Методическое пособие 791

δ=1,25 Fф ∙1,4 / [σб] λ =1,25∙30∙103∙1,4/120∙106∙0,0205 = 21∙10-3 м = 21 мм.

Принимаем толщину стенки барабана δ = 21 мм.

При отношении Dб / δ = 400/21 = 19 < 25 стенку барабана можно не проверять на устойчивость (табл. V.2.15 [8]).

Высота реборд барабана должна быть такой, чтобы за последним слоем навитого канта было не менее двух диаметров каната. Тогда диаметр барабана по ребордам составит

Dр = Dб+8 dк= 400 +8∙19,5 = 556 мм.

Принимаем Dр = 560 мм.

Частота вращения барабана для обеспечения заданной скорости подъема груза должна

быть

nб = 60Vгр∙ iп / π Dср = 60∙0,25∙2 /3,14∙0,4295 ≈ 22,24 мин-1.

Принимаем конструкцию соединения барабана с редуктором Ц2 специального исполнения с выходным валом в виде зубчатой полумуфты. Эскиз барабана показан на рис. 7.4.

Барабан опирается одним концом на выходной вал редуктора, а вторым концом – консольно закрепленной в барабане осью на подшипниковую опору.

Крепление каната на барабане осуществляем с помощью клина в коническом гнезде в теле барабана.

Рис. 7.4. Эскиз барабана лебедки

7.6. Выбор подшипников опоры барабана

Подшипники опор барабана выбираем по максимальной нагрузке от грузоподъемного каната при подъеме испытательного груза. Максимальная радиальная и осевая нагрузка на подшипник будет возникать при расположении нагруженной ветви каната рядом с ребордой

Fмах= 1,25FфLб /(Lб+b2) = 1,25∙30∙0,8/(0,8+0,08) ≈ 34,1 kH.

101

Максимальный угол отклонения каната на барабане лебедки, расположенной на противовесной консоли крана с неповоротной башней, вычисляем по формуле

Угол отклонения каната на барабане лебедки, расположенной на поворотной платформе крана с поворотной башней, вычисляем по формуле

Осевая нагрузка в первом случае будет:

Fo = Fмах sin β1 = 1,25∙30∙sin 2°5' = 1,36 кН.

Осевая нагрузка во втором случае будет:

Fo = Fмах sin β2 = 1,25∙30∙sin 0°41' = 0,45 кН.

По ГОСТ 5720 (табл. П. 35) выбираем для первого случая шариковый радиальный двухрядный сферический подшипник средней серии № 1314 с размерами 70×150×35 с допустимой статической грузоподъемностью Со= 35,9 кН; динамической грузоподъемностью С = 58,6 кН, углом контакта тел качения α = 8°. Фактическое соотношение осевой и радиальной нагрузки

еф= Fo/ Fр∙V= 1,36/34,1∙1 ≈ 0,04 < 0,22 (справочное значение).

При вращающемся внутреннем кольце V = 1.

Требуемая долговечность подшипника при расчетном числе циклов работы за нормативный срок службы крана

Lt= 0,25∙tпо∙Ст/60 = 0,25∙3∙519996 / 60 ≈ 6500 часов,

где tпо = H/Vгр ∙60 = 45/0,25∙60 = 3 мин – время работы механизма подъема в течение цикла.

Проверка подшипника на долговечность выполняется по формуле

где ρ = 3 – показатель степени долговечности для шариковых подшипников; Кб = 1,2 – коэффициент динамической нагрузки; Кт = 1,05 – температурный коэффициент.

Эквивалентная динамическая нагрузка подшипника при е < 0,22

Р = VFp Kб KТ = 1∙34,1∙1,2∙1,05 = 43 кН.

102

При требуемой долговечности подшипника 6500 часов и его расчетной долговечности 1896,7 часов межремонтный срок по замене подшипника составит

Zp= ZH Lp/ Lt = 15∙1896,7/6500 ≈ 4,4 года.

7.7. Расчет оси барабана

Расчетная схема правой полуоси барабана показана на рис. 7.5. Размер b1 = 0,06 м выбран с учетом размеров корпуса подшипника и защитной крышки.

Fp

dп

b1

Рис. 7.5. Расчетная схема оси барабана

Максимальный изгибающий момент, действующий на ось в месте выхода ее из барабана

Мo =1,25 Fр∙b1 =1,25∙30∙0,06 ≈ 2,25 кН∙м.

Момент сопротивления оси изгибу

Wо = 0,1dп3 = 0,1∙0,073 = 3,43∙10-5м3.

Напряжения изгиба

σиз = Мo / Wо = 2,25∙103 / 3,43∙10-5 = 0,656∙108 Па = 65,6 МПа.

Коэффициент запаса прочности оси из стали 45 с термообработкой на улучшение и допускаемыми напряжениям [σ] = 0,6 σт = 0,6∙315 = 189 МПа (табл. П.20).

nσт = [σт]/ σиз = 189/65,6 = 2,88.

Проверка оси барабана на усталостную прочность. Ось вращается вместе с бараба-

ном и в ней возникают переменные изгибные напряжения симметричного цикла. Коэффициент запаса по нормальным напряжениям при симметричном изгибе определяем по формуле

где σ-1= 0,43σв= 0,43∙570 = 245 МПа – предел выносливости стали 45 при симметричном цикле изгиба [4];

σа= Fр∙b1/ Wо = 30∙0,06·103 / 3,43∙10-5= 45,23 МПа – амплитудные нормальные напряжения цикла при изгибе;

103

σт = 0 – средние напряжения цикла;

kσ = 1,5 – эффективный концентратор напряжений в галтели вала; β = 1 – коэффициент упрочнения (без упрочнения);

εσ ≈ 0,78 – масштабный фактор при диаметре вала 70 мм из углеродистой стали; ψσ = 0 – коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла;

kд = 0,85 – принимают по графику на рис. 2.20 [4] в зависимости от отношения zб / z0 = 91,65∙105 / 5∙106 ≈ 1,8. Для валов диаметром до 100 мм z0 = 5∙106 циклов. Число циклов оси барабана за весь срок службы zб = 60∙nб∙ Lt = 60∙23,5∙6500 = 91,65∙105.

7.8. Определение параметров и выбор двигателя

Номинальную статическую мощность двигателя вычисляем по формуле

NcmN = Qн gVгр/ηпηр = 6∙9,81∙0,25/0,98∙0,96 = 15,64 кВт,

где ηп = 0.98 – кпд полиспаста; ηр = 0,96 – кпд двухступенчатого редуктора.

При выборе двигателя по каталогу учитываем режим работы механизма и способ торможения. По табл. 1.3 [4] принимаем коэффициент режима работы для двигателя с фазным ротором и динамическим торможением Кр =1,1.

Реально потребляемая мощность двигателя

Nд = KpNcm= 15,64/1,1 = 14,22 кВт.

В табл. П.23 выбираем электродвигатель с фазным ротором MTF 312-6. Электродвигатель имеет следующие параметры:

Мощность электродвигателя – 15 кВт при ПВ 40%; Номинальное число оборотов вала nд – 955 об/мин; КПД электродвигателя – 81%; Максимальный момент – 471 Н·м; Момент инерции ротора – 0,312 кг·м²; Масса – 210 кг.

7.9. Выбор редуктора

Определяем рабочие характеристики редуктора – требуемое передаточное число

iр = nд /nб = 955/22,24 = 43.

Максимальный вращающий момент на тихоходном валу редуктора

Мрт= ∙Fф∙[Dб+3dk]/2 = 30∙[0,4+3∙0,0195]/2= 6,9 кН∙м.

Максимальная консольная нагрузка на тихоходном валу редуктора

Fк = Fф = 30 кН.

По табл. П.26 подбираем редуктор Ц2-500, имеющий в режиме работы 6М следующие параметры:

–частоту вращения быстроходного вала пб = 16·60 = 960 об/мин;

–передаточное число iрф= 40;

104

– максимально допустимый вращающий момент на тихоходном валу 10,6 кН·м. Консольная нагрузка на тихоходный вал Fкр = 25 кН.

Тихоходный вал принимаем с исполнением в виде зубчатой полумуфты (табл. П.29). Разница между фактическим и требуемым передаточным числом составит

7.10. Выбор муфты двигателя

Электродвигатель соединяем с быстроходным валом редуктора упругой втулочнопальцевой муфтой. Муфту выбираем по максимальному передаваемому моменту.

Ммакс= пFф Dб/2 ip ηр ηп=∙2,34∙30∙(0,4+3∙0,0195)/2∙31,5∙0,96∙0,98 = 0,56 кН∙м,

где п = п1 п2 п3 =1,3∙1,8∙1= 2,34 – коэффициент запаса. Составляющие коэффициента учитывают следующие факторы:

п1 – учитывает степень ответственности механизма. Для механизма подъема груза при расчете на прочность по максимальным нагрузкам рабочего состояния п1 = 1,8;

п2 – учитывает режим работы механизма М6, п2 = 1,3; п3 – коэффициент углового смещения полумуфт. Для втулочно-пальцевых муфт п3 = 1.

Выбираем муфту с тормозным шкивом диаметром 300 мм и передаваемым максимальным моментом 1000 Н·м (табл. П.32). Момент инерции муфты Jм = 1,5 кг·м2.

Проверка механизма по времени пуска позволяет определить ускорение при пуске. Определяем время пуска при среднем пусковом моменте

Мпус = ψ9550Nдв/пдв = 1,6∙9550∙15/955 = 240 Н∙м :

Ускорение при пуске привода

апус = Vгр /tпус = 0,25/3,56 = 0,07м/с2 < [0,15] м/с2.

7.11. Выбор тормоза

Для лебедки выбираем колодочный тормоз с электрогидравлическим толкателем типа ТКГ. Тормоз устанавливаем на быстроходном валу редуктора. Требуемый тормозной момент должен быть не менее

где кзап= 1,5 – коэффициент запаса тормозного момента для режима работа М6.

По табл. П.30 выбираем ближайший больший типоразмер тормоза ТКГ-200 с максимальным тормозным моментом 250 Н·м. Тормоз необходимо отрегулировать на требуемый

105

тормозной момент. Время торможения при спуске груза с отрегулированным тормозом проверяем по формуле (VI.2.7 [8])

Величина замедления груза при торможении спускаемого груза

аc = Vгр /tт = 0,25/2,35 = 0,1м/с2 < [0,15] м/с2.

Выбранные и рассчитанные элементы лебедки размещаем на специальной сварной раме, выполненной из швеллеров в соответствии с рекомендациями на рис. 1.28–1.31 [4].

8. РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА ПЕРЕДВИЖЕНИЯ КРАНА

8.1. Исходные параметры для расчета механизма передвижения крана

Для расчета механизма передвижения крана с неповоротной башней используются параметры по варианту задания и результаты ранее полученных расчетов при определении весовых геометрических параметров крана, определении центра тяжести крана, определении ветровых и инерционных нагрузок. В данном расчете используются следующие параметры:

–скорость передвижения крана Vkp= 0,3 м/с;

–грузоподъемность на максимальном вылете Qмин= 4 т;

–высота подъема Н0 = 33 м.

–максимальный вылет Lмакс= 24 м;

–сила тяжести крана Gкр= 706,2 кН.

–база крана Б = 5 м;

–колея крана К = 5 м;

–расстояние центра тяжести крана до оси вращения при максимальном вылете груза

Xцта=- 0,52 м (табл. 5.1);

–высота центра тяжести крана при максимальном вылете груза Уцта= 13 м;

–фронтальная сила ветра на кран Fвк = 7,38 кН;

–фронтальная сила ветра на груз Fв гр = 1,46 кН;

–допустимая сила инерции при разгоне крана Fин =(ткр+тгр)а=(69+6)0,15=11,25 кН;

–момент ветра рабочего состояния, действующий на кран и груз соответственно при

максимальном вылете груза M вкр = 144,8 кН∙м; Мвгр= 48,3 кН (табл. 5.2);

– допустимый уклон опорной поверхности крана θ =1°8'.

8.2. Определение максимальной опорной нагрузки крана

Опорный контур крана был принят квадратным К = Б. Расчетная схема определения опорных нагрузок крана при максимальном вылете груза показана на рис. 8.1. Расчетная схема опорных нагрузок при минимальном вылете груза имеет аналогичный вид при соответствующих вылету параметрах. При квадратном опорном контуре максимальная нагрузка на опору будет при положении стрелы над этой опорой α = 45°.

Для упрощения расчетов действие вертикальных сил, возникающих при работе крана, переносим на ось симметрии ходовой рамы. Равнозначность действия перенесенных сил

106

обеспечиваем действием на ходовую раму соответствующих моментов этих сил. Моменты силы тяжести груза на максимальном вылете при расположении крана на уклоне с углом Ɵ:

Мгр= Qмин g(Lмакс+Н0sinƟ)= 4∙9,81∙(24+33∙0,0198) ≈ 967,4 кН∙м.

Моменты силы тяжести крана при максимальном вылете стрелы:

Мкр= Gкр Xцта= 706∙(-0,52) ≈ -367 кН∙м.

Рис. 8.1. Расчетная схема для определения максимальной опорной реакции крана

Момент силы тяжести крана при расположении его на опорной поверхности с уклоном

Ɵ =1º8'

МкрУ= GкрYцтаsinθ = 706∙13∙0,0198 ≈ 181,7 кН∙м.

Эквивалентный момент при максимальном вылете стрелы крана

Мэкв1= Мгр - Мкр+МкрУ+Мв кр+Мв гр= 967,4-367+181,7+144,8+48,3 = 975,2 кН∙м.

Опорными точками ходовой рамы считаем опоры В, С, Д. Опору А можно исключить из действия опорных реакций из-за податливости металлоконструкции ходовой рамы и рельсового пути. Тогда из суммы моментов сил относительно оси ВД можно определить величи-

107

ну опорной реакции на ходовую тележку опоры С. Максимальную опорную нагрузку вычисляем по формуле

8.3. Выбор унифицированной ходовой тележки крана

В качестве ходовых тележек можно использовать унифицированные тележки грузоподъемностью 60 т (табл. 2.4). Тележки имеют следующие технические параметры:

–количество колес в тележке – 2;

–диаметр ходового колеса Dхк – 500 мм;

–передаточное число открытой передачи ion – 2,52;

–общее передаточное число io= inkion= 30·2,52 = 75,6.

Для определения необходимой мощности привода для передвижения крана определяем сопротивления передвижению.

Сопротивление трения в ходовых частях колес с учетом трения реборд

Wтр= w(Gкр+ Gгр) = 0,015(706+39,2) ≈ 11,18 кН,

где w – обобщенный коэффициент сопротивления движению по ГОСТ 13994-81. Сопротивление движению по опорной поверхности с углом подъема θ = 1° 8'

Wу = sinθ(Gкр+Gгр) = 0,0198(706+39,2) = 14,75 кН.

Фронтальная сила давления ветра на кран Fвк=7,38 кН и груз Fвгр = 1,46 кН принята по условиям расчета ветровой нагрузки в таблице 5,2. Суммарная сила сопротивления передвижению крана с номинальным грузом

∑W = Wтр+ Wу+ Fвк+ Fвгр= 11,18+14,75+7,38+1,44= 34,75 кН.

Необходимую статическую суммарную мощность двигателей для преодоления всех сопротивлений определяем по формуле

N = Vкр ∑W /ηтр= 0,3∙34,75/0,95 ≈ 11 кВт.

Проверяем возможность передвижения крана с двумя приводными тележками. Сцепной вес крана в этом случае будет

Gсц = (Gкр+Gгр)/2 =(706+39,2)/2 = 372,6 кН.

Сцепная сила тяги будет

F = φсцGсц = 0,12 ∙372,6 = 44,72 кН > ∑W = 34,75кН.

Принимаем для механизма передвижения два приводных унифицированных агрегата типа ПК с двигателем МТКН 211-6 мощностью 5,6 кВт при ПВ 60%, п = 920 об/мин. Момент инерции ротора 0,11 Н·м2. Максимальный момент двигателя 226 Н·м.

Общая мощность механизма передвижения составит 5,6×2 = 11,2 кВт.

Определяем скорость передвижения крана с унифицированной тележкой и двигателем

108

Vкр = πDхк nэ/60ic = 3,14∙0,5∙920/60∙75,6 = 0,318 м/с.

Превышение фактической скорости над заданной Vкр= 0,3 м/с не превышает 6 %.

Номинальный момент каждого электродвигателя

Мн= 9550Nэ/nэ= 9550∙5,6 / 920 = 58,13 Н∙м.

Средний пусковой момент каждого двигателя

Мсп= 2,5 Мн= 2,5∙58,13 = 145 Н∙м.

Проверяем время разгона крана при пуске механизмов передвижения

Время разгона при пуске механизма передвижения находится в допустимых пределах. Ускорение а при этом составит

а = Vkp/tp= 0,3/4,8 = 0,063 м/с2 < [0,15 м/с²].

8.4. Проверка ходовых колес на контактную прочность

Действующие контактные напряжения при качении колеса по рельсу вычисляем по формуле

где К = 0,119 (табл. 5.2.48 [8]) при отношении радиуса R головки рельса KP120 (табл. V.2.58 [8]) к диаметру колеса Dхк при R/D = 1;

Кf= 1,1 – учитывает касательную нагрузку для строительных кранов, работающих на открытых площадках;

Кд = 1+аVкр= 1+0,2·0,3 = 1,06 – учитывает динамику и жесткость кранового пути, уложенного на железобетонных балках.

Приведенные допускаемые напряжения за нормативный срок службы определяем по формуле (V.2.34.[8])

где Nc – приведенное число оборотов колеса за срок его службы.

Nс = Θ∙3,6∙104Vкр Tмаш/πDхк= 0,24∙3,6∙104∙0,318∙12500/3,14∙50 = 218800 об.

109

Тмаш= 12500 – машинное время работы колеса за срок его службы (табл. V.2.53[8]);

[σ0] = 920 МПа – допускаемые напряжения для стали 65Г при приведенном числе обо-

ротов колеса 10000 (табл.V.2.51[8]);

Θ = 0,24 – коэффициент приведенного числа оборотов ходового колеса (табл.V. 2.55[8]).

8.5. Определение нагрузки и размеров валов ходовых колес

Конструкцию установки приводного ходового колеса принимаем по рис. 1.8 в соответствии с кинематической схемой на рис. 1.41. Эскиз вала колеса показан на рис. 8.2.

Рис. 8.2. Эскиз вала ходового колеса

Размеры вала выбирались в соответствии с размерами стандартных колес по ГОСТ 3569. Размер d4 = 110 мм принимаем по размеру отверстия выбранного ходового колеса (табл. V.2.43 [8]). Диаметр бортика принимаем d1 = d4 + 8 = 118 мм, а его длину – 16 мм. Длину b2=138 мм вала принимаