 < < 200. т.е. стенка может укрепляться Только поперечными основными и дополнительными ребрами жесткости (большими и малыми диафрагмами). Диафрагмы будем выполнять из листового проката; в больших диафрагмах выполним вырезы в средней части. Ширину выступающей части ребра определяем по условию (6.58): Ьр 1590/30 + 40 = 93 мм; толщина ребра должна быть не менее 8 у- > 93/15 = 6,2 мм. Момент инерции ребра относительно плоскости стенки в соответствии с формулой (6.50) должен быть не менее J ^3-1,59 х х 0,0083 = 2,442- 10" 6 м4.
Принимаем b = 0,1 м; Зр = = 0,008 м. Тогда его момент инерции относительно плоскости стенки
Jp = 2^1/+ 0.008-0.1 (“Л/= = 2,667 КГ '1 м4
Проверку прочности ребра по условиям работы его верхней кромки на сжатие по формулам (6.60) и (6.61):
Jn = 2^_2^ = 0,0517-10”6 м4;
Jpc = 2805,88 см4 = 28,0588- 10"6 м4;
о /(0,0517 + 28,0588) 10"ъ
с0 = 8,45 -— =
0 V0,008
= 1,285 м;
6- 19(3 + 2-1.136)8(3 + 1,136)
= 20,15 кН-м.
,312.012-I03. л-0,6-0,15
1,15— sin—■
0,6-0,15-0,0082- 1,285
При определении коэффициента неполноты расчета принимаем т3 = = 0,95, тогда т0 = 0,9-1,0 - 0,95 = = 0,855 и А = 0,855-210 = = 179,6 МПа.
Проверку производим по условию (6.45):
= 54,7 МПа.
При т3 = 0,9; т0 = 0.81 и R = = m0R = 0,81-210 = 170 МПа
осж = 54,7 МПа < R = 170 МПа:
следовательно, прочность верхней кромки диафрагмы обеспечена.
д
880* 15 - 14080
0300
0300
N1
2640
560
М1 20
52 с
О
Раскрой паясоб
Верхнего
9860
нижнего
2000
4360
4100
9000
85570^100. 715
360.
1060
19720
5-Б
2 МГ20
В-В
MV20
Р-д
М1Т20 ю п
2640
19000
д-д
ИГ 20
Раскрои
стенки
Рис. 12.11
Е* Е (повернуто)
МГ-1
ж-ж
МП1
* 0*2
МГ5
84 и
12
М2
А
Строительный подъем
балки
(при ее положении на боку)
1640
19
4360
—j— О
70001900
Таблицасборных шбоб
Основная надпись
0.62/0,01 V659 \0,008/0.62/0,01 V659 \0,008/Ко = 6,8188;Ко = 6,8188;1000 0.0086591000 0.008659= 172,6 МПа;= 172,6 МПа;162.3 МПа.162.3 МПа.maxmax
0.62/0,01 V
659 \0,008/
0.62/0,01 V
659 \0,008/
Ко = 6,8188;
Ко = 6,8188;
1000 0.008
659
1000 0.008
659
= 172,6 МПа;
= 172,6 МПа;
162.3 МПа.
162.3 МПа.
max
max
Шаг ребер. Из условия прочности рельса по формуле (6.62) имеем
Учитывая, что пояс балки достаточно тонкий, для обеспечения его прочности при действии местных напряжений от давления колес тележки принимаем конструктивно шаг малых диафрагм в средней части балки У; =0,88 м, а шаг больших диафрагм а = Зп, = 2,64 м. В концевых частях балки ребра ставим в соответствии с необходимостью приварки фундаментов под привод механизма передвижения крана. Расстановка диафрагм показана на чертеже пролетной балки, приведенном на рис. 12.11.
Прочность верхнего пояса. С учетом действия местных напряжений проверяем по формулам (6.64)... (6.68). При ojb = 0,88/0.56 = 1,786; bx!b = (2- 15 + 5)/56 = 0,625; bJb = = 15/56 = 0,27 по шбл. 6.17... 6.19 принимаем кх = 0.1747: к2 = 0.1784; /<3 = 0,1196. Тогда
96 - 0.1747-0.562 -28.0588* 10"6
= 1,434 кН;
7715. I Гр
10-б = 163 мп
16.74- 10"’
0.1 196- 1.434- Ю3 <
= 10,29 МПа;
6-0.1784- 1.434- 103
= 15,35 МПа;
апр = /(163.27 + 10.29)2 + 15,352™ — (16Y27 + 10,29)1535 =
= 166,4 МПа < m0R = 170 МПа.
Прочность верхнего пояса обеспечена.
Местная устойчивость стенки. Местную устойчивость стенки в средней части балки, где т = 0, проверяем ио формулам (6.71)... (6.74):
1,5232;
2715-Ю3-659,.6
2-13.39- 16"3
Запас местной устойчивости п = = 172,6/162,3 = 1,06 > I. Местная устойчивость стенок в средней части балки обеспечена.
Опорное сечение пролетной балки. Прочность опорного сечения пролетной балки проверяем для случаев действия нагрузок комбинаций 1.2.А и 1.2.Б (см. табл. 6.13).
Как видно из предыдущих расчетов, вертикальные нагрузки комбинации 1.2.А будут такими же, как и для комбинации 1.1.А, а для комбинации 1.2.Б-как для комбинации 1.1.Б; при этом вертикальные нагрузки комбинаций Б оказались больше, чем комбинаций А. В связи с этим опорное сечение пролетной балки проверяем только на действие более опасного случая - комбинации нагрузок 1.2. Б. Как отмечено выше, вертикальные и горизонтальные инерционные нагрузки комбинации 1.2.Б равны соответствующим нагрузкам комбинаций 1.1.Б.
Определим более опасное с точки зрения максимальной поперечной силы в опорном сечении положение тележки на мосту.
При положении тележки с грузом у опоры А (см. рис. 6.4, а и 6.6) реакции опор приводной пролетной балки
+ 598,0 ■ —4'3 + — = 637,1 кН : 19
8 777 - 197 5
/Lin = ^/- + Н,34+ 18,9/ +
4 3 — 701
+ 598,0-—- - = 169,3 кН .
19
При положении тележки у опоры
В\
в„„ =в„„ =““' + 11.34+ 18<+ +219““' + 11.34+ 18<+ +219
в„„ =
в„„ =
““' + 11.34+ 18<+ +219
““' + 11.34+ 18<+ +219
,8.777 19, , ,,, _ _ 19 — 2.5
Л„,„ = —— + 11.34 + 18.9 - ]5—
+ 598,0 — = 174,4 кН;
19
+ 598,0 ‘9—~(- = 629.9 кН .
Более опасным будет случай положения тележки у опоры А.
Силу перекоса моста определяем по формуле (6.18): Рпер + 0,2 х х 169,289 = 3 3,86 кН.
Наибольший вертикальный изгибающий момент в точке а (см. рис. 6.22) в соответствии с размерами балки (см. рис. 12.7 и 12.11) равен
Ма.ь = А тах/ = 637,104-0,7 =
= 445,97 кН • м.
Горизонтальные изгибающие моменты в узлах сопряжения балок определяем по формулам (6.27)... (6.29):
4,2-2.507-10" 3 _ у .
"19-3.25+ 10~4 ~ '
= 0,676 м; е5 = 1.45 м; е6 = 2,85 м; е8 = 0,54 м; ео = 0,72 м; е10 = 0.84 м.
Скручивающий момент для опорного узла приводной пролетной балки в соответствии с формулой (6.32)
Ткр ( = 2.869-0.496 •-—— -
_ 0.08+ 19 0 459 _о 76 _
2
- 0,184-2.85 + ±Ц-^0,54 +
_ "> s
+ 11,34-0.72 + 18.9—0.84 +
+ 9,54 = 48.53 кН ■ м ;
для неприводной пролетной балки
Ткр_. = 2.869-0,496^^- - ^— х
X 0,459 - --'-^0.54 = - 15,03 кН • м .
Напряжения в стенке опорной части приводной пролетной балки в точке а (см. рис. 6.22) находим по формулам (6.92)... (6.94):
_ 445,97 -10' 0.2 56
СУ /\ — ;1 U
01.506-10 "3
К» =К» =
К» =
К» =
(2= 1,627;
2(1,7 + 3)4,2 \5,17 /
4.3 19 /3-4,3 ; 4,2 L7 (1.7 + 3)4Д\ 1<Г + 5.17 ,
+ ^L22^. иг 0 = 82,6 МПа;
4,059- 10" 3
637J_10\i0-6 +
°2-0.5-0,01
«Р
/9
11,7 + 3)4,2
4 э - 1 7 \
=4,217;
- 4L53'^ И)= 72.0 МПа.
2-O.57-O.5l I 0.01
МЛг = M"in = °^-^(19-4,2-1,627) +
+ ^ (2-4,3 — 4,2-8,526) +
+ 1^-4,2-4,217 = 129.1 кНм;
MBr = М™х = ^l^9-4,2- 1,627 +
+ ^4,2-8,526 + 1^-4,2-4,217 = = 223,7 кН-м.
Эксцентриситеты скручивающих нагрузок в соответствии со схемой рис. 6.9 и рис. 12.7... 12.10: с^ = е7 = = 0; е2 = 0,496 м; е3 = 0,459 м; е4 =
Для соотношений ///// = 0,5/1.61 = = 0.311; 1Щ = 0,7/1,61 = 0,435; Hh = = 0.3/0,5 = 0.6; Fn.n/F„ = 0.0174/ /0,01 = 1,74 при ct = 90 ’ по графикам рис. 6.23 находим: KR = 1,22; Kfi = = 1,60; Kr = 0.9; Kr = 0,9; Кш = 1,0; тогда
oR = 1,22 82,6 = 100.8 МПа; <yfj = = 1,6-82,6 = 132.16 МПа; xffR =
= 0,9-72 = 64,8 МПа:
<jnp = 0,9-1,0 х
х 7юо^Лоо^ПУз, 16 + 132.!62 4- + 3 - 64,81 = 147,6 МПа.
Принимаем тл = 0,9, тогда /»0 = = 0,9-1.0-0,9 = 0.81 и Rp = mvR =
^Ср^Ср= 61,6 МПа.= 61,6 МПа.
^Ср
^Ср
= 61,6 МПа.
= 61,6 МПа.
= 0,81-210 = 170 МПа; апр = 147,6 МПа < Rp = 170 МПа; следовательно, прочность сечения обеспечена.
Сварной шов. Соединяет пояс и стенку балки. Проверяем его прочность по формуле (6.90):
637.1 • I03 ■ 3,586 • 10" 3
Тсв =—<10=
<в 2-1.00,01 ■ 1,663-10'3
= 68,7 МПа.
Принимаем т3 = 0,9, тогда т0 = = 0.81 и /?™ = т0Я“ р = 0,81150 = = 135 МПа; тсв = 68,7 МПа < Д=в = = 135 МПа. Прочность шва обеспечена.
Монтажный сварной шов узла соединения балок. Проверяем по формуле (6.95) в соответствии со схемой рис. 6.25 на действие горизонтального изгибающего момента Мвг = = 223,7 кН ■ м. Принимаем катет шва равным толщине пояса торцевой балки. т. е. Лш = 0,012 м.
Координату центра тяжести шва по отношению к оси лобового шва (параллельного оси торцевой балки) находим в соответствии с размерами, приведенными на рис. 12.12:
- 1 0.5 л _о , е == 0,286 м .
2 - I + 1,5
Расстояние от центра тяжести шва до наиболее удаленной его точки rm„ = ДоГ+Т+^бЖ7^ = 1.036 м.
Полярный момент инерции шва
_ 0.012-13 0.012-!,53
2 ——1—
1212
= 0,005375 м4.
Тогда
223,7- 103 - 1.0360.7 0,005375
Для монтажного шва примем т3 = = 0,8, тогда т0 = 0,9- 1,0 0,8 = 0,72 и Я™ = т0Л« = 0,72-150 = 108 МПа; тср = 61,6 МПа < Я£в = 108 МПа. Прочность шва обеспечена.
Строительный подъем пролетных балок. Необходимую амплитуду строительного подъема пролетной 272
балки определяем по формулам (6.107), (8.114)... (6.116):
г =5-7,590-1^10-3 +
'°384-2.1- 105- 13.39- 10"3
534,8-7,35(0,75- 192 - 7,352).3 _
2-12-2,1 ■ 105-15,05- 10"3~
= 0,015 м < — = — = 0,024 м. 800800
Здесь / = (19 - 4,3)/2 = 7,35 м.
Принимаем /0 = 0,024 м. Схема раскроя листов вертикалов для обеспечения строительного подъема показана на рис. 12.11. По формуле (6.116),
Л = 0,024 sin "-Ь6 = 0,006 м; V 11
Л = 0,024-sin—= 0,019 м
19
Значения скосов кромок листов, по формуле (6.117),
к, = 0,006— = 0.0048 м 0.005 м;
12000
к2 = (0,0 1 9 - 0,005)—-59—
22000 + 4360
= 0,0035 м < 0,004 м .
Окончательный сборочный чертеж пролетной балки показан на рис. 12.11.
Торцевая балка. Конструкция балки показана на чертеже рис. 12.12. Проверку прочности балки в опасном сечении-в узле сопряжения с пролетной приводной балкой-производим для случая действия нагрузок комбинации 1.2.Б. Расчетную схему нагружения принимаем в соответствии с рис. 6.10, а и 6.6.
Максимальный изгибающий момент в вертикальной плоскости равен Мв = Л^^Ь + (7^, - Ткр.^ х
х = 637,1 + lt6 2
+ (48,53 + 15,03)5J^"<2 =
= 320,9 кН-м.
