Основные размеры

Диаметр барабана по дну канавки Dбар>=dкан(e-1),

где dкан – диаметр каната; е – коэффициент, принимаемый по табл. 8. Диаметр барабана Dбар следует принимать по стандартному ряду чисел (см. табл. 6.)

Таблица 8

Тип крана	Группа режима
1М	2М	3М	4М	5М	6М
Стреловые краны
Электроталь					-	-
Прочие

Если редуктор (см. ниже п.2.8) имеет запас по вращающему моменту и передаточному отношению, то путем увеличения Dбар можно уменьшить длину барабана до Lбар<Dбар и выполнить его консольным без внешней опоры, что существенно упрощает конструкцию.

Для электротали со встроенным двигателем диаметр барабана определяют конструктивно по диаметру статора электродвигателя d₃₀.

D_бар=d₃₀+2,4d_кан+5..10мм

 

Размеры основных конструктивных элементов барабана даны на рис. 10.

Шаг нарезки р=(1,1..1,2)dкан округляют до 0,5мм.

Толщина стенки для чугуна (СЧ15) δ≈1,2d_кан >=8мм; для стали (Ст3) δ≈d_кан.

Реборду предусматривают только на той стороне барабана, где нет крепления каната. При наличии ограничения высоты подъема и однослойной навивке каната на барабан от реборды можно отказаться.

Длина барабана, если на него наматывают одну ветвь каната (Рис. 11), т.е. при одинарном полиспасте (m=1),

L_бар=l _н +l_р+l_раз+l_кр=р(z_p+6),

 

где lн = 1,5р – расстояние до начала нарезки (см. рис.10); l_р =z_p*p – длина рабочей части барабана; z_p=α∙H/(π(D_бар+d_кан)) – число рабочих витков, Н- высота подъема; l_раз=z_раз*p=1,5p – длина части барабана, на которой размещаются разгружающие витки, регламентированные нормами техники безопасности [7]; l_кр=z_кр*р=3р – длина части барабана, на которой размещается крепление каната.

Если применен сдвоенный полиспаст с двумя барабанами, как например на рис. 9, то размеры каждого из них и из взаимное положение определяют исходя из условия непревышения допустимого угла (3^о) между осью каната и касательной к оси винтовой канавки.

Длина барабана при сдвоенном полиспасте и намотке обеих ветвей каната на один барабан при m=2 (рис.12)

L_бар=2(l_р+l_раз+l_кр)+l_св=2р(z_р+4,5)+l_св

Длины l_р, l_раз и l_кр и число рабочих витков z_p определяют так же, как в предыдущем случае; а длину свободной (ненарезанной) части барабана l_св≈l_подв*h_min/14 по условию непревышения допустимого угла между осью каната и касательной к оси винтовой канавки(3^о).

Прочность барабана

Напряжениями изгиба и кручения в стенке барабана можно пренебречь.

Напряжение сжатия в стенке барабана

σ_сж=F_max/(δ*p)<=[σ_сж]

Допускаемые напряжения: [σ_сж]=130Н/мм² для чугуна СЧ15; для стали Ст3 и 30Л [σ_сж]=110Н/мм².

 

Расчетные нагрузки подшипников.

Если барабан соединен с редуктором встроенной зубчатой муфтой, то наибольшие нагрузки на подшипники определяют по схеме, приведенной на рис.13.

Если на барабан наматывают одну ветвь каната (одинарный полиспаст), то нагрузку на подшипник 1 определяют в крайнем левом положении каната, на подшипник 2 – в крайнем правом:

F_r,max,1=F_max(l-l₁)/l; F_r,max,2=F_max(l-l₂)/l

где F_max – наибольшее натяжение в канате.

 

Если на барабан наматывают две ветви каната (сдвоенный полиспаст), то нагрузки на подшипники не зависят от положения канатов, и их определяют в предположении, что сила, равная 2 F_max, приложена в середине свободной части барабана. Эквивалентная радиальная нагрузка

F_rE=F_rmax*K_HE,

где коэффициент эквивалентности K_HE, принимают по табл.1.

Обычно подшипники 1 и 2 унифицируют, тогда расчетным является подшипник 2. Если нужно проверить ресурс подшипника 1, то расчетную частоту вращения принимают равной nбар/3,5 (см. п. 2.7).

 

2.5 Блоки

Основные размеры блока по дну ручья показаны на рис. 14.

Диаметр блока по дну ручья Dбл>=dкан(е-1), коэффициент е принимают по табл. 8. Диаметр блока для кранов интенсивного использования целесообразно принимать на 25% больше, чем получается по указанной формуле, Dбл следует выбирать из ряда чисел по табл. 6.

Диаметр уравнительного блока D_ур.бл≈D_бл. Для одного крана желательно все блоки унифицировать.

 

Подшипники блоков

Частота вращения отклоняющего блока, об/мин

n_{откл.бл.}=αV/(π(D_бл+d_кан))

Радиальную нагрузку на подшипники отклоняющего блока определяют аналитически или графически в предположении, что в канате действует наибольшее натяжение F_мах.

Частота вращения наиболее быстроходного блока подвески крюка

n_бл=V(α-1)/(π(D_бл+d_кан))

Наибольшая нагрузка на подшипник блока полиспаста

F_п=2F_мах/z_n,

где z_n – число подшипников в блоку, обычно z_n = 1(или 2).

Эквивалентная динамическая нагрузка на подшипник блока

Р_Е=F_nVK_B=F_n·1,2·1,3·K_HE,

где K_HE – коэффициент эквивалентности (см. табл.1);

V=1,2 – коэффициент вращения наружного кольца; К_Б=1,3 – коэффициент безопасности.

Обычно, как более нагруженные, подшипники блоков подвески должны иметь большую грузоподъемность, однако, по соображениям унификации, подшипники всех блоков выбирают такими же, как и у блоков подвески.

 

2.6 Подвески

Крюки выбирают по ГОСТ 6627-66 в соответствии с грузоподъемностью и группой режима работы. Дополнительных расчетов крюка не требуется.

Упорные подшипники крюков выбирают по диаметру шейки крюка и статической грузоподъемности: C₀>=F_Q.

Ось блоков и траверсу крюка рассчитывают по условию отсутствия общих пластических деформаций при постоянной нагрузке. Коэффициент запаса прочности по отношению к текучести составляет 2..2,5. Опорные поверхности осей блоков, траверсы, а также проушины щек проверяют на смятке, если оси блоков и траверса крбка не совмещены.

 

2.7. Передаточное отношение привода

Частота вращения барабана, об/мин,

n_бар=αV/(π(D_бар+d_кан))

 

Необходимое передаточное отношение привода

t’=n_дв/n_бар

 

Полученное значение округляют до стандартного (см. п. 1.7) в меньшую сторону, если двигатель недогружен, и в большую, если он загружен полностью.

Применение открытых передач следует, по возможности, избегать.

Наибольшие передаточные отношения редукторов: цилиндрических и конически-цилиндрических двухступенчатых – 40, глобоидных – 63, планетарных двухступенчатых – 125, волновых – 315.

Фактическая скорость подъема

V_ср=n_дв·π ·(D_бар+d_кан)/(i·α)

 

не должна отличаться от заданной более чем на 10%. Если допуск не соблюден, изменяют i или, что нежелательно, D_бар.

2.8 Редуктор

Крутящий момент на барабане

T_бар=F_мах(D_бар+d_кан)·m/2

 

где F_мах – наибольшее натяжение в канате; m – число канатов, наматываемых на барабан (число полиспастов).

Наибольший крутящий момент на тихоходном валу редуктора

T_max=T_бар/(η_бар·η_м)

 

При консольном размещении барабана КПД муфты η_м=1.

Если между барабаном и редуктором находится открытая зубчатая пара (ОЗП), то можно записать

T_max=T_бар/(η_бар·u_озп·η_озп)

 

Выбор размера редуктора приведен в п.1.9, проверка выходного вала редуктора по консольной нагрузке обязательна.

 

2.9. Тормоз

Определение требуемого крутящего момента тормоза

Момент от груза на валу тормозного шкива

T_гр=η_обр(F_Q+G_захв)(D_бар+d_кан)/(2·α·i)

 

где η_обр – КПД при обратном движении (движение механизма под действием груза при отключенном приводе);

для зубчатого редуктора (с учетом того, что фактические потери могут быть меньше расчетных) η_обр=0,5(1+η);

для глобоидного или червячного редуктора

η_обр=0,5(1+η/η_ч)(2-1/η_ч)

 

КДП при подъеме груза

η=η_п·η_бар·(η_м)^s·η_обд·η_озп

 

где s – число муфт в приводе; при отсутствии ОЗП η_озп=1.

Требуемый тормозной момент тормоза

T_T>=T_гр·К_торм,

где К_торм – коэффициент запаса торможения при установке одного стопорного тормоза (табл.9)

Таблица 9

Группа режима	1М	2М	3М	4М	5М	6М
Кторм	1,4	1,6	1,8	2,0	2,24	2,5

 

Тип тормоза: при заданных группах режима 1М, 2М, 3М – ТКТ, ТКП или с гидротолкателем; при группах 4М, 5М, 6М – ТКП или с гидротолкателем. В электроталях при группах 4М и 5М на промежуточном валу редуктора устанавливают грузоупорный тормоз. В электроталях рекомендуется использовать колодочный или дисковый тормоз.

Если установлено два тормоза: грузоупорный и стопорный, то для первого К_торм=1,1; для второго К_торм=1,25. Если установлено два стопорных тормоза, то для каждого их них К_торм=1,25.

 

Выбор размера нормализованного тормоза.

Если использован двигатель со встроенным тормозом, то установка дополнительного тормоза не требуется.

Размер стопорного тормоза выбирают по справочнику, в зависимости от значения T_T.

 

2.10 Муфты

Муфта, соединяющая двигатель с редуктором.

Если тормоз расположен между двигателем и редуктором, то тормозной шкив должен быть жестко соединен с полумуфтой, установленной на валу редуктора. При установке тормозного шкива на валу двигателя применяют зубчатую муфту для соединения двигателя с редуктором.

Нормализованную муфту выбирают в соответствии с условиями

T_ном>=2T_max; d_max>=d,

где d- диаметр вала; d_max – наибольший допустимый диаметр отверстия в полумуфте или втулке; Т_ном – номинальный момент муфты (по каталогу); Т_мах – наибольший момент, передаваемый муфтой.

 

Муфта, соединяющая редуктор с барабаном

 

Если в применяемом редукторе конец тихоходного вала выполнен в виде зубчатого венца, то ее расчет не проводят. При соединении редуктора с барабаном обычной зубчатой муфтой ее выбирают по условиям, приведенным в п. 2.10.

 

2.11. Проверка выбранного двигателя

После определения фактической скорости по п.2.7. и КПД по п.2.9 необходимо уточнить статическую мощность, подставляя в формулы (см. п.2.2) действительные значения скорости и КПД. При загрузке двигателя по мощности (α=Р_ст/Р_дв>=1,05) необходимо установить двигатель с большей мощностью; при α<0,7 с меньшей.

 

3.Механизм передвижения

В исходных данных должны быть заданы F_q – грузоподъемная сила(грузоподъемность), Н; V – скорость передвижения, м/мин; режим работы; t₀ – машинное время работы, ч.

Коэффициент эквивалентности К_НЕ рекомендуется принимать по табл. 1.

 

3.1. Схемы

Основные конструктивные схемы механизмов передвижения приведены на рис.15: а – центральный привод мостового крана; б – раздельный привод при соединении редуктора с колесом муфтой; в – раздельный привод с навесным редуктором; г – привод с вертикальным навесным редуктором; д – центральный привод тележки; е – боковой привод тележки; ж – фрикционный тягач электротали; з - привод колес электротали.

Чаще всего используют механизмы передвижения с четырьмя колесами, при этом приводных колес не менее двух. при движении по круговому рельсу крана, имеющего одну неподвижную опору, можно применять схему с тремя и двумя колесами, обычно приводное колесо только одно. В трехколесной схеме должна быть обеспечена одинаковая нагрузка колес.

 

3.2 Вес крана

Для электроталей можно принимать G_таль= (0,2..0,3)F_Q

Чем меньше грузоподъемность, тем таль относительно тяжелее.

Вес крана мостового типа складывается из весов тележки, механизма передвижения и металлоконструкции. Вес тележки G_тел≈0,25F_Q; вес механизма передвижения G_мехпер≈0,1F_Q. Определение веса металлоконструкции приведено в работе [1].

 

3.3. Колеса

В кранах применяют двухребордные (рис. 16а), одноребордные (рис. 16б) и безребордные (рис. 16в) ходовые колеса. Безребордные колеса работают совместно с направляющими роликами, при этом требуется повышенная точность изготовления крана и подкрановых путей, иначе эффект снижения потерь на трение уменьшается. Одноребордные колеса с бочкообразным ободом (см. рис. 16б) применяют для талей, монорельсовых тележек и других кранов, передвигающихся по двутаврам. Одноребордные колеса с коническим ободом используют в тележках мостовых кранов, причем реборды устанавливают с внутренней стороны колес.

Начальный контакт колеса с рельсом может осуществляться в точке или по линии. Более распространен точечный начальный контакт (см. рис. 16).

Предварительный диаметр стальных колес D выбирают по следующим эмпирическим формулам:

при точечном начальном контакте

D≈1,2(F_max)^0,5

при линейном начальном контакте

D≈(F_max)^0,5

где D в мм, F_мах в Н.

При чугунном колесе диаметр приблизительно вдвое больше. Применение чугунных колес разрешено только для кранов с ручным приводом.

Наибольшую нагрузку на колесо Fмах(H), определяют по формулам:

а) для крана без тележки, например с траверсой для перевозки длинномеров, для тележки мостового или консольного крана, электротали, монорельсовой тележки при опоре на четыре колеса

Fmax=1,1(F_Q+G₀)/4,

 

где G₀ - вес крана, тележки или электротали;

б)для крана мостового типа с тележкой или электроталью

F_max=(G₀-G_тел)/4+(F_Q+G_тел)/2,

 

здесь G_тел вес тележки или электротали.

Рельсы для случая, показанного на рис. 16а, подбирают по табл. 10

Таблица 10.

Рельс	Диаметр колеса
Тип	Р11	Р15	Р24	Р24
Радиус головки

При бочкообразных колесах (см. рис. 16б,в) обычно принимают r₂>=D.

Контактное напряжение при точечном контакте, Н/мм²,

где для стального колеса коэффициент С_Нк=3600; для чугунного колеса С_Hk = 2900; F_HE = F_max·γ·K_HV – эквивалентная нагрузка, Н; γ=0,8..0,92 – коэффициент эквивалентности, равный

 

K_HV = 1+2,5·10^-3V – коэффициент динамичности; V в м/мин; D – диаметр колеса в точке контакта, мм; m – коэффициент, зависящий от отношения r/D (обычно r₂) и принимаемый по табл. 11.

 

Таблица 11

r/D	0,3	0,4	0,5	0,6	0,7	0,8	0,9
m	0,176	0,157	0,143	0,137	0,133	0,127	0,123
1,0	1,1	1,2	1,3	1,4	1,5	1,6
0,119	0,117	0,113	0,111	0,108	0,107	0,1005

Контактное напряжение при линейном контакте, Н/мм²

где для стального колеса C_н.п.=120, для чугунного колеса C_н.п.=100; F_HE=F_max·γ·K_HV·K_НB - эквивалентная нагрузка, Н; F_max, γ, K_HV и D определяют также как при точечном контакте; K_HB=2 – коэффициент концентрации нагрузки по длине контакта; b – длина контактной линии.

Допускаемое напряжение определют по формуле

где [σ_Н0] – допускаемое напряжение при наработке N = 10⁴ циклов (табл.12)

Таблица 12

Заготовка	Материал	Твердость HB	H/мм2
Отливка	СЧ35	Отбел не допускается
Отливка	Сталь 55Л
Сталь 35ГЛ
Поковка или штамповка	Сталь 45
Сталь 50
Сталь 75 Сталь 65Г
Прокат	Сталь 75 и Сталь 65Г

 

 

Наработка колеса, циклы:

N=t₀·60·n_кол·β>=10⁴,

где t₀ – машинное время работы, ч; n_кол – частота вращения колеса, об/мин (см. далее п.3.5); β = 0,85 – коэффициент, учитывающий уменьшение средней частоты вращения в периоды неустановившихся движений.

 

3.4. Сопротивление передвижению механизмов с приводными колесами

Сопротивление передвижению при установившейся скорости (статическое сопротивление) и ходовых колесах с ребордами без направляющих роликов, Н

Fcт=(2/D)·(F_Q+G₀)·(μ+f·d/2)·k_р

 

Коэффициент трения качения μ принимают по табл. 13

 

Таблица 13

Материал колеса	μ(мм) при D (мм)
Сталь	0,125	0,15	0,20	0,25	0,30	0,40	0,50	0,60
Чугун	0,15	0,20	0,25	0,30	0,40	0,50	0,60	0,70

 

Приведенный коэффициент трения f в подшипниках качения принимают по табл.14. Диаметр подшипников колес d≈0,2D/

Коэффициент kp, учитывающий трение реборд о рельс, принимают по табл. 15.

Таблица 14 Таблица 15

Тип подшипника	f	Механизм передвижения	kp
Шариковый	0,01	Электротали	2,5
Роликовый	0,02	Тележки	2,5
		Крана	1,5

 

 

Статическое сопротивление передвижению консольных кранов при наличии горизонтальных роликов

где Fr – горизонтальная реакция опор.

Индексом «в» обозначены величины, относящиеся к вертикальным опорам, которые воспринимают вертикальные нагрузки, индексом «r» - к горизонтальным. Предполагается, что верхние и нижние горизонтальные ролики унифицированны.

 

3.5 Двигатель

Мощность при установившемся движении, кВт,

Р_ст=F_ст·V/(60·1000·η)

где η≈0,93 – КПД при зубчатом редукторе; F_ст в Н; V в м/мин. Синхронную частоту вращения n_c выбирают по рекомендациям п.1.4

Номинальная частота вращения n_н ≈ 0,9n_c.

Требуемый номинальный момент двигателя, по условиям разгона, Н·м

Tн.д.=(π·J_пр.п·n·t_п.о.)/(30·t_п)

Предварительное значение приведенного момента инерции

Частота вращения колеса, об/мин,

 

ηкол = V/(πD),

где D – м; V в об/мин.

Требуемое передаточное отношение привода

i’=n_н/n_кол

Передаточное отношение округляют до стандартного значения (см. п. 1.7).

Время пуска

t_п=V/60α

При средней скорости V=80м/мин для кранов с гибким подвесом груза рекомендуется α<=0,3м/с² и t_п = 4..5c. При транспортировке ядовитых, взрывчатых веществ и расплавленного металла α должно быть меньще в 2..3раза.

Относительное время пуска t_п.о. находим по п.1.4 принимая загрузку двигателя α=0,5, а кратность пускового момента двигателя m=2,5 для двигателей MTF и MKTF; m=2,2 для двигателей 4АС.

Требуемая мощность двигателя по условиям разгона

P_дв.в.=T_н.д.·n_н/9550

При раздельном приводе мощность двигателя с каждой стороны составляет 0,6 от расчетной.

Мощность выбранного по каталогу двигателя должна быть больше, как P_cт, так и P_дв.д

После выбора двигателя, учитывая, что некоторые величины приняты ориентировочно, время пуска необходимо проверить по п1.4. при этом следует уточнить передаточное отношение i и фактическую скорость V_ф=(π·D·n_н)/i, которая не должна отличаться от заданой больше чем на 10%. Если допуск не соблюден, изменяют i.

Приведенный момент инерции при пуске

Если в каталоге двигателей приведен не момент инерции ротора, Jдв (кг·м²), а его маховой момент (GD²)_дв(кгс·м²), то J_дв=0,25((GD²)_дв)

Если фактическое ускорение α=V_ф/60t_п не выдерживается в рекомендуемых пределах, то применяют соседний по мощности двигатель, причем время пуска и ускорение изменяются приблизительно в 1,6 раза. при использовании более мощного двигателя α увеличивают, а t_п уменьшают, и наоборот. Повторной проверки времени пуска не требуется.

Проверку запаса прочности сцепления в учебных курсовых проектах проводить не нужно.

 

3.6. Редуктор

Наибольший момент на тихоходном валу редуктора, H·м,

T_max=T_н·m·i_ред·η_ред

 

здесь T_н – номинальный момент двигателя, Н·м:

T_н=9550Р_н/n_н;

 

m – кратность максимального момента двигателя (по каталогу):

m=T_дв.мах/T_н

 

i_ред – передаточное отношение редуктора.

 

Выбор редуктора осуществляется в соответствии с п.1.9. Коэффициент эквивалентности К_НЕ принимают по табл. 11. Предпочтительными являются редукторы навесного исполнения.

 

 

3.7 Тормоз.

 

Требуемый момент тормоза, Н·м

Т_т⁼π·J_пр.т.n_н/30t_T-T_ст.мин,

 

где Т_т – приведенный момент инерции при торможении:

J_пр.т≈1,5J_дв+(F_Q+G₀)·η/(4g·l·i²)≈J_пр^·η²;

 

n_н=n_дв – номинальная частота вращения двигателя, об/мин;

t_T≈t_n – время торможения.

 

Наименьший момент статичекого сопротивления при номинальном грузе, приведенный к валу тормоза, Н·м

Т_ст.мин.=(F_Q+G₀)(μ+f·d/2)η_обр/i

 

Определение КПД η_обр при обратном движении приведено в п.2.9.

Если использован двигатель со встречным тормозом, то устанавливать дополнительный тормоз не требуется. При скорости передвижения V<=32м/мин устанавливать тормоз также не следует.

 

 

3.8 Муфта

 

Если редуктор соединяют с валом ходового колеса муфтой, то предпочтительной является зубчатая.

Выбор нормализованной муфты осуществляется по условиям:

Т_ном>=1,8Т_мах; d_max>=d (обозначение величин см. п. 2.10).

 

 

4. Механизм поворота

 

В исходных данных должны быть заданы: F_Q – грузоподъемная сила (грузоподъемность), Н(кН); n_кр – частота вращения крана, об/мин; L – наибольший вылет стрелы, м; режим работы; t₀ – машинное время работы, ч.

Коэффициенты эквивалентности К_НЕ рекомендуется принимать по табл. 1.

4.1. Поворотная часть

Для расчета механизма поворота необходимо знать вес поворотной части крана G_пов, координаты центра тяжести х и у, момент инерции J.

 

Вес

Вес механизмов, расположенных на поворотной части, определяют укрупненно, по узлам. Вес готовых изделий (двигатель, редуктор, тормоз, муфты и т.п.) принимают по каталогам. Веса оригинальных деталей (барабанов, тормозных шкивов, блоков, валов и т.п.) определяют как произведение из объемов и удельного веса металла, из которого они изготовлены: γ_ст=78,5Н/дм³ – удельный вес стали; γ_чуг=72Н/дм³ – удельный вес чугуна.

Предварительно можно принимать вес механизма поворота примерно равным весу механизма подъема.

Если механизм поворота расположен на земле, то учитывают только вес зубчатого венца, который укреплен на подвижной колонне. Вес рамы равен произведению ее суммарного объема и удельного веса металла, из которого она изготовлена. Вес сварных швов и вспомогательных деталей (ребер, косынок, платиков и т.п.) получают, увеличивая вес рамы на 10%.

Определение веса металлоконструкции приведено в [1].

Таким образом, при расчете необходимо определить веса крупных узлов: стрелы, подвижной колонны, противовеса, механизма подъема, механизма поворота.

Для уменьшения моментов, изгибающих колонну, и горизонтальных нагрузок на опоры, если это конструктивно возможно, предусматривают противовесы. Вес противовеса обычно выбирают таким, чтобы его момент уравновешивал момент поворотной части крана и половину грузового момента.

G_прот=(G_пов·х+0,5F_qL)/х_прот

 

Для снижения момента инерции противовеса желательно уменьшить расстояние от оси поворота до центра тяжести противовеса х_прот.

 

Координаты центра тяжести

Координаты центров тяжести механизмов оценивают приближенно по компоновочному чертежу, без расчета. Для частей металлоконструкции их расчет представлен в работе [1]. Таким образом, необходимо определить координаты центров тяжести поворотной части (без учета веса противовеса)

где G_i- вес i-го узла; G_пов=суммаG_i – вес поворотной части без противовеса.

Для кранов на поворотной платформе определяют расстояние от плоскости симметрии опорно-поворотного круга до цента тяжести поворотной части

 

 

Момент инерции

Момент инерции поворотной части, кг·м²,

J_пов.ч = (J_стр+J_прот+J_под.к+J_{мех.под}+J_{мех.пов})/i²η

 

Здесь J_стр – момент инерции стрелы (рис. 17):

J_стр=Сумма(r_i1²+r_i1²+r_i2²+r_i2²)/3g;

J_прот – момент инерции противовеса:

J_прот =G_прот·х²_прот/g;

 

J_пол.к – момент инерции подвижной колонны:

J_под.к =G_под.к·х²_под.к/g;

где х_под.к см. в [1].

 

J_{мех.под} – момент инерции механизма подъема:

J_{мех.под} =G_{мех.под}·х²_{мех.под}/g;

 

J_{мех.пов} – момент инерции механизма поворота:

J_{мех.пов} =G_{мех.пов}·х²_{мех.пов}/g;

Если подвижная колонна соосна с неподвижной, то J_под.к≈0. При расположении этого механизма на земле J_пов.ч не определяют.

 

 

4.2 Нагрузки на опорные узлы

Нагрузку на опорные узлы определяют при подъеме номинального груза и наибольшем его вылете L.

 

Кран с внешней верхней опорой и переменным вылетом (рис.18)

Вертикальная нагрузка

F_в=F_Q+G₀+G_тел

Горизонтальная нагрузка

F_г=((F_Q+G₀)L+G₀x)/h_n

определение h_n дано в [1].

 

При постоянном вылете тележку не используют, и вес механизма подъема входит в общий вес крана G₀/

Кран с неподвижной колонной и постоянным вылетом (рис. 19).

 

Вертикальная нагрузка

F_в=F_Q+G₀+G_прот

 

Горизонтальная нагрузка:

без противовеса

F_г=(F_QL+G₀x)/h_n

 

с противовесом

F_г=F_QL/2h_n

 

Наибольшая нагрузка на ролик

F_max=F_г/2cosα

 

При использовании ручного привода обычно принимают α=30⁰; при использовании механического привода, расположенного вблизи опорного узла, применяют, как правило, четыре ролика, размещенных через 90⁰.

При переменном вылете груза расчет нагрузок аналогичен расчету их для крана с внешней верхней опорой и переменным вылетом.

 

Кран на поворотной платформе (рис. 20)

Вертикальная нагрузка

F_в=F_Q+G₀

 

Горизонтальная нагрузка от центробежных сил

F_г=F_гQ-F_гG0=(π·n_кр/30)²(F_QL-G₀x)/g

Здесь предполагается, что вес противовеса влючен в общий вес крана G₀ и учтен при определении координат центра тяжести поворотной части крана х и у. При положении противовеса ниже плоскости поворотного абсцисса х может быть положительной.

Момент, выворачивающий опорно-поворотный круг,

 

M=F_QL+G₀x+(πn_кр/30)²·(F_Q·L·y_Q+G₀x·y)/g

где L в м; F_Q, G₀ в Н.

В формулы координаты х, у подставляют соответствующими знаками.

 

4.3. Опорные детали.

Подшипники качения рассчитывают по статической грузоподъемности: упорные – по вертикальной нагрузке 2F_B; радиальные – по горизонтальной F_г. Подшипники горизонтальных роликов определяют также по статической грузоподъемности при действии наибольшей нагрузки F_мах. Если ролик установлен на двух подшипниках, то на каждый подшипник действует сила F_max/2. Предварительный диаметр роликов выбирают по условию D≈(F_max)^1/2, где D в мм; F_max в Н.

Напряжения σ_н в месте контакта роликов с колонной проверяют по п.3.3.

Опорно-поворотный круг выбирают по каталогу в зависимости от значений вертикальной нагрузка F_в и момента М, которые определены в п.4.2.

 

 

4.4. Сопротивление повороту механизмов с приводными колесами.

 

В курсовых проектах следует учитывать только момент сил трения.

 

 

Кран с внешней опорой и переменным вылетом (см. рис.18)

Момент сопротивления повороту относительно оси колонны

Т_тр=F_в·f₁·d₁/2 + F₂f₂d₂,

 

где d₁ – диаметр упорного подшипника; d₂ – диаметр ралиального подшипника; f₁ и f₂ – приведенный коэффициент трения, принимаемый по табл. 16 для упорного и радиального подшипников соответственно.

 

 

Кран с неподвижной колонной и постоянным вылетом (см. рис.19)

Момент сопротивления повороту относительно оси колонны

Т_тр=F_Bf₁d₁/2 + F_гf₂d₂/2 + (F_г/cosα)·(μ+f₃d₃/2)(D_кол+D)/D

 

где d₂ – диаметр радиального подшипника в верхней опоре;

d₃ – диаметр подшипника в ролике; μ – коэффициент трения качения, принимаемый по табл. 15.

 

 

Кран на поворотной платформе (см. рис. 20)

Момент сил трения относительно оси вращения при исследовании шарикового поворотного круга

T_тр = (f/2)·(4,5M + F_BD_кр + 2,5F_г·D_крtg α)

 

где f=0,004 – приведенный коэффициент трения; D_кр – диаметр поворотного круга по центрам шариков; α – угол контакта шариков; если нет данных, можно принимать α=45⁰; М – выворачивающий момент (см. п. 4.2)

 

 

4.5 Двигатель

Мощность при установившемся движении, кВт,

Р_ст=Т_грn_кр/9550η

где n_кр – частота вращения крана, об/мин; η – КПД механизма: η≈0,85 при использовании зубчатого редуктора; η≈0,65 – червячного.

Синхронную частоту вращения n_c выбирают по рекомендациям п.1.4.

Номинальная частота вращения n_н≈n_c, так как при малой загрузка α скольжение пренебрежимо мало.

Передаточное отношение механизма поворота

i’ = n_н/n_кр = i_озп·i_ред

 

Передаточное отношение открытой пары:

привод установлен неподвижно или на поворотной части

i_озп=z₂/z₁

внешнее зацепление

i_озп=z₂/z₁ + 1

внутреннее зацепление

i_озп=z₂/z₁ – 1.

Модуль открытой пары должен быть не менее 4мм.

Передаточное отношение округляют до стандартного значения (см. п.1.7).

Требуемый по условиям разгона номинальный (динамический) момент двигателя, Н·м.

Т_н.д. = (π·J_пр.п.n_п.·0,7)/(30·t_п);

 

Приведенный момент инерции при пуске, кг·м²,

J_пр.п.=J_б.в.+J_гр+J_пов.ч,

 

где J_б.в.≈2J_дв – момент инерции деталей быстроходного вала (ротор двигателя, вал, муфта, шкив, редуктор).

При расчете Т_н.дв. по условиям разгона в первом приближении можно принять J_б.в.=0.

Момент инерции груза

J_гр=(F_Q·L²)/(g·t²·η)

Определение момента инерции поворотной части J_пов.ч. представлено в п.4.1.

Если изменение вылета груза осуществляется электоталью, то при определении J_гр ее вес G_тел суммируют с весом груза.

Время пуска t_п = V/60α =3..10c, где α = 0,2..0,5м/с² – среднее ускорение груза.

Для средней окружной скорости груза V=2·π·L·n_кр=80м/мин. t_п = 4..5с и α =0,3м/с². при больших скоростях t_п и α увеличивают, при меньших – уменьшают. В случае транспортирования ядовитых грузов и жидкого металла α уменьшают в 2..3 раза. Мощность выбранного двигателя при ПВ=40% должна быть больше как Р_ст, так и требуемой по условиям разгона.

Р_дв.д.= Т_н.д.·n_н/9550

 

После выбора двигателя уточняют время пуска t_п по п.1.4 и ускорение α=V/60t_п. Если полученные значения не удовлетворят рекомендациям, то по каталогу выбирают соседний по мощности двигатель, причем время пуска и ускорение изменяют приблизительно в 1,45 раза. Повторную проверку времени пуска проводить не требуется.

Фактическая частота вращения n_ф=n_н/i не должна отличаться от заданной больше чем 10%. Если допуск не соблюден, изменяют i и проверяют время пуска, которое изменяется обратно пропорционально квадрату передаточного отнощения.

 

 

4.6. Редуктор

 

При использовании червячного редуктора желательно его передаточное отношение принимать не более 40. При больших передаточных отношениях требуется применять муфты предельного момента из-за резкого уменьшения КПД η_обр.

Наибольший момент на тихоходном валу редуктора определяют по п.3.6. Выбор размера редуктора приведен в п.1.9. Коэффициент эквивалентности К_НЕ принимают по табл.1.

 

 

4.7. Тормоз

 

Требуемый момент тормоза, Н·м,

Т_Т=(π·J_пр.т.n_н)/(30t_T) – T_ст.мин.

 

где J_пр.т. – приведенный момент инерции при торможении:

J_пр.т≈J_пр.п·η²

t_T – вре