Рис. 12.12
Горизонтальный момент равен Mav = 129,1 кН м. Нормальные напряжения от изгиба в двух плоскостях
= 180 МПа.
Принимаем т0 = 0,9, т.е. 7?р = 0,9 х х 210 - 189 МПа; а = 180 МПа < < Ар = 189 МПа.
Максимальные касательные напряжения среза в стенке т ='
2-0,01 7.586 ■ 10“4
= 71,3 МПа < т0^^„ = 0,9- 130 = = 117 МПа.
Прочность торцевой балки обеспечена.
Проверка динамической жесткости моста. Проверку динамической жесткости моста проводим по времени затухания колебаний порожнего крана.
В соответствии с формулой (6.1 13) время затухания колебаний при их периоде, равном
составит /3 = 540*0,2143 = 5,29 с < < Е^зЗ = 12 ... 15 с. Динамическая жесткость моста удовлетворительна.
Литература
Абрамович И. И., Котельников Г. А. Козловые краны общего назначения. М., 198.3.
Александров М. П.Подъем но-транс порт
ные машины. М., 1985.
Асинхронные двигатели серии 4А: Спра- вочник/А. Э. Кравчик. М. М Шлаф. В. И. Афонин. А. Е Соболепская, М., 1982.
Богине кий К. С., Зотов Ф. С.. Николаевский Г. М. Мостовые и металлургические краны. М.. 1970.
Вершинский А. В., Гохберг М.М., Семенов В. П. Строительная механика и металлические конструкции. Л., 1984.
ВНИИПТМАШ Расчеты крановых механизмов и их деталей. М., 1971.
Гохберг М. М. Металлические конструкции подъемно-транспортных машин. Л.. 1976.
Александров Н. П., Колобов Л. Н.. Лобов Н.А. и др. Грузоподъемные машины. М., 1986.
Казак С. А. Динамика мостовых кранов (расчет нагрузок при переходных режимах). М., 1968.
Казак С. А. Статистическая динамика и надежность подъемно-транспортных машин. Свердловск, 1987.
И. Козырев Ю.Г. Промышленные роботы: Справочник. М., 1983.
Крановое электрооборудование: Справоч- ник/Под род. А. А. Рабиновича. М.. 1979.
Общесоюзный классификатор промышленной и сельскохозяйственной продукции. Высшие классификационные группировки. Т. 2. М„ 1968.
Орлов П.И. Основы конструирования/Под рсд. П. М. Учаева. Кн. 1. М., 1988.
Подъемно-транспортные машины. Атлас конструкций/Под ред. М. П. Александрова и Д. Н. Решетова. М.. 1987.
Правила устройства и безопасной эксплуатации грузоподъемных кранов. М,. 1983.
Приводы машин: Справочник/Под рея. В. В. Длоугого. Л., 1982.
Расчет деталей машин на ЭВМ,Под ред. Д. И. Ре ш е т о в а и С. А. Ш v в а л о в а. М„ 1985.
Расчеты металлургических кранов С. А. Казак, В. И. Котов, П. 3. Петухов, В. Н. Суторихин М.. 1973.
Справочник по кранам,Под рсд. М. М. Гох- берта. Л. Т. I. 2, 1988.
Тормозные устройства: Справочник/ М. П Александров, А. Г. Л ы с я к о в, В. Н. Федосеев. М. В. Новожилов; Под ред. М. П. Александрова. М,. 1985.
Шабашов А. П,, Лысаков .4. Г. Мостовые краны общего назначения. М.. 1980.
Шеффлер М., Помер Г.. Курт Ф. Основы расиста и конструирования подъемно-транспортных машин: Сокр. пер. с нем. М., 1980.
Дзехг^ер АЛН. К вопросу о максимальных динамических нагрузках в металлоконструкциях мостовых однобалочных кранов/ /Тр. ВНИИПТМАШа. Вып. 1. М., 1976.
Лобов Н. А., Мос.чгин А. В.. Пивко А. В. и др. Динамические нагрузки мостовых однобалочных кранов при подъеме груза/,'Известия вузов. Машиностроение. 1983. № 2.
Концевой Б.М., Розеншейи Б. М. Ремонт крановых металлоконструкций. М., 1979.
Дитрих Я. Проектирование и конструирование. Системный подход. М., 1981.
Мемелов В. Б. Особенности моделирования процессов конструирования в САПР механических систем. В кн.: Геометрические модели в процессах конструирования. Минск. 1985.
Методические указания. САПР. Типовые математические модели объектов проекти-
рования в машиностроении. РО 50-464-84. М.. 1984.
Автоматизация проектирования: Со. статен'Под ред. В. А. Трапезникова. Вып. 1. М._ 1986.
Вайнсом А. А. Подъемно-транспортные машины строительной промышленности. Атлас конструкций. М., 1976.
Расчеты грузоподъемных и транспортирующих машин/Ф. К. И ванченко, В. С. Бондарев, В. Я. Барабанов, Н.П. Колеси и к. - Киев: Вища школа. 1978.
ВНИИПТМАШ. Отраслевые расчеты кра- нов/Под. ред. А. X. Комашснко. М„ 1974.
Ривин Е.И. Динамика привода станков. М.. 1966.
Казак С. А. Расчет частот собственных колебаний в дискретных цепных нсразвегв-
ленных консервативных сисюмах/Извс- _.стия вузов. Машиностроение. 1979. № 12.
36. Григорьев Н. И. Нагрузки кранов. М.-Л.. 1964.
Королев В Д. Канатное производство. М.. 1980.
Хазов Б. Ф.. ДиАуеев Б А. (. правомник по расчету надежности машины на стадии проектирования. М.. 1986.
. Промышленные роботы и манипуляторы с ру чн ы м унра влен нем: Ката л о г. М., 1986.
Гурин УГА. Проектирование ручных манипуляторов. Свердловск. 1986.
Савицкий В. П. Грузоподъемные машины: Курсовое проектирование. Минск. 1981.
Когаев В. П. Расчеты ни прочность при напряжениях, переменных во времени. М.. 1977.
Сбалансированные манипуляторы / В л а- дов И. Л., Данилевский В. 1L. И ci- hob П. Б. и др. Нод ред. П Н. Белянина. М., 1988.
ПРИЛОЖЕНИЯ
ВЦ|е*
Рис. ILLI. Подвески крюковые крановые для Q — 3.2, _50 i (ОСТ 24.191.08 81):
/ с одним блоком; 2 с ду\мя блоками: 5 с тремя блоками: 4 с четырьмя блоками; 5 с пятью блоками
ил
Подвески крюковые крановые (ОСТ 24.191.08—81)
Табл
и ц а П.1 J
Типоразмер
но стандарту
Размеры, мм
Мас
са, кг
Гру 30 подъ- емность, т
Режим работы
Диаметр каната dK, мм
D
d
^3
В
By
Bi
8
В3
У4
н
Иг
Hi
L
НО
Ly
1-3,2-336
336
55
100
мзз
28
138
90
666
106
285
440
36,4
3,2
Л; С
11...14
1-3, 2-406
406
М.36
32
772
114
330
520
47,8
Т
1-3,2-500
500
872
380
620
61,8
ВТ
1-5^06
406
90
140
М42
70
148
96
840
143
355
180
180
520
70,6
5
Л: С
14...17
1-5-500
500
М4§
987
162
420
620
90.2
Т
1-5-610
610
1117
485
756
120
ВТ
14...18
2-5-336
336
55
100
М42
М48
55
ПО
118
56
766
143
320
НО
440
61,3
Л;С
11.„14
2-5-406
406
887
162
370
520
84,9
Т
2-5-500
500
987
420
620
107
ВТ
2-8-406
406
90
140
М52
70
190
130
12
62
940
182
390
180
520
116
8
Л; С
14...17
2-8-500
500
М56
1079
202
440
620
157
Т
2-8-610
610
1207
505
750
213
ВТ
14...18
2-10-406
406
977
390
520
129
10
Л; С
14.„17
2-10-500
500
М64
90
1172
242
475
620
180
Г
2-10-610
610
1302
540
750
285
ВТ
14...18
3-10-336
336
М56
70
250
192
897
202
350
440
145
Л; С
И.„14
11.„14
3-10-406
406
М64
90
1072
242
425
520
161
Т
3-10-500
500
1172
475
620
193
ВТ
3-12,5406
406
260
16
1077
430
520
205
12.5
Л; С
14.„17
3-12.5-500
500
Тран.70X10
270
1215
260
480
620
250
Т
3-12,5-610
610
1345
545
750
340
ВТ
14.„18
3-16406
406
1115
430
520
223
Л; С
14...17
Продолжение табл. ПЛ .1
Типоразмер по стандарту
Размеры, мм
Масса, кг
Грузоподъемность, т
Режим работы
Диаметр каната dK1 мм
D
d
^1
d2
^3
вх
в^
Вз
Д4
И
#2
"2
L
U
3-16-500
500
1 10
170
Трап.80x10
110
290
216
16
70
92
1287
292
490
220
640
308
16
Т
14...17
3-16-610
610
1417
555
770
394
ВТ
Л; С
14...18
14...17
4-16-406
406
Трап. 70X10
445
152
76
1115
260
440
540
314
4-16-500
500
Грап.80x10
1287
292
490
640
368
Т
4-16-610
610
1417
555
770
488
ВТ
14.„18
4-20-406
406
1187
440
540
318
20
Л; С
14...17
4-20-500
500
130
200
Трап. 90х 12
130
510
190
20
1 10
106
1366
322
515
260
640
514
Т
4-20-610
610
1511
595
770
627
ВТ
14...18
4-32-610
610
Грап.
100X12 Трап.
110X12
1571
352
687
32
Л; С
18.„23
4-32-710
710
150
200
150
585
314
104
130
1807
402
695
300
880
1016
Т
4-32-810
810
Трап.
120х 16
1907
745
980
1185
ВТ
5-50-710
710
710
318
30
140
1917
452
705
880
1361
50
Л; С
23...28
5-50-810
810
150
ЗЮ
Трап.
140x16
770
360
118
154
2138
498
795
340
980
1963
Т
5-50-960
960
2283
865
ИЗО
2153
ВТ
Рис. IL 1.2. Подвески крюковые крановые для Q = 80. ..320 т (ПО «Сибтяжмаш»):
1 НО; 200 т; 11 100: 250 т; ///-125 т; IV 160; 320 т; Л 11L IV- подвески удлиненного типа; II- подвеска укороченного типа
Основные размеры подвесок, мм (ПО «Сибтяжмаш») (Рнс, П.1.2)
Грузии од ь-
Тип под-
Н
к
Ai
Аз
в
в
Вг
В^
В,
емносль, т
вески
80
1
2795
500
450
495
900
1250
1020
600
270
150
100
II
2875
550
500
575
»
1300
»
—
»
»
125
III
3295
600
540
605
1050
1400
1060
650
300
180
160
IV
3505
650
575
680
1100
1500
»
800
320
210
200
I
4100
820
665
765
1230
1800
1360
900
320
200
250
II
4255
900
800
825
1210
2200
»
—
345
225
320
IV
4910
1030
850
945
1415
2250
1400
1150
360
240
Продолжение табл. П.1.2
Г рузоподь-
Тип под-
4 о
л
Л
1
4 2
43
•1
д
Д1
д>
L
Масса,
СМНОГП1, 1
вески
KI
80
I
275
210
-
—
380
250
800
900
—
1150
3 675
100
II
))
157
-
—
984
»
»
600
700
1650
4900
125
III
315
218
131
-
160
300
»
»
900
1210
5 520
160
IV
350
157
256
157
200
350
»
»
1730
8 570
200
I
400
290
—
480
400
И 00
1240
—
1440
10 250
250
II
450
162
-
-
-
1086
450
»
»
900
1040
1760
11 000
320
IV
475
»
310
162
326
»
»
1200
3140
1980
18 600
ПРИЛОЖЕНИЕ 2. Канаты
Таблица П.2.1
Канат двойной свивки типа ЛК Р конструкции
6 X 19(1 + 6 + 6/6) + I о с. ГОСТ 2688 80 (Рис. П.2.1)
Диаметр кана га.
Расчел пая площадь сечения проволок.
Ориентировочная масса 1000 м
Маркировочная группа, МПа
1372
1470
1578
1666
1764
1862
1960
ММ2
смазанного каната КГ
Разрывное усилие*, кН, не менее
9,9
36.66
358,6
—
48,85
51,85
53,45
55,95
58.85
1 1.0
47,19
461,6
—
62,85
66,75
68,80
72,00
75,15
12,0
53.87
527,0
—
71,75
76,20
78,55
81,90
85,75
13,0
61,00
596,6
71,05
76,19
81,25
86,30
89,00
92,80
97,00
14,0
74,40
728,0
86,70
92,85
98,95
105,00
108,00
112,50
118,00
15,0
86.28
844,0
100,00
107.00
114,50
122,00
125,50
131,00
137,00
16,5
104,61
1025,0
121,50
130,00
139,00
147,50
152,00
159,00
166.00
18,0
124.73
1220.0
145,00
155,00
106,00
176,00
181,50
189,50
198.00
19,5
143,61
1405,0
167,00
179,50
191,00
203.00
209,00
218,50
228.00
21.0
167,03
1635.0
194,50
208,00
222,00
236,00
243,50
254,00
265,50
77 5
188.78
1850,1
220,00
235,50
251,00
267,00
275,00
287,50
303,50
24,0
215,49
2110,0
250,50
269,00
287,00
304,50
314,00
328,00
343,00
25,5
244,00
2390,0
284,00
304,50
324,50
345.00
355,50
372,00
388,50
27.0
274,31
2685.0
319,00
342,00
365,00
388,00
399,50
418,00
436.50
28,0
297,63
2910,0
346,50
371,00
396,00
421.00
434,00
453,56
473,50
30,5
356,72
3490.0
415,50
445.50
475,00
504,50
520,00
544,00
567,50
32,0
393.06
3845,0
458,00
490.50
523,50
556,00
573.00
599,50
625,50
33.5
431,18
4220.0
502,50
538,50
574,00
610,50
748,00
782.50
686.00
37,0
512,79
5015.0
597.50
640,50
683,00
725,00
629,00
658,00
816.00
* Разрывное усилие канала в целом.
Рис. Я.2.1. Капа г двойной свивки типа ЛК - Р конструкции 6 / 19 (I + 6 Р 6/6) + I о.с. ГОСТ 2688 80Рис. Я.2.1. Капа г двойной свивки типа ЛК - Р конструкции 6 / 19 (I + 6 Р 6/6) + I о.с. ГОСТ 2688 80Рис. П.2.2. Канач двойной свивки типа ЛК РО конструкции 6 х 36 (I + 7 + + 7/7 + 14) + 1 о.с. ГОСТ 7668- 80Рис. П.2.2. Канач двойной свивки типа ЛК РО конструкции 6 х 36 (I + 7 + + 7/7 + 14) + 1 о.с. ГОСТ 7668- 80Канат двойной свивки типа ЛК РО конструкции
Рис. Я.2.1. Капа г двойной свивки типа ЛК - Р конструкции 6 / 19 (I + 6 Р 6/6) + I о.с. ГОСТ 2688 80
Рис. Я.2.1. Капа г двойной свивки типа ЛК - Р конструкции 6 / 19 (I + 6 Р 6/6) + I о.с. ГОСТ 2688 80
Рис. П.2.2. Канач двойной свивки типа ЛК РО конструкции 6 х 36 (I + 7 + + 7/7 + 14) + 1 о.с. ГОСТ 7668- 80
Рис. П.2.2. Канач двойной свивки типа ЛК РО конструкции 6 х 36 (I + 7 + + 7/7 + 14) + 1 о.с. ГОСТ 7668- 80
6 X 36(1 4 7 -Н 7 7 + 14) -1- I о.с. ГОСТ 7668-80 (Рис. ГГ2.2)
Таблица 11.2.2
Диаметр клип га.
Рисчел нам и, [ощадь
Ориен । и- рпночмая
Маркировочная группа, МПа
мм
сечения прево. ЮК,
масса
1ООО м
1372
1470
1578
1666
1764
1862
I960
м м
им ачаш ю-
1 о кана га
Разрывное усилие*, кН, пе менее
Ki
1 1.5
51,96
513.0
66,75
70,95
75,100
78,30
80,70
13.5
70.55
696.5
-
90,65
96.30
101.50
106.00
109,0
15.0
82.16
812.0
104,50
1 11.50
И 6.50
122,50
128,0
16.5
105.73
1045,0
135,50
144.00
150,00
157,50
165,0
18.0
125.78
1245,0
161,50
171,50
175.50
186,50
190,50
20,0
1 53.99
1 520.0
197.50
210.00
215,00
229,00
233.50
22,0
185.10
1830,0
207.50
222.50
237.50
252.50
258,50
275,00
280,60
23.5
215.94
2130.0
242.50
259.50
277,00
294.00
304,00
321.00
338,00
25.5
252.46
2495.0
283.50
303,50
234.00
344,00
352,50
375,50
383.00
27.0
283.79
2800.0
318,50
341,50
364.50
387,50
396,50
422.00
430,50
29.0
325.42
3215 0
366,00
392,00
417,50
444,00
454,50
484,00
493,50
3 1.0
369.97
3655.0
416,00
445,00
475,00
505,00
517,00
550.50
561,50
33.0
420.96
4155,0
473,00
507,00
540,50
574,00
588,00
626.50
638,50
34.5
461.07
4550.0
518,00
555,50
592,00
629,50
644,50
686,00
700,00
36,5
503.09
4965,0
565,50
606.00
646,00
686,50
703,50
748,50
764,00
* Разрывное усилие канат в целом.
Рис. П.2.3. Канат двойной свивки типа ЛК -РО конструкции 6 х 36 (1 + 7 + 7 ч- 7/7 + 14} ++ 7 х 7(1 + 6) ГОСТ 7669-80
Таблица П.2.3
Канат двойной свивки типа ЛК-РО конструкции
6 X 36(1 + 7 + 7/7 4- 14) + 7 X 7(1 + 6) ГОСТ 7669-80 (Рис. П.2.3)
Диаметр
Расчетная
Ориеши-
Маркировочная группа, МПа
каната.
площадь
роночная масса 1000 м
мм
сечения
проволок.
1372
1470
1578
1666
1764
1862
1960
ММ"
смазанно
io каната,
Разрывное усилие*, кН, не менее
кг
10,5
52.9
482,0
—
661.50
70.45
71.80
77.40
75.80
13,0
80,46
733,0
—
100.00
106,50
108.50
115,50
1 18.50
14,5
96,36
906,0
—
120,50
128,00
130,00
138,50
141.50
16,0
121,87
1145,0
—
—
152,00
162,00
165.00
175.00
178,50
17.5
145,03
1360,0
—
—
181,50
193,00
196,00
209.00
213,00
19,5
179.07
1630,0
—
224.00
238,50
242,50
258.00
263,00
21,0
213,39
1950.0
233,50
250,50
267.50
284,00
289,50
307.00
313,50
23,0
251,21
2290,0
275,00
294.50
315,00
334,50
341,00
362,00
368,50
25,0
292,1
2660,0
320,00
343,00
366,00
389.00
396.00
417,50
429,00
26,5
327,43
2975.0
358,50
384,50
410,00
436,00
444.00
472.00
480,50
28,0
373,25
3395,0
408,50
438,50
467,00
497.00
506,50
538.00
547,50
30,0
426.76
3890,0
467,50
501.50
535.00
568,00
579.00
615,00
627,00
32,5
487,48
4445,0
534,50
572.50
611.00
649,00
661.50
703,00
716.00
35.5
580,11
5290.0
683,50
682,00
727.50
772.50
787,50
835.00
852,50
36.5
646.37
5895.0
709,00
759,50
810,00
861,00
877,50
930,00
950,00
39.0
716.29
6530,0
785,50
842,00
898.00
954.50
972,50
1025.01)
1045,00
41,0
796.83
7265.0
874,00
936,50
994.50
1055.00
1075.00
1145,00
1170.00
* Разрывное усилие каната в целом.
ИРИЛОЖКНИК 3. Канатные блоки и барабаны
Рис. П.3.1. Компонование верхних блоков механизмов подъема кранов (ПО «Сибтяжмаш»)
Основные размеры установок верхних блоков (Рис. П.3.1)
Гру эоподъем- ность крана, т
Тип
Диаметр каната, мм
Размеры, мм
Масса, кг
Д
Дх
L
/
^2
^3
В
Н
h
А
80
1
30
800
600
840
550
247
131
1387
980
500
400
620
1295
100
П
-
1100
-
—
1040
500
1420
125
П1
600
247
—
1387
400
500
620
1740
160
IV
800
1741
-
232
880
1332
1000
500
2600
200
I
45,5
1100
900
1240
900
320
-
-
1690
730
3250
250
II
—
1360
700
-
162
-
1360
-
3190
320
IV
900
2288
—
250
1200
1690
1360
600
680
850
5685
Таблица П.3.2
Размеры профилей канавок барабанов, мм (Рис. П.3.2 и П.3.3)
Диаметр каната, мм
i
В
А,
S
Диаметр каната, мм
/
В
В,
S
11
14
6,0
1,0
3,5
24
28
13,5
2.5
7,5
12
14
6.5
1,0
3.5
25 и 26
28
14,0 .
2.5
8,0
13
16
7.0
1,5
4,0
28
32
15,0
2,5
8,5
15
18
8,5
1,5
5,0
30
34
17,0
2,5
9,0
17.5 и 18
20
10.0
1,5
5,5
31 и 32
38
18,0
4,0
10,0
21
24
12,0
2,5
6,5
33
38, 40
19.0
4,0
10,5
27 и 22.5
24
12,5
2.5
7.0
36
40
21.0
4.0
11.5
23
28
13.5
2.5
7.5
44 и 45
50
25,0
4.0
14,0
Рис. ПЛЗ. Примеры установок верхних блоков: f л ля у - 20 к IL ML IV для () - 32 ц 200 м, 320м
Рис П.3.3. Профили канавок барабана механизма подтема
Параметры блоков для стальных канатов, мм. (рис. П. 3.4)
D
Исполнение
^к
Dx
^2
d
dx
^2
^3
Н
Н\
h
h\
hi
320
6
От. 9 до 11
284
170
80
85
120
30
42
13
8
8
18
22
28
7
Св. 11 до 14
276
8
Св. 14 до 18
264
380
6
От 9 до 11
344
220
100
105
150
50
16
10
10
18
28
7
Св. 11 До 14
336
8
О. 14 до 18
324
450
7
От 11 до 14
406
250
125
130
180
45
60
20
12
12
22
28
36
8
Св. 14 до 18
394
9
Св. 18 до 23
378
530
7
От 11 до 14
486
300
160
170
230
45
70
22
14
14
28
36
45
8
Св. 14 до 18
474
9
Св. 18 до 23
458
10
Св. 23 до 28,5
440
630
8
От 14 до 18
574
380
200
210
280
70
75
25
16
28
36
45
9
Св. 18 до 23
558
10
Св. 23 до 28,5
540
750
8 '
От 14 до 18
694
470
240
250
340
90
85
28
18
16
28
36
45
9
Св. 18 до 23
678
10
Св. 23 до 28,5
660
900
10
От 23 до 28,5
810
550
260
275
360
150
95
31
25
45
D
Исполнение
^к
В
Ьх
п
R
г
г\
'2
г3
С —
Mat
—
:са, кг
8.5
320
6
От 9 до 11
22
27
34
32
40
50
3
4
6
6
7,5
9,5
12
20
25
12
16
20
2.5
3
3
6
7
Св. 11 до 14
9.0
10,0
8
Св. 14 до 18
380
6
От 9 до 11
22
27
34
32
40
50
3
4
6
6
7,5
9.5
12
20
25
12
16
20
2.5
3
3
2.0
7
Св. 11 до 14
1
13,0
16,0
8
Св. 14 до 18
450
7
От 11 до 14
27
34
45
40
50
65
4
6
8
7,5
9,5
12,5
20
25
32
16
20
25
3
3
4
21,0
23,0
26.5
8
Св. 14 до 18
9
Св. 18 до 23
5 30
7
От 11 до 14
27
34
45
55
40
50
65
80
4
6
8
10
7,5
9,5
12,5
155
20
25
32
40
16
20
25
32
3
3
4
6
10
32,5
34,0
40,0
8
Св. 14 до 18
1
9
Св. 18 до 23
10
Св. 23 до 28,5
2
47,0
630
8
От 14 до 18
34
45
55
50
65
80
6
8
10
95
12,5
15,5
25
32
40
20
25
32
3
4
6
1
48,5
52.0
9
Св. 18 до 23
10
Св. 23 до 28,5
, 2
58,0
750
8
От 14 до 18
34
45
55
50
65
80
6
8
10
9,5
125
15,5
25
32
40
20
25
32
3
4
6
16
1
74,0
81,0
9
Св. 18 до 23
10
Св. 23 до 28,5
2
90,0
97,0
900
10
От 23 до 28,5
55
80
10
15,5
40
32
6
IВ,IВ,Рис. 11.3.4. Блоки стльныс (OCT 24.191.05)Рис. 11.3.4. Блоки стльныс (OCT 24.191.05)ПРИЛОЖЕНИЕ 4- Графики ншрузок механизмов крановПРИЛОЖЕНИЕ 4- Графики ншрузок механизмов крановмеханяшов подъема кранов (по данным ВПИИПТМАШа)механяшов подъема кранов (по данным ВПИИПТМАШа)Pin.. 11.4.1. Графики nai рузокPin.. 11.4.1. Графики nai рузок
I
В,
I
В,
Рис. 11.3.4. Блоки стльныс (OCT 24.191.05)
Рис. 11.3.4. Блоки стльныс (OCT 24.191.05)
ПРИЛОЖЕНИЕ 4- Графики ншрузок механизмов кранов
ПРИЛОЖЕНИЕ 4- Графики ншрузок механизмов кранов
механяшов подъема кранов (по данным ВПИИПТМАШа)
механяшов подъема кранов (по данным ВПИИПТМАШа)
Pin.. 11.4.1. Графики nai рузок
Pin.. 11.4.1. Графики nai рузок
Рис. П.4.2. Графики на: резок механизмов передвижения крановых гележек (по данным ВИИИПЧМАППи*
ПРИЛОЖЕНИЕ 5. Редукторы
Редукторы цилиндрические типа Ц2У (Рис. П.5.1)
Таблица П.5.1
Типоразмер редуктора
Размеры редукторов, мм
°со,
й«ч
L
Lt
Li
L2
l4
Lt
^-6
Li
в
Bi
B2
H
Hi
A
d*
Ц2У-315Н
315
200
1040
740
370
215
365
300
420
395
260
340
685
335
35
28
Ц2У-355Н
355
225
1170
850
425
250
405
320
440
—-
435
280
370
740
375
35
28
Ц2У-400Н
400
250
1300
950
475
280
455
380
500
— ■
475
330
420
835
425
42
35
Ц2Н-450
450
280
1475
1060
530
310
510
500
—
650
630
515
590
955
475
50
35
Ц2Н-500
500
315
1660
1220
615
360
575
530
—
690
700
580
650
1050
530
60
42
Ц2Н-560
560
400
1850
1400
700
400
620
600
—
750
730
600
680
1100
600
60
42
Продолжение табл. П.5.1.
Типоразмер редуктора
Быстроходный вал
Тихоходный вал
d
/
ii
Ь,
'i
d
4
/
11
bx
G
42
ii
‘i
Ц2У-315Н
50
М36 X 3
НО
82
12
29,95
ПО
М80 х 4
210
165
25
55,9
—
—
—
—
Ц2У-355Н
55
М36 х 3
НО
82
14
28,95
125
М90 х 4
210
165
28
64,4
—
—
—
—
Ц2У-400Н
60
М42 х 3
140
105
16
31,4
140
М100 х 4
250
200
32
72
—
—
—
-—
Ц2Н-450
80
М56 х 4
170
130
16
40,75
—
—
—
—
—
—
160
300
40
169
Ц2Н-500
90
М64 х 4
170
130
22
46,75
— -
—-
—
—
—
180
300
45
190
Ц2Н-560
100
М72 х4
210
165
25
50,9
—
—
—
—
—
—
220
350
50
231
Таблица П.5.2
Размеры концов тихоходных валов в виде части зубчатой муфты, мм (Рис. П.5.1)
Типоразмер редуктора
Зацепление
la
к
N
d
4»
m
z
b2
M
HOM.
отклон.
Ц2У-315Н
6
40
30
250
20
25
60
110
+ 0,04 „
+ 0,09
140
Ц2У-355Н
7
40
35
280
20
30
65
110
»
140
Ц2У-400Н
8
40
40
300
20
35
65
150
+ 0,050
+ 0,105
215
Ц2Н-450
10
40
50
400'_
20
40
70
160
»
2(Ю
G2N-500
10
40
50
430
20
40
70
160
»
230
C2N-560
10 Зак. 1988
12
40
60"
440
20
50
60
200
»
290
289
Рис. П.5.1. Редукторы цилиндрические двухступенчатые типа Ц2Н-450, Ц2Н-5ОО,
Ц2Н-560, Ц2У-315Н. Ц?У-355Н. Ц2У-400Н
Нагрузки, допускаемые при непрерывной нагрузке (см. рис. П.5.1)
Таблица П.5.3
Типоразмер редуктора
Ц2У-315Н
Ц2У-355 Н
Ц2У-400 Н
Передаточное число
20 25 31,5 40 50
202531,5 4050
20 2531.5 4050
Режим работы Лет кий Л Средний С Тяжелый Т Непрерывный -И
Допускаемый крутят: 9,0 9,3 9,7 8,6 8,9 8,6 8,6 8,6 8,6 7,6 8,6 8.6 8,6 8,4 7,6 7,7 7,8 7,6 7,5 7.5
тий момент на тихоходном
12,112,713,211,812,2
11,311,711,710,416,4
11.211,711,710,416,4
9,810,911,110,510,4
налу редуктора Т., кН ■ м 17,2 17,8 17,9 15,9 17,0 16,4 16,4 16,4 15,9 14,6 16,4 16,4 16,4 15,9 14,6 15,6 15,9 15,6 14,6 14,6
Продолжение табл. П.5.3
Гипоразмер редуктора
Ц2Н-450
Ц2Н-500
Ц2Н-560
Передаточное
ЧИСЛО
202531,5 4050
202531,5 4050
202531,5 4050
Режим работы Легкий Л Средний С Тяжелый Т Непрерывный Н
Допускаемый крутяцц 29,1 36,3 32,1 33,5 32,9 29,1 33,4 32,1 29,5 29,5 29,1 3 3,4 32,1 29,5 29,5 29,0 33.4 32,1 29,5 29,5
ги момент на тихоходном
39,848.141,245,542,5
39,845,241,240,040,0
39,845,241,240,040,0
39,845,241.240,040,0
валу редуктора Тт, кН м 69,065,067,060,053.0
63,060,060,053,053,0
63,060,060,053,053,0
63,060,060,053,053,0
Сборки с концами Валоб под муфты им 8 Виде масти муфты1 J.IL4 1^—17 С^12 г°~~пУ ^ —^6 Ст6 *гс9 С* *Сборки с концами Валоб под муфты им 8 Виде масти муфты1 J.IL4 1^—17 С^12 г°~~пУ ^ —^6 Ст6 *гс9 С* *
Сборки с концами Валоб под муфты им 8 Виде масти муфты
1 J.IL
4 1^—1
7 С^1
2 г°~~п
У ^ —^
6 Ст
6 *гс
9 С* *
Сборки с концами Валоб под муфты им 8 Виде масти муфты
1 J.IL
4 1^—1
7 С^1
2 г°~~п
У ^ —^
6 Ст
6 *гс
9 С* *
Рис. П.5.2. Редукторы цилиндрические двухступенчатые типа Ц2У-100 — 250 (ГОСТ 20758-75)
Таб л и ца П.5.4
Редукторы цилиндрические типа Ц2У-100...250 (Рис. П.5.2)
ТипоразмерРазмеры редукторов, мм
редуктора
LLx1/,Л/э//Н, h А .-1, В а'
Ц2У-100
Ц2У-125
Ц2У-160
Ц2У-200
Ц2У-25О
387325136851361652301122229010916015
4503751601061452062721322533512518019
5604752001361702243451702842514021224
6905802431652122804252123651516525024
8257302902122653355302654067021830028
Продолжение тийл. П.5.4
Типоразмер редуктора
Размеры редукторов, мм
Тихоходный валБыс1роходный пал
ddx UЦbiddx /4. U h г
Ц2У300
М20х1,5 358058618,55 М12х 205036410,6
х 1,25
Ц2У-125
Ц2У-160
Ц2У-200
Ц2У-250
М30 х 245НО821223,45205036410,6
МЗбхЗ55НО821428.95М18х1,5256042513,45
М48 х 3701401051836,38М20 х1.5308058616,05
М64 х 4901701302246,75М24 х240110821020.95
Типоразмер оелуктопа
, Размеры редукторов, мм
m
Зацеплен
Z
м
’ и
К
N
ном.
<
отклон.
— ^3
Ц2У-100
—
—
—
—
—
—
—
Ц2У-125
—
—
—
—
—
— -
—.
—
Ц2У-160
4
40
20
48
20
19
38
72
—
95
Ц2У-200
5
40
25
55
20
22
50
80
-0,03
-0,06
105
Ц2У-250
6
40
30
66
20
25
60
НО
-0,04
-0,075
140
Таблица П.5.5
Основные параметры и размеры редукторов Ц2У 100. ..250
(см. рис. П.5.2)
Типоразмер ре-
Межосевое расстояние, мм
Номинальные
Ном. тяш.
кру- мо-
Ном. радиальн. натр, на вых.
К.п,д„ не менее
Масса, кг, не более
дуктора
тихоходной ступе НИ аеи
переда-
мент
на
пилу, и'
1
оыстро
- ходной ступени а,
точные числа
тихох лу, Н
1 м
быстроходном
тихоходном
Ц2У-100
100
80
8; 10; 12,5 250
250
4000
0,97
35
Ц2У-125
125
80
16; 18; 20
500
500
5600 *
0,97
53
Ц2У-160
160
100
22; 24; 25; 1000
28
1000
8000
0,97
95
Ц2У-200
200
125
31,5
2000
2000
11200
0,97
170
Ц2У-250
250
160
35,5; 40
4000
3000
16000
0,97
320
Таблица П.5.6
Основные размеры редукторов ГК, мм (Рис. П.5.3)
Редуктор
Тип
Размеры,
мм
А
И.
Л2 Л3
L
В
Н
в.
Вг
Вз
в»
в.
ГК-850
I
850
500
350 --
1685
1100
1125
945
75
305
260
530
485
ГК-1000
I
1000
600
400 —
1980
1350
1300
1148
—
330
350
650
530
ГК-1150
I
1150
700
450 —
2165
1640
1350
1305
295
350
720
565
ГК-1300
1300
800
500 —
2465
2270
1327
1485
265
335
290
830
550
ГК-1500
I
1500
900
600 -
2770
2550
1427
1722
270
335
300
935
615
2710
2025
1580
1545
—
350
330
860
680
ГК-1700
1700
100
700 —
3090
2200
1568
1900
280
345
360
1045
645
ГК-1050
1050
500
350 200
1685
1100
1125
945
75
305
260
530
485
ГК-1250
II
1250
600
400 250
1980
1350
1300
1148
330
350
650
530
(См. продолжение таблицы на с. 294)
•I
Рис. П.5.3. Редукторы цилиндрические горизонтальные крановые типа ГК (ПО «Сибтяжмаш»)
Редуктор
Тип
Размеры, мм
Масса, кг
S6
й7
с
ч
г
м
m
п
Кг
к2
К3
ГК-850
I
50
485
400
40
—
-
505
—
108
82
125
2570
ГК-1000
I
100
472
580
40
—
—
436
-
125
200
250
3550
ГК-1150
I
100
570
660
50
520
125
НО
-
5440
ГК-1300
295
510
480
35
230
600
260
80
—
135
155
5550
ГК-1500
I
300
594
600
55
222
620
301
91
165
150
130
7960
225
740
780
60
680
225
225
160
8850
ГК-1700
195
650
680
40
230
325
85
150
155
130
10330
ГК-1050
50
485
400
40
--
505
108
82
125
2450
ГК-1250
11
100
472
580
40
—-
436
—-
125
200
250
3645
Таблица П.5.7
Характеристика редукторов ГК (см. рис. П.5.3)
Редукторы
Передаточное число
Число оборотов в минуту на входном валу
Мощность, подводимая к Момент на
редуктору, кВтвыхот
щом валу,
Режим работы
И М
Л
С
т
ГК-850
31,5
580
95
83
65
68 000
6,27
450
430
376
296
15,21
585
293
256
202
ГК-1000
23,95
580
192
168
132
105 000
40,17
580
114
100
78
48,57
580
91
80
63
ГК-1150
19,10
540
251
220
173
117 500
17,96
590
—
145
ГК-1300
29,3
430
—
—
130
87 000
34,0
430
106
9,69
650
456
164 500
ГК-1500
35,84
455
—
—■
81
155 000
ГК-1700
40,06
586
—
—
139
229 000
ГК-1050
99,46
725
32
28
22
58 000
124,00
725
28
24
19
84,80
575
51
44
35
100.50
575
43
37
29
ГК-1250
122,10
575
34
30
24
75 500
140,74
720
32
28
22
151,94
757
32
28
22
Рис. П.5.4. Редукторы цилиндрические трехступенчатые типа ЦЗУ-160; 200; 250
Таблица П.5.8
Основные размеры редукторов типа ЦЗУ, мм (Рис. П.5.4)
Типоразмер редуктора
L
t, /
6
U н
/Л
h
А
ВBi
<
ЦЗУ-160
630
530195
136
160
224345
170
28
475
140
212 195
24
ЦЗУ-200
775
650236
165
190
280 425
212
36
580
165
250 230
24
ЦЗУ-250
950
825290
212
236
335530
265
40
750
218
300 280
28
Продолжение табл.
П.5.8
Типораз-
Тихоходный вад
Быстроходный вад
Зацеплен.М
/6 К N d2
8з
мер редуктора
d
^i^4^5
bt
/d
^1^4
/5 fr,
i
г» г
b
ЦЗУ-160
55
М36 X 3 110 82
14
28,95 20
MI2 х 50 х 1,25
36 4
10,60
4 40
20 48
20 19 38 72
95
ЦЗУ-200
70
М48 х 3 140 105
18
36,38 25
М16х 60 х 1,5
42 5
13,45
5 40
25 55
20 22 50 80
105
ЦЗУ-250
90
М64 х 4 170 130
22
46,75 30
М20 х 80 х 1,5
58 6
16,05
6 40
30 66
20 25 60 110
। 140
Основные параметры и размеры редукторов ЦЗУ (см. рис. П.5.4)
Типоразмер редуктора
Межосевое расстояние, мм
Номинала ные передаточные ' числа
Ном. крутящий момент на тихоходн. валу, Н м
Ном. рад. натр, на вых.
валу, Н • м
К.п.д., не менее
Масса, кг, не более
тихоход, ступени
промеж, ступени а
"а
6 метро- ход. ступени а
шб
быс. ход.
тихоход.
ЦЗУ-160
160
100
80
45; 50; 56; 63; 1000
500
800
0.96
106
ЦЗУ-200
200
125
100
80; 100;
2000
1000
1120
0,96
186
ЦЗУ-250
250
160
125
125; 160;
200 4000
2000
1600
0,96
335
Таблица П.5.10
Коэффициент увеличения номинальной нагрузки для редукторов типа ЦЗУ (см. рис. П.5.4)
Режим работы
Легкий (Л)
Средний (С)
Тяжелый (Т)
Непрерывный (Н)
Продолжительность включения, ПВ %
15
25
40
свыше 40
Допуск, коэффициент увеличения ном. нагрузки
2,0
1,6
1,25
1,0
Таблица П.5.11
Основные размеры редукторов типа Ц3№ и ЦЗнкф (Рис. П.5.5 и П.5.6)
Типоразмер редуктора
Размеры, мм
А
А
42
В
L
l2
L3
Н
ЦЗв1-200
350
165
—
—
234
825
190
327
420
450
ЦЗвх-250
380
200
■—
—
278
1015
240
379
480
552
Ц3ве-315
510
220
—
--
330
1255
300
472
614
700
ЦЗвжф-200
285
165
100
200
234
840
190
327
—
450
ЦЗ„ф-250
380
200
163
200
278
1015
240
370
552
Ц3„ф-315
510
220
230
200
330
1255
300
472
—
700
Продолжение табл. П.5.11
Типоразмер редуктора
Размеры, мм
Масса, кг
Нг
b
/
<1
d,
^2
^3
п
«>
ЦЗ„-200
—
40
68
50
—
—
—
—
—
190
ЦЗвв-250
50
70
60
—
—
—
240
Ц3„-315
886
70
110
80
—
—
—
—
300
ЦЗ„ф-200
—
40
68
50
М16
17
300
2
2
220
ЦЗвкф-250
—
50
70
60
М16
17
300
2
2
365
Ц3ввф-315
886
70
110
80
М16
—
300
—
6
730
Сборки с концами болоб под муфты или б биде части муфты
Вал тихоходный полый
ЦЗбк
ЦЗбкФ
35. Ц*т*г ГОСТ ^51
Рис. П.5.5. Редукторы цилиндрические вертикального исполнения типа ЦЗвк
Рис. Г1.5.6. Редукторы цилиндрические вертикальные фланцевого исполнения типа ЦЗвкФ
Типоразмер редук Iора
Размеры, мм
е/4d5dbIhb/3/6
ЦЗ -200
ЦЗ„Ф-200
3532,1423,5665880
ЦЗ -250
ЦЗиФ-250
3835,11503,5665880
HV15
ЦЗ^Ф-315
4540,960581282110
Таблица П.5.13
Размеры полого тихоходного вала, мм (см. рис. П.5.5 и П 5.6)
Типоразмер редуктора
Т4/т/к/0diЭв; Д х m х z
ГОСТ 6033 51
ЦЗ -200 цз;;-2оо
2406032447570 х 2,5 х 2,6
ЦЗ Ф-250
Ц31|Г-25О
2867060439590 х 2,5 х 34
ЦЗв Ф-315 U3u:-3I5
336908635115110 x 2,5 x 42
Таблица П.5.14
Основные параметры и размеры редукторов типа ЦЗВК и ЦЗВКФ (см. рис. П.5.5 и П.5.6)
Типоразмер редукгира
Мсжоссвос расстояние, мм
Режим работы
Крутящий момент на тихоходном валу Tv, Нм
С/
[ав
Передаточное число
10
12,5
16...100
ЦЗ_,-200
200
160
125
Легкий (Л)
400
450
500
Средний (С)
400
Тяжелый (Т)
315
ЦЗ^Ф-200
Весьма тяжелый (ВТ)
250
ЦЗИ,-25О
Легкий (Л)
850
1000
250
200
160
Средний (С)
800
Тяжелый (Т)
630
Ш„,Ф-250
Весьма тяжелый (ВТ)
500
UV315
Легкий (Л)
2000
315
250
200
Средний (С)
1600
Тяжелый (Т)
1250
НЗ^Ф-315
Весьма тяжелый (ВТ)
1000
варианты сборок редукторов
Рис. П.5.7. Редукторы цилиндрические вертикального исполнения типа ВКУ-500М, 610М. 765М, 965М
Таблица П.5.15
Основные размеры редукторов типа ВКУ (Рис. П.5.7)
Типоразмер редукторов
Размеры, мм
В
b
d
н
Ну
h
L
ВКУ-500М
320
360
17
475
160
40
310
30
840
200
ВКУ-610М
365
350
17
585
250
—
380
35
1000
240
ВКУ-765М
435
445
26
675
290
470
40
1220
284
ВКУ-965М
560
620
33
920
320
75
610
45
1555
385
Типоразмер редукторов
Размеры, ммМасса, кг
L2^-з^47-sL6L-L*L9L1o
ВКУ-500М
30531085702407016032020330
ВКУ-610М
325355507037570152,530522,5450
ВКУ-765М
37044045110440110192,538530800
ВКУ-965М
45049575120570120270540401500
Таблица П.5.16
Размеры тихоходных концов валов, мм (см. рис. П.5.7)
Типоразмер редуктора
Варианты сборок по ГОСТ 20373-74
d
^2
Ьх
h
ВКУ-500М
12; 13;
65
105
18
71
ВКУ-610М
21; 23;
80
130
22
88
ВКУ-765М
33
125
165
32
136
ВКУ-965М
13; 23; 33
125
165
32
136
12; 21
140
200
36
152
Таблица П.5.17
Размеры быстроходны:
к концов валов,
мм (см. рш
=. П.5.7)
Типоразмер редуктора
d
/
к
ь
г
ВКУ-500М
40
М 24x2
75
85
но
10
21
ВКУ-610М
40
М 24x2
75
85
по
10
21
ВКУ-765М
50
М 36 х 3
95
85
110
12
26
ВКУ-965М
65
М 42 х 3
100
108
140
16
33,9
Таблица П.5.18
Основные параметры редукторов типа ВКУ (см. рис. П.5.7)
Типоразмер редуктора
Межосевое рас- Номинальное передаточноеПодводимаяНоминальный крутя-
стояние а, ммчисломощность, кВтщий момент на т/х
| валу, Н • м
ВКУ-500М
50020; 28; 637,6... 18,63320...4300
ВКУ-610М
61014; 25; 40; 80; 1128,4. ..47,66000. ..8500
ВКУ-765М
'76518; 20; 22, 4; 25; 31; 5; 35,5; 12. ..75,512200... 14900
40; 45; 50; 56; 63; 71; 80; 90;
100; 112; 125; 140
ВКУ-965М
96516; 18; 20; 22,4; 25; 28; 31,5; 21,5...13719750. .2720
33,5; 40; 45; 50; 56; 63; 71;
80; 90; 100; 112; 125; 140
Рис. П.6.2. Муфты зубчатые (ГОСТ 5006 83) типа П. варианты сборки
Номинальный Размеры н
ММ
Частота
Динам, момент
Масса для 1ипа 1, кг,
момент М , d, Д Д
Нм не более
Д, Д21 (пределы Г не более С не
2ное откло- пение по h 14)
мснеес ! не более
для типа 1, 10"'Н х м2
не более к
1 00040145
105608217412
90
0.05
6,7
1600..55170
12580»»»
80
0,06
9,2
250060185
13585105220»
75
0,08
10.2
4 00065200
15095»»18
62
’0,15
15,2
630080230
175115130270»
55
0,25
22,6
10 000100270
200145165340»
47
0,50
36,9
16000120300
23017516534525
40
1.15
62.5
25 000140330
26020020041530
35
2,25
100,0
40 000160410
330230»и»
29
6.00
164,3
63 000200470
39029024050035
20
10,50
228,0
Муфты зубчатые (ГОСТ 5006 S3) (Рис. П.6.1 и П.6.2)
Таблица П . 6. I
Рис. П.7.1. Тормоз серии ТКГ (ОСТ 24.290.08-82)
Таблица П. 7.1
Размеры тормозов типа ТКГ, мм (Рис. П.7,1)
Тип тормола L /
Л, а Н h hx h2 И D d В bx b2 b3 64
ТКГ-160490 414
200 180 415180 110 6 160 13 201 116 120 80 90
ТК Г-200603530
»>>»
ТКГ-300772696
ТК Г-400942870
ТКГ-50011601085
350 26543635520017082001821312510010060
»»»»»»»»»»»150»120
500 390526400240240123002222712512014080
340 520630400247320124002522712514018090
410 640735400247400125002723512516020085
Рис. II.7.2. Тс.рмоз серии ТКП
Основные размеры колодочных тормозов серии 1 КП (Рис. i
Г1.7.2)
Т а б
л пца 11.7.2
Размер
Диаметр
юрмозно1о шкива, мм
Размер
д
даме i р । оомолю! о
ЩИШМ. ММ
4(Ю
500
600
400
51)0
(>(Ю
А
699
831
935
С’
8 70
1049
116?
Б
675
805
950
Т
486
>36
В
280
330
У
220
270
291)
Г'
315
375
450
ф
196
183
202
Б
8
8
8
X
300
365
К
320
380
450
ц
1.80
200
240
л
400
500
600
ч
170
210
230
м
600
720
820
ш
204
2 /5
н
528
631
685
Ll
550
660
760
п
70
70
70
23
27
27
Таблица П. 7.3
77ввМО,МО,А-АА-А1.01.01^1^R5R5С ХМ"4С ХМ"4JJ1.0,1.0,Рис.Рис.Jx*5Jx*5VVЙ88 0888Й%Й88 0888Й%тормозные24.290.06-75):1 -исполнение 1;полнение 2тормозные24.290.06-75):1 -исполнение 1;полнение 28г HL8г HL3* М3* М"2**5"2**5^ 6 от8. di^ 6 от8. di|№Й1|№Й115*15*88КГКГПШЕЗ|ПШЕЗ|h?;.. 3: НВС38..ЛЗh?;.. 3: НВС38..ЛЗП.7.3. ШкивыП.7.3. Шкивы(ОСТ(ОСТ//-ис-//-ис-
7
7
в
в
МО,
МО,
А-А
А-А
1.0
1.0
1^
1^
R5
R5
С ХМ"4
С ХМ"4
J
J
1.0,
1.0,
Рис.
Рис.
Jx*5
Jx*5
V
V
Й88 0888Й%
Й88 0888Й%
тормозные
24.290.06-75):
1 -исполнение 1;
полнение 2
тормозные
24.290.06-75):
1 -исполнение 1;
полнение 2
8г HL
8г HL
3* М
3* М
"2**5
"2**5
^ 6 от8. di
^ 6 от8. di
|№Й1
|№Й1
15*
15*
8
8
КГ
КГ
ПШЕЗ|
ПШЕЗ|
h?;.. 3: НВС38..ЛЗ
h?;.. 3: НВС38..ЛЗ
П.7.3. Шкивы
П.7.3. Шкивы
(ОСТ
(ОСТ
//-ис-
//-ис-
тормоза
ПВ 25%
ПВ 40%
ПВ 100%
60% тока
40% тока
ПВ 25%
ПВ 40%
ПВ 25%
ПВ 40%
ТКП-400
1500
1200
550
1500
1200
900
550
ТКП-500
2500
1900
850
2500
1900
1500
1000
ТКП-600
5000
3550
1550
5000
3550
4800
2050
ТКП-700
8000
5750
2800
8000
5750
4800
3250
ТКП-800
12500
9100
4400
12500
9100
7500
5050
Катушка параллельного возбуждения Катушка последовательного возбуждения
Типоразмер
'3
Л
Тормозные моменты тормозов серин ТКП, Нм (ПО «Снбтяжмаш» (см. рис. П.7.2)
Ь2...3;Н8С58..ЛЗ
Таблица Г1.7.4
Конструкция и размеры тормозных шкивов исполнения 1 (ОСТ 24,290.06-75) (Рис. П.7.3)
Размеры шкивов, мм
Масса, кг
D
^1
ог
Оз
£>4
о5
d
^1
В
51
Вг
Вз
54
b
Л
с
160
140
65
45
50
100
21,5
И
55
70
60
30
36
4
21,5
1.6
4,1
70
50
55
27,5
65
35
42
5
27,7
4,3
85
60
60
35,5
85
45
70
58
6
35,4
2,0
4,9
200
180
135
13
г 95
80
58
6
35,4
8,4
155
100
75
85
60
135
49,5
115
82
12
48,7
9,2
155
250
225
85
60
135
35,5
13
85
45
58
6
35,4
13,6
155
185
17 '
13,5
105
75
85
135
49,5
13
115
70
82
12
48,7
14,5
155
14,4
185
17
300
275
U0
80
155
13
145
138
23,0
185
17
23,1
215
125
90
100
155
5^5
13
145
95
105
16
58,55
25,5
185
17
25,4
215
320
295
110
80
85
155
49,5
13
115
70
82
72
48,7
_ 23,8
185
17
23,7
215
125
90
100
155
59,5
13
145
95
105
16
58,5 3
L 26,2
185
17
26,1
45.3
215
100
185
59,5
17
2,0
215
45,2
245
21
DD1^2^з£>4d5dВBl52В354ь40037013010021564,517145185165951051668,551052452127514011011021569,5172452127515512012524579,5211751151302077,9275305DD1^2^з£>4d5dВBl52В354ь40037013010021564,517145185165951051668,551052452127514011011021569,5172452127515512012524579,5211751151302077,9275305Размеры шкивов, ммРазмеры шкивов, ммсМасса, кг3,048,648,548,548,550,4сМасса, кг3,048,648,548,548,550,4Таблица П.7.5
D
D1
^2
^з
£>4
d5
d
В
Bl
52
В3
54
ь
400
370
130
100
215
64,5
17
145
185
165
95
105
16
68,55
105
245
21
275
140
110
110
215
69,5
17
245
21
275
155
120
125
245
79,5
21
175
115
130
20
77,9
275
305
D
D1
^2
^з
£>4
d5
d
В
Bl
52
В3
54
ь
400
370
130
100
215
64,5
17
145
185
165
95
105
16
68,55
105
245
21
275
140
110
110
215
69,5
17
245
21
275
155
120
125
245
79,5
21
175
115
130
20
77,9
275
305
Размеры шкивов, мм
Размеры шкивов, мм
с
Масса, кг
3,0
48,6
48,5
48,5
48,5
50,4
с
Масса, кг
3,0
48,6
48,5
48,5
48,5
50,4
Конструкция и размеры тормозных шкивов, исполнение И (ОСТ 24.290.06-75) (см. рис. П, 7.3)
Размеры шкивов, мм
Масса, тщ, кг
D
Di
^2
d
В
51
Вг
В
h
100
85
45
28
60
50
40
8
31,3
1,8
160
140
50
70
55
5,1
65
35
80
10
38,3
6,0
70
40
НО
12
43,3
6,9
80
50
14
53,8
7,5
200
180
65
35
80
95
80
10
38,3
9,2
70
40
НО
12
43,3
10,3
80
50
14
5 3,8
и.о
250
225
12,0
Примечание: Момент инерции шкива приблизительно может быть определен так : D
^ш ~ 2 Х ^’^ Х тш*
ПРИЛОЖЕНИ К К. Колеся крановые и их установки
Рис. Л S.L Колес.’ крановые на. угловых буксах (ОСТ 24.090.09 75): ! ириил шыс. // Н'лцппч'лпые
Таблица П.8.1
Размеры крановых колес на узловых буксах, мм (ОСТ 24.090.09-75) (Рис. П.8.1)
D
1А
d
в
Вх
h
А
-4 1
Л2
<7
200
230
40
13
35x2x16
50
80
12
35 3
226
526 : 150
250
290
45
17
45X2X22
70
1 10
14 : 376
271
572
175
320
-360 _ 450
55
17
55x2x26
80
120
16
414
292
649
200
400
80 5 2?
70x2.5x26
80
130
22
491
340
763
270
100
150
500
550
100
26
90x2,5x34
100
150
28
542
405
877
330
350
560
600
НС)
26
1 10x2,5x42
90
130
28
631 ■ 462
630
680
но
33
!10x25x42
100
130
150
180
28
614
449
400
710
800
770
880
33
119x25x42
НО 1 30 150
160
180
200
32
629
669
459
499
-
400
140
33
но
150
170
170
210
250
36
712
772
505
565
460
900
980
160
40
130
150
190
210
40
758
547
505
1000
1080
170
40
170
250
40
805
610
5 30
О
21
А
7-1
1
h
m
е
У
t
Масса колеса, кг
приводного
непри
водного
200
68
150
284
82
167
20
4-
30
43
38,14
40,08
36,30
250
75
185
328
82
152
20
5
30
48,5
54,24
5 6,79
52,44
320
88
200
377
82
172
20
5
30
59
80,72
85,02
77,16
400
120
230
438
130
210
30
5
40
90
165,72
175,72
176.05
186,05
15 6,67
166,67
500
150
265
525
165
220
46
6
50
106
310,73
326,1 0
295,89
560
160
300
-
165
255
50
6
50
1 16
403.61
388,08
630
180
280
165
255
50
8
60
132
471,61
491,72
452,14
472,14
710
180
290
330
165
260
50
8
60
132
548,87
5 68,87
719,22
5 27,48
547,48
686.78
800
210
315
375
-
260
310
54
8
60
148
795,38
823,38
101 7.42
761,00
791,00
967,900
900
230
345
-
240
320
60
10
70
169
990,09
953,96
1000
240
390
240
320
65
10
70
179
1050,09
1564,87
1012,96
1519.76
ВО,84.8;5ВМ а с с аKI2002305080175186580122502906085215187090203203606595285188010031851454004508513036022105130619514550055010515544228125150113ВО,84.8;5ВМ а с с аKI2002305080175186580122502906085215187090203203606595285188010031851454004508513036022105130619514550055010515544228125150113'Г а б л и и а II. 8.2Основные размеры крановых колес липа К1Р, мм (Рис. П.8.2)'Г а б л и и а II. 8.2Основные размеры крановых колес липа К1Р, мм (Рис. П.8.2)Примечания:1. Размеры шпоночного паза - по ГОСТ 23360 7К2. Дли непринолных колес донускае1ся бесшполоннее соединение.Примечания:1. Размеры шпоночного паза - по ГОСТ 23360 7К2. Дли непринолных колес донускае1ся бесшполоннее соединение.Рис. П . S. 2 . Колеса крановые л ипа КIР (ГОСТ 3 569 74) 308
В
О,
8
4.
8;
5
В
М а с с а
KI
200
230
50
80
175
18
65
80
12
250
290
60
85
215
18
70
90
20
320
360
65
95
285
18
80
100
31
85
145
400
450
85
130
360
22
105
130
61
95
145
500
550
105
155
442
28
125
150
113
В
О,
8
4.
8;
5
В
М а с с а
KI
200
230
50
80
175
18
65
80
12
250
290
60
85
215
18
70
90
20
320
360
65
95
285
18
80
100
31
85
145
400
450
85
130
360
22
105
130
61
95
145
500
550
105
155
442
28
125
150
113
'Г а б л и и а II. 8.2
Основные размеры крановых колес липа К1Р, мм (Рис. П.8.2)
'Г а б л и и а II. 8.2
Основные размеры крановых колес липа К1Р, мм (Рис. П.8.2)
Примечания:
1. Размеры шпоночного паза - по ГОСТ 23360 7К
2. Дли непринолных колес донускае1ся бесшполоннее соединение.
Примечания:
1. Размеры шпоночного паза - по ГОСТ 23360 7К
2. Дли непринолных колес донускае1ся бесшполоннее соединение.
^81
D
Di
d
dX
di
В
Bi
S
L
Масса, кг
200
230
50
80
175
50
80
18
80
20
250
290
55
85
220
70
110
18
110
30
320
360
70
120
275
80
120
20
120
50
400
450
95
150
350
8 Г;-ПО
130-150
25
НО
ВО
90
500
550
ПО
115
170
175
440
90-100
150
35
135
150
140
560
600
100
150
230
310
500
90
130
35
180
200
630
680
135
200
530
90-130
140-180
35-40
150
250
710
770
135-
180
200
200
290
640
100-150
150-200
35-60
150-
200
410
800
880
155-
165 200-
220
240
360
720
100-170
150-250
35-70
150-
170
200- 230
640
900
980
175
190
280
820
120-150
190-210
45
170
190
490
1000
1080
220
340
880
170
250
70
230
890
Основные размеры крановых колес типа К2Р, мм (Рис. П. 8.3)
Рис. П.8.3. Колеса крановые типа К2Р (ГОСТ 3569-74)
Примечания: 1. Размеры шпоночного паза - по ГОСТ 23360-78.
Для неприводных колес допускается бесшпоночное соединение.
ПРИЛОЖЕНИЕ 9. Рельсы крановые
Таблица П. 9.1
Основные размеры крановых рельсов (Рис. П.9.1)
^
Типы рельсов
Размеры, мм
А
Ь\
^2
S
h
А,
R
Ra
R»
Г
G
г.
КР50
50
55
90
20
90
25
20
300
18
26
6
5
1,5
КР60
60
65,5
105
24
105
27,5
22
350
20
32
6
5
1.5
КР70
70
76,5
120
28
120
32,5
24
400
23
38
6
6
1,5
КР80
80
87
130
32
130
35
26
400
26
44
8
6
1.5
КР100
100
108
150
38
150
40
30
450
30
50
8
8
2
КР120
120
129
170
44
170
45
35
500
32
56
8
8
2
КР140
140
150
190
50
190
50
40
600
34
63
10
10
3
Рис. П.9.1. Рельсы крановые (ГОСТ 4121 76)
Рис. П.9.2. Примеры установки рельс
Таблица П. 9.2
Технические параметры крановых рельсов (см. рис. П.9.1)
Типы рельсов
Площадь поперечного сечения, см2
Расстояние до нейтр. оси
Момент инерции. см4
Масса 1 пог. м. кг
У,
Ух
КР50
38,02
4,32
357.54
29,85
КР60
50,99
4,83
654,60
40,03
КР70
67,30
5.93
1081,69
52,83
КР80
81,13
6,43
1547,40
63,69
КР100
113,32
7,60
2864,73
88,96
КР120
150.44
8,43
4923,79
118,10
VP' 1(1
105.
9.84
7427,23
153,49
ПРИЛОЖЕНИЕ 10. Механизмы поворота кранов
Ф255Ф2552852851I3EIK1EE1K1I3EIK1EE1K1*!8М;т*31*!8М;т*3l-tSMim-SZ*W, т=3l-tSMim-SZ*W, т=3и IЮ q j x J| pig |' Jt z-tShlj m-6гп z*57; m»6и IЮ q j x J| pig |' Jt z-tShlj m-6гп z*57; m»6Z*28;rn~12Z*28;rn~12
Ф255
Ф255
285
285
1I3EIK1EE1K
1I3EIK1EE1K
1*!8М;т*3
1*!8М;т*3
l-tSMim-S
Z*W, т=3
l-tSMim-S
Z*W, т=3
и IЮ q j x J| pig |' Jt z-tShlj m-6
гп z*57; m»6
и IЮ q j x J| pig |' Jt z-tShlj m-6
гп z*57; m»6
Z*28;rn~12
Z*28;rn~12
Рис. П.10.1. Механизмы поворота кранов
Таблица П. 10.1
Техническая характеристика механизма вращения (Рис. П.10.1)
Исполнение
IIIШ
Электродвигатель, типМощность, кВтЧастота вращения, об/минРедуктор, типПередаточное числоТормоз, типЭлектродвигатель, типМощность, кВтЧастота вращения, об/минРедуктор, типПередаточное числоТормоз, типДиаметр тормозного шкива, ммЭлектроматитМасса механизма, кг436Диаметр тормозного шкива, ммЭлектроматитМасса механизма, кг436436436Рис. П.И.1. Буфер резиновыйРис. П.И.1. Буфер резиновый
Электродвигатель, типМощность, кВтЧастота вращения, об/минРедуктор, типПередаточное числоТормоз, тип
Электродвигатель, типМощность, кВтЧастота вращения, об/минРедуктор, типПередаточное числоТормоз, тип
Диаметр тормозного шкива, ммЭлектроматит
Масса механизма, кг436
Диаметр тормозного шкива, ммЭлектроматит
Масса механизма, кг436
436
436
Рис. П.И.1. Буфер резиновый
Рис. П.И.1. Буфер резиновый
МТ-111-6МТ-112-6МТ-111-6
3,553,5
915940915
Планетарный, трехступенчатый258258350
Колодочный с двумя короткоходовымиэлектромагнитами, выключающими раздельно
каждую колодку200
2 х МО 100Б
448
Основные размеры буфера (Рис. П.П.1)
Энергоемкость буфера. кНм
Размеры, ммМасса,
кг
DDiD2АВСadRRx R2 R2
630
6450
100115102100514011011125155132,7
2252452272008270216172002052011,7
ПРИЛОЖЕНИЕ 12. Образцы оформления списка использованной литературы в расчетно-пояснительной записке
Книга не более трех авторов
Александров М.П. Подъемно-транспортные машины.-М.: Высшая школа, 1979. 558 с.
Шабашов А. П., Лысяков А. Г. Мостовые краны общего назначения. -5-е изд., перераб. и доп.-М.: Машиностроение. 1980.-304 с.
Книга более трех авторов
Иванченко Ф.А. и др.расчеты грузоподъемных и транспортирующих машин.-2 изд. перераб. и доп. - Киев.: Вища школа, 1978. 574 с.
Статья из сборника
Казак С. А. Частотный анализ в консервативных цепных дискретных упругих схемах.-Науч. тр. Челяб. политех, ин-та; Сб. 123. Челябинск, 1973, с. 39-45.
Статья из журнала
ДусьеВ.Е. Наварский Ю, В., Кокшаров С, А, Коэффициент трения в тормозах литейных кра- нов//Безопасность труда в промышленности. 1979. № 11, с. 37.
Авторское свидетельство
А. с. 887448 (СССР). Устройство для аварийного торможения подъемной лебедки.-Опубл, в Б. И., 1981, № 45.
Стандарт
ГОСТ 2.105-70. Единая система конструкторской документации. Общие требования к текстовым документам. Ввел. 01.07. 80. - М.: Изд-во стандартов, 1968, ■■ 22 с.
ПРИЛОЖЕНИЕ 13. Выписка из общесоюзного классификатора промышленной и сельскохозяйственной продукции *
417000 Оборудование подъемно-транспортное и погрузочно-разгрузочное, краны.
417100 Краны мостовые ручные и электрические, общего назначения, в том числе подвесные.
417120 Краны мостовые, электрические, однобалочные, опорные.
417130 Краны мостовые, электрические, однобалочные, подвесные, однопролетные.
417170 Краны мостовые электрические, двухбалочные, опорные, общего назначения, управление из кабины (легкого и среднего режима работы).
417180 Краны мостовые, электрические, двухбалочныс, опорные, общего назначения, управление из кабины (тяжелого и весьма тяжелого режима работы).
417190 Краны мостовые, электрические, двухбалочные, подвесные.
417420 Краны потукозловые, электрические.
417450Краныкозловые,электрические.
417460Краныкозловые,электрические,самомонтирующисся.
417470Краныкозловые,электрические,монтажные истроительные.
417650Краныконсольные (на колонне,поворотные).
417680 Краны консольные (поворотные велосипедные, напольные, краны консольные пово- торные, на тележках).
* Государственный плановый комитет Совета Министров СССР «Общесоюзный классификатор промышленной и сельскохозяйственной продукции» Высшие классификационные группировки. Г. 2. М.. 1968.
ГОСТ 82-70*
Сталь прокатная широкополосная универсальная. Сортамент.
гл. 6
ГОСТ 103 -76*
Полоса стальная горячекатаная. Сортамент.
гл. 2
,,ГОСТ 184 71*
Электродвигатели постоянного тока металлургические и
к
крановые. Технические условия.
гл. 2
ГОСТ 185 70*
Двигатели трехфазные асинхронные крановые. Техниче
ские условия.
гл. 2
ГОСТ 380 71*
Сталь углеродистая общего назначения.
гл. 3, 6
.ГОСТ 493-79
Бронзы безоловянные литейные. Марки.
гл. 3
ГОСТ 534-78*
Краны мостовые опорные. Пролеты.
гл. 6
VГОСТ 977-75*
Отливка из конструкционной нелегированной и легиро
ванной стали.
гл. 3
ГОСТ 1050 - 74**
Сталь углеродистая качественная конструкционная.
гл. 2, 3, 6
ГОСТ 1412-85
Отливки из серого чугуна с пластинчатым графитом.
гл. 3
ГОСТ 1451-77
Краны грузоподъемные. Нагрузка ветровая. Нормы и
методы определения.
гл. 1, 2, 6
ГОСТ 1759-70**
Болты, винты, шпилки, гайки. Технические требования.
гл. 6
jГОСТ 2185-66*
Передачи зубчатые цилиндрические. Основные параметры.
гл. 2
ГОСТ 2591-71*
Сталь горячекатаная квадратная. Сортамент.
гл. 2
ГОСТ 2688-80*
Канат двойной свивки типа ЛК-Р конструкции 6 х
х 19(1 + 6 + 6/6) + 1о. с. Сортамент.
гл. 2
ГОСТ 4121-76*
Рельсы крановые. Технические условия.
гл. 2, 6
ГОСТ 4543-71*
Сталь легированная конструкционная.
гл. 3
[ГОСТ 5ОО6-83*Е
Муфты зубчатые. Технические условия.
гл. 2
гГОСТ 5264-80
Ручная дуговая сварка. Соединения сварные. Основные
типы, конструктивные элементы и размеры.
гл. 6
ГОСТ 5720-75*
Подшипники шариковые радиальные сферические двух
рядные.
гл. 2
ГОСТ 5721-75*
Подшипники роликовые радиальные сферические двухряд
ные
гл. 2
ГОСТ 5915-70*
Гайки шестигранные (нормальной точности). Конструкция
и размеры.
гл. 6
ГОСТ 6368-82
Рельсы железнодорожные узкой колеи типов Р8, Pl 1, Р18 и
j
Р24. Конструкция и размеры.
гл. 2
ГОСТ 6402-70*
Шайбы пружинные.
гл. 6
ГОСТ 6711-81*
Краны мостовые электрические общего назначения грузо
подъемностью от 80 до 250 т. Основные параметры и
размеры.
гл. 2, 6
,ГОСТ 6713-75*
Сталь низколегированная конструкционная для мостост
роения. Марки и технические требования.
гл. 6
‘ГОСТ 6874-75*
Подшипники шариковые упорные одинарные.
гл. 2
ГОСТ 7173-54*
Рельсы железнодорожные типа РЧЗ для путей промыш
ленного транспорта. Размеры.
гл. 6
ГОСТ 7293-85
Отливки из высокопрочного чугуна с шаровидным гра
фитом.
гл. 3
ГОСТ 7372-79*
Проволока стальная канатная. Технические условия.
гл. 2
ГОСТ 7668-80
Канат двойной свивки типа ЛК-РО конструкции 6 х
х 36(1 + 7 + 7/7 4- 14 + 1) о.с. Сортамент.
гл. 2
ГОСТ 7796-70*
Болты с шестигранной уменьшенной головкой (нормал ь-
ной точности). Конструкция и размеры.
гл. 6
ГОСТ 7798-70*
Болты с шестигранной головкой (нормальной точности).
Конструкция и размеры.
тл. 6
ГОСТ 7817-80*
Болты повышенной точности с шестигранной уменьшен
ной головкой для отверстий из-под развертки.
гл. 5
|ГОСТ 8239-72*
Сталь горячекатаная. Балки двутавровые. Сортамент.
гл. 6
1ГОСТ 8240-72*
Сталь горячекатаная. Швеллеры. Сортамент.
гл. 6
ГОСТ 8278-83
Швеллеры стальные гнутые равнополочные. Сортамент.
гл. 6
ГОСТ 8282-83
Сталь холодногнутая корытная равнополочная. Сорта
мент.
гл. 6
ГОСТ 8509 -72*
Сталь прокатная угловая равнополочная. Сортамент.
гл. 6
ГОСТ 8510-72*
Сталь прокатная угловая неравнополочная. Сортамент.
гл. 6
ГОСТ 8568-77*
Листы стальные с ромбическим и чечевичным рифлением.
Технические условия.
гл. 6
ГОСТ 8713-79*
Сварка под флюсом. Соединения сварные. Основные типы,
конструктивные элементы и размеры.гл. 6
ГОСТ М732 78*
ГОСТ 9454-78*
Трубы стальные бесшовные горячекатаные. Сортамент. Металлы. Метод испытания на ударный изгиб при пониженной. комнатной и повышенной температурах.
гл. 6
гл. 6
ГОСТ
9563-60*
Колеса зубчатые. Модули.
гл. 2
ГОСТ
10906-78*
Шайбы косые.
гл. 6
ГОСТ
10791 81
Колеса цельнокатаные. Технические условия.
гл. 5
ГОСТ
11371-78*
Шайбы. Размеры.
гл. 6
ГОСТ
11533-75
Автоматическая и полуавтоматическая сварка под флюсом. Соединения сварные под острыми и тупыми углами. Основные типы, конструктивные элементы и размеры.
гл. 6
ГОСТ
11534 75
Ручная дуговая сварка. Соединения сварные под острыми и тупыми ушами. Основные типы, конструктивные эле
менты и размеры.
гл. 6
ГОСТ
14637 69
Сталь толстолистовая и широкополосная (универсальная) углеродистая обыкновенного качества. Технические требо
вания.
гл. 6
ГОСТ
14776 79
Дуговая сварка. Соединения сварные точечные. Основные типы, конструктивные элементы и размеры.
гл. 6
ГОСТ
14959 79*
Сталь рессорно-пружинная углеродистая, легированная.
гл. 5
ГОСТ
15164 78
Сварные соединения и швы. Электрошлаковая сварка. Основные типы и конструктивные элементы.
гл. 6
ГОСТ
15622- 77
Муфты предохранительные фрикционные общею назначения. Основные параметры и размеры.
гл. 6
ГОСТ
15878 79
Контактная сварка. Соединения сварные. Конструктивные элементы и размеры.
гл. 6
гост
18123 82*
Шайбы. Технические требования.
гл. 6
ГОСТ
19240 73*
Рельсы для наземных и подвесных путей.
гл. 6
гост
19281-73*
Сталь низколегированная сорговая и фасонная.
гл. 6
гост
19282 73*
Сталь низколегированная толстолистоная и широкополочная универсальная.
гл. 6
гост
19494 74
Краны консольные стационарные поворотные ручные. Типы. Основные параметры и размеры.
гл. 6
Технические условия.
гл. 2
ГОСТ
19771 74*
Уголки стальные гнутые равнополочные. Сортамент.
гл. 6
гост
19772 74*
Уголки стальные гнутые неравнополочные. Сортамент.
гл. 6
гост
19811 82*
Краны консольные электрические стационарные. Типы, основные параметры и размеры.
гл. 2
гост
19903 74
Сталь листовая горячекатаная. Сортамент.
гл. 6
гост
20884 82*
Муфта упругие с горообразной оболочкой. Основные параметры. габаритные и присоединительные размеры.
гл. 2, 3
гост
21424 75*
Муфты упругие втулочно-пальцевые. Основные параметры, Габаритные и присоединительные размеры.
гл. 2, 3
гост
21829-76
Система «человек машина». Кодирование зрительной информации. Общие эргономические требования.
гл. 10
гост
21889- 76*
Система «человек - машина». Кресло человека-оператора. Общие эргономические требования.
гл. 10
гост
22045 82*
Краны мостовые электрические однобалочные опорные. , Типы, основные параметры и размеры.
гл. 6
гост
22269 - 76
Рабочее место оператора. Взаимное расположение элементов рабочего места. Общие эргономические требова
ния.
гл. 10
гост
22353-77*
Болты высокопрочные (нормальной точности). Конструкции и размеры.
гл. 6
гост
22354-77*
Гайки высокопрочные (нормальной точности). Конструкции и размеры.
гл. 6
гост
22355 77*
Шайбы к высокопрочным болтам (нормальной точности). Конструкции и размеры.
гл. 6
гост.
22356-77*
Болты и гайки высокопрочные и шайбы. Общие технические требования.
гл. 6
гост
22487-77
Проектирование автоматизированное. Термины и опреде
ления.
гл. 7
гост
22584-77*
Тали электрические канатные. Технические условия.
гл. 2
гост
23501-79
23518-79
Системы автоматизированного проектирования. Общие требования к программному обеспечению.
гл. 7
гост
Дуговая сварка в защитных газах. Соединения сварные под острыми и тупыми углами. Основные типы, конструктив
ные элементы и размеры.
гл. 6
гост
24378-80*Е
Краны мостовые электрические. Технические условия.
гл. 6, 10
ГОСТ 25307 82
Основные нормы взаимозаменяемости. Система допусков и посадок для конических соединений.
гл.
3
ГОСТ
25546-82
Краны грузоподъемные. Режимы работы.
гл.
1.
ГОСТ
25835-83
Краны грузоподъемные. Классификация механизмов по
(СТ СЭВ 2077-80)
режимам работы.
гл.
1,
ГОСТ
2.001-70 ЕСКД
Общие положения.
гл.
и
ГОСТ
2.101-68*
Виды изделий.
гл.
11
2.102-68*
Вилы и комплектность конструкторских документов.
гл.
11
2.103-68*
Стадии разработки.
гл.
11
2.104 68*
Основные надписи. t
гл.
11
2.105-79*
Общие требования к текстовым документам.
гл.
11
2.108-68*
Спецификация.
гл.
и
2.109-73
Основные требования к чертежам
гл.
11
ГОСТ
2.118-73
Техническое предложение.
гл.
1
ГОСТ
2.119-73*
Эскизный проект.
гл.
1
ГОСТ
2.120-73*
Технический проект.
гл.
1,
ГОСТ
2.201 - 80
Обозначение изделий и конструкторских документов.
гл.
11
ГОСТ
2.301-68*
Форматы.
гл.
и
ГОСТ
2.302-68*
Масштабы.
гл.
11
ГОСТ
2.303 68*
Линии.
гл.
11
ГОСТ
2.304 81
Шрифты чертежные.
гл.
11
ГОСТ
2.305-68**
Изображения - виды, разрезы, сечения.
гл.
11
ГОСТ
2.306-68*
Обозначения графические материалов и правила их нанесения на чертежах.
гл.
11
гост
2.307 68*
Нанесение размеров и предельных отклонений.
гл.
11
гост
2.308- 79*
Указание на чертежах допусков форм и расположения поверхностей.
гл.
11
2.309-73*
Обозначение шероховатостей поверхностей.
гл.
1!
2.311-68
Изображение резьбы.
гл.
11
гост
2.312-72
Условные изображения и обозначения швов сварных соединений.
гл.
6
гост
2.313-82
Условные изображения и обозначения неразъемных соединений.
гл.
6
гост
2.313-82
Условные изображения и обозначения швов сварных соединений.
гл.
11
2.313 -82
Изображения условные и упрощенные крепежных деталей.
гл.
11
2.316-68*
Правила нанесения на чертежах надписей, технических требований и таблиц.
гл.
11
гост
2.503 74*
Правила внесения изменений.
гл,
11
2.605-68*
Плакаты учебно-технические. Общие технические требо
и
вания.
гл.
2.701 84
Схемы. Виды и типы. Общие требования.
гл.
11
2.789-74**
Обозначения условные графические.
гл.
11
7.1-84
Библиографическое описание произведений печати.
гл.
11
8.417 81*
Единицы физических величин.
гл.
11
гост
12.1.005-76
ССБТ. Воздух рабочей зоны. Общие санитарно-гигиенические требования.
гл.
10
гост
12.1.012-78*
ССБТ. Вибрация. Общие требования безопасности.
гл.
10
гост
12.2.003 74*
ССБТ. Оборудование производственное. Общие требования безопасности.
гл.
10
гост
12.2.032 78
ССБТ. Рабочее место при выполнении работ стоя. Общие эргономические требования.
гл.
10
гост
12.2.033-78
ССБТ. Рабочее место при выполнении работ сидя. Общие эргономические требования.
гл.
10
гост
12.2.049-80
Оборудование производственное. Общие эргономические требования.
гл.
10
гост
12.2.098-84
Кабины звукоизолирующие.
гл.
10
гост
12.4.021-75
ССБТ. Системы вентиляционные. Общие требования.
гл.
10
гост
12.4.040 -78
ССБТ. Органы управления производственным оборудованием. Обозначения.
гл.
10
гост
12.4.026-76*
ССБТ. Цвета сигнальные и знаки безопасности.
гл.
10
гост
15.001 73*
Разработка и постановка продукции на производство.
гл.
10
ОСТ 24.090.44-82
Колеса крановые. Выбор и расчет.
гл.
5
ОСТ 24.090.72-8 3
Нормы расчета стальных конструкций мостовых и коз
ловых кранов.
гл.
6
ф (х) = —= I е 2 duV271 J
(Все значения умножены на 106)
01
2
3
4
5
6
7
8
9
0,0
500000
503989
507978
511966
515953
519939
523922
527903
531881
535856
0.1
539828
543795
547758
551717
555670
559618
563559
567495
571424
575345
0,2
579260
583166
587064
590954
594835
598706
602568
606420
610261
614092
0,3
61791I
621720
625516
. 629300
633072
636831
640576
644309
648027
651732
0,4
655422
659097
662757
666402
670031
673645
677242
680822
684385
687933
0,5
691462
694974
698468
701944
705401
708840
712260
715661
719043
722405
0,6
725747
729069
732371
735653
738914
742154
745373
748571
751748
754903
0,7
758036
761148
764238
767305
770350
773373
776373
779350
782305
785236
0.8
788145
791030
793892
796731
799546
802337
805105
807850
810570
813267
0,9
815940
818589
821214
823814
826391
828944
831472
833977
836457
838913
1,0
841345
843752
846136
848495
850830
853141
855428
857690
859929
862143
1.1
864334
866500
868643
870762
872857
874928
876976
879000
881000
882977
1,2
884930
886861
888768
890651
892512
894350
896165
897958
899727
901475
1,3
903200
904902
906583
908241
909877
911492
913085
914657
916207
917736
1.4
919243
920730
922196
923642
925066
926471
927855
929219
930563
931888
1,5
933193
934478
935745
936992
938220
939429
940620
941792
942947
944083
1.6
945201
946301
947384
948449
949497
950529
951543
952540
953521
954486
1,7
955435
956367
957284
958185
959071
959941
960796
961636
962462
963273
1,8
964070
964852
965621
966375
967116
967843
968557
969258
969946
970621
1.9
971283
971933
972571
973197
973810
974412
975002
975581
976148
976705
2.0
977250
977784
978308
978822
979325
979818
980301
980774
981237
981691
2,1
982136
982571
982997
983414
983823
984222
984614
984997
985371
985738
2.2
986097
986447
986791
987126
987455
987776
988089
988396
988696
988989
2.3
989276
989556
989830
990097
990358
990613
990863
991106
991344
991576
2,4
991802
992024
992240
992451
992656
992857
993053
993244
993437
993613
2,5
993790
993963
994132
994297
994457
994614
994766
994915
995060
995201
2.6
995339
995473
995604
995731
995855
995975
996093
996207
996319
996427
01234567892,79965339966369967369968339969289970209971109971979972829973642,89974459975229975999976739977449978149978829979489980129980742,99981349981939982509983059983599984119984629985119985599986053,099865099869499873699877799881799885699889399893099896599899901234567892,79965339966369967369968339969289970209971109971979972829973642,89974459975229975999976739977449978149978829979489980129980742,99981349981939982509983059983599984119984629985119985599986053,0998650998694998736998777998817998856998893998930998965998999
01
2
3
4
5
6
7
8
9
2,7
996533
996636
996736
996833
996928
997020
997110
997197
997282
997364
2,8
997445
997522
997599
997673
997744
997814
997882
997948
998012
998074
2,9
998134
998193
998250
998305
998359
998411
998462
998511
998559
998605
3,0
998650
998694
998736
998777
998817
998856
998893
998930
998965
998999
01
2
3
4
5
6
7
8
9
2,7
996533
996636
996736
996833
996928
997020
997110
997197
997282
997364
2,8
997445
997522
997599
997673
997744
997814
997882
997948
998012
998074
2,9
998134
998193
998250
998305
998359
998411
998462
998511
998559
998605
3,0
998650
998694
998736
998777
998817
998856
998893
998930
998965
998999
Ф(4) = 0,999968329; Ф(4,5) = 0,999996023; Ф(5) = 0,99999971335
Для вычисления функции Ф(х) при х > 5 можно воспользоваться асимптотическим рядом:
хУ2я*-^
Данные приведенной таблицы взяты из кн.: Большов Л. Н., Смирнов А, В. Таблицы математической статистики. - 3-е изд.-М.: Наука, 1983.-416 с. В ней приведены более подробные данные функции нормального распределения.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие 3
Введение 5
Глава 1. Общие положения. . . .6
Цели и задачи курсового проектирования 6
Задание на курсовое проектирование 7
Комплектност ь и взаимосвязь документации в составе курсового проекта 10
Организационно-методические ос
новы проектирования . , . .10
Общие положения по расчету
ГПМ 12
Глава 2. Предварительные расчеты механизмов 21
Механизм подъема груза . . . .22
Механизм передвижения тележки
(крана) с приводными колесами35
ГИсханизм попорота крана , . .45
Глава 3. Основы конструирования тру- зоподъемных -машин . . . .54
. Некоторые правила конструирования 54
3.2, Компонование механизмов, тележек. крапов 64
Глава 4, Проверочные расчеты механизмов 84
Механизм подъема груза. . ..84
Механизм передвижения (крана) тележки 89
Механизм попорота . . ..92
Глава 5. Расчет и конструирование некоторых сборочных единиц92
Установка барабана . . ..92
Ходовые колее.. и боковые ролики97
Предохранительные устройства102
Буферные устройства . . ..104
Глава 6. Расчет металлических конструкций 107
Задачи расчетов 107
Исходные данные 108
Порядок выполнения расчетов 108
Конструкционные материалы .109
Методы расчетов 110
Мостовые краны 116
Консольные настенные передвижные краны 141
Стационарные консольно-поворотные краны 144
Рамы крановых тележек , . .145
Глава 7. Элементы автоматизированного проектирования грузо- подъемных машин . . .146
Общие сведения 146
Подсистема проектирования механизмов 148
Программные средства организации липли а 185
Глава 8. Уточненные расчеты . . .194
Задачи расчетов и их краткая характеристика 194
Расчеты длительности или интенсивности пускотормозных процессов 195
Расчс! динамических нагрузок в механизмах при различных процессах нагружения 197
Расчет динамических нагрузок при совместном нагружении несущей металлоконструкции и механизма крана201
Определение вероятности безоткатной работы 203
Глава 9. Рекомендации но проектированию сбалансированных манипуляторов (СМ)...204
1. Общее устройство 204
Геометрические схемы...206
Уравновешивание СМ...209
Обобщенная кинематическая и расчетная схема СМ и рекомендации по расчету 211
§ 9,5. Примеры конструкций . .213
Рекомендации по проектированию трузозахватов 218
Глава 10. Эргономические и эсгетиче- ские требования к грузо- подъемным машинам . .220
Общие эргономические и эстетические требования 220
Требования к кабинам мостовых кранов 222
Глава 11. Составление и оформление спецификаций, сборочных чертежей и расчетно-пояснительной записки . . . .225
Задачи, решаемые в спецификации и на сборочном чертеже . ,225
Общие принципы построения сборочных чертежей . . . .226
Простановка размеров на чертежах 227
Общие принципы составления расчетно-пояснительной записки 228
Оформление расчетно-пояснительной записки 229
j? 11.6. Оформление графической части проекта 232
Оформление спецификаций .235
Глава 12. Пример выполнения курсового проекта мостового крана общего назначения . . .236
Задание на проект . , , .236
Предварительные расчеты механизмов 236
Компонование тележки . . .242
Проверочные расчеты механизмов 247
Расчеты сборочных единиц254
Примеры некоторых уточненных
расчетов механизмов . . .258
§ 12,7. Оценка уровня унификации механизмов главного подъема и передвижения тележки . . . .262
§ 12.8. Расчет металлоконструкции мо-
ста
263
Литература
274
Приложения
276
Приложение
Приложаниа
L Подвескикрюковые
крановые
2. Канаты
276
281
Приложение
Приложение
Приложение
Канатные блоки и барабаны
Графики нагрузок механизмов кранов . .
Редукторы. . . .
284
288
289
Приложение
6. Муфты
301
Приложение
Приложение
Приложение
7. Тормоза и тормозные шкивы
Л. Колеса крановые и их установки. . . .
9. Рельсы крановые . .
302
307
309
Приложение
Приложение
/ГЛ Механизмы поворота кранов
//. Буфер
311
311
Приложение
Приложение
Приложение
Приложение
/2. Образцы оформления списка использованной литературы в расчетнопояснительной записке
Выписка из общесоюзного классификатора промышленной и сельскохозяйственной продукции
Перечень стандартов, упоминаемых в пособии
Функция нормально! о распределения . . .
312
312
313
316
Учебное издание
Казак Сергей Антонович Дусье Виктор Евгеньевич Кузнецов Евгений Сергеевич Стоцкая Людмила Васильевна Наварский Юрий Владимирович Кожушко Герман Георгиевич Кокшаров Сергей Анатольевич Гурин Марк Александрович |
КУРСОВОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ ГРУЗОПОДЬЕМНЫХ МАШИН
Зав. редакцией А. В. Дубровский. Редактор Н. С. Сафронова. Мл. редактор Н. М. Иванова. Художник В. Н. Хомяков. Художественный редактор Л. К.Громова. Технические редакторы: Г. А. Фетисова, Л. Ф. Попова. Корректор Г. И. Кострикова
ИБ 7710
Изд. № От-615. Сдано в набор 01.03.89. Подп. в печать 09.10.89. Формат 70 х lOO'/je- Бум. офс. № 2. Гарнитура литературная. Печать офсетная. Объем 26,00. усл.печ.л. 26,00. усл.кр.-отт. 25,73 уч.-изд. л. Тираж 50000 зкз. Зак. № 1988, Цена 1 руб.
Издательство «Высшая школа», 101430, Москва, ГСП"4, Неглинная ул., д. 29/14.
Набрано в Можайском полиграфкомбинате Госкомпечати СССР, 143200, г. Можайск, ул. Мира. 93
Отпечатано с ютовых диапозитивов в Московской типографии № 4 Госкомпечати СССР, 129041, Москва, Б. Переяславская, ул., 46.
*ILG(10),NUM(10)
С ФОРМИРОВАНИЕ ВЕКТОРА ЗАПРОСА
DATA ILG/’=<,,9*' 7
DATA BUFOBR/'МГН ‘.’ШТ ’,'MTKF','MTKH',17
PWW-PW-40.
NUM(l)-2
IF(PW.LT.0.)NUM(1)-1
IF(PWW,GT.0.)NUM(1)=3 K-NUM(l) BUFIN(I)-PSTN
CALL PS(BUFOBR,BUKIN,'VDV.TAB',ILG,NUM,BUFOUT)
С ЗАПОЛНЕНИЕ МАССИВА ПАРАМЕТРОВ ВЫВОДИМЫХ НА ЭКРАН КК-0 DO 40 1-1,4 PAR(I)-BUFOUT(K+KK)
40 КК-КК+20
CALL VUB0R(BUF0UT,BUFVB,'VDV.TXT',PAR,4,IWW) К-1
IF(FW.GE.40.)K=2
IF(PW,GE.60.)К=3 PST-BUFVB(K) SK0RD-BUFVB(K+5) TD1=BUFVB(4) TD2=BUFVB(5) CPDD-BUFVB(7) VDVIG-BUFVB(ll) TD-BUFVB(10) GD2R-BUFVB(12) RETURN END
ТИП МУФТЫ *###****#** НОМИНАЛЬНЫЙ КРУТЯЩИЙ МОМЕНТ,Н*М
а»##*#*#####*#**#**»***#*##****»************######*#*»**##*******»
1,МУФТА М3
2.МУФТА МЗП
3,МУФТА МУВП
ВВЕДИТЕ НОМЕР
Рис. 7.36
5 5,97 кН;
ИС = W’ - Wv - 5,97 - 2,12 = - 3,85 кН;
т _ ^г, _ 3.85-103 0*,315
С1'₽ ”'63-0,92=
Курсовое проектирование грузоподъемных машин
Курсовое
проектирование грузоподъемных
машин
Под редакцией
проф. СА. КАЗАКА
Допущено Госхдарственным комитетом ССС Р по народному образованию в качестве учебного пособия для студентов машиностроительных специальностей вузов
МОСКВА
«ВЫСШАЯ ШКОЛА» 1989
ББК 39.9
К 93
УДК 621.86
Рецензенты: проф., д-р. техн, наук М.П. Александров (зав. кафедрой Л «Подъемно-транспортные машины и оборудование» МГТУ им. Н.Э. Баума- 1 на); проф., д-р. техн, наук М.М. Гохберг (зав. кафедрой «Подъемно- J транспортные машины» ЛПИ им. М. И. Калинина). 1
I
1
Курсовое проектирование грузоподъемных машин: Учеб. К93 пособие для студентов маши но стр. спец. вузов/С. А. Казак, В. Е. Дусье, Е. С. Кузнецов и др.; Под ред. С. А. Казака.-М.: Высш, шк., 1989.-319 с.: ил.
ISBN 5-06-000143-1
В книге изложены методика н порядок проектирования механизмов и металлоконструкций 1рузолсдъемных машин, даны примеры курсового проекта и приложения. Мною внимания уделено конструированию, компоновке, оформлению чертежей в соответствии с требованиями ЕСКД. Впервые в практике курсового проектирования введены расчеты трех вид о л: предварительные, проверочные и исследовательского типа.
2705140500 (4309000000) 517К210-89001(01) 89ISBN 5-06-000143-1I2705140500 (4309000000) 517К210-89001(01) 89ISBN 5-06-000143-1IББК 39.9
2705140500 (4309000000) 517К210-89
001(01) 89
ISBN 5-06-000143-1I
2705140500 (4309000000) 517К210-89
001(01) 89
ISBN 5-06-000143-1I
6П5.6
© Коллектив авторов, 19S9
Посвящается выпускникам кафедры подъемно-транспортных машин и роботов Уральского политехнического институтаПосвящается выпускникам кафедры подъемно-транспортных машин и роботов Уральского политехнического института
Посвящается выпускникам кафедры подъемно-транспортных машин и роботов Уральского политехнического института
Посвящается выпускникам кафедры подъемно-транспортных машин и роботов Уральского политехнического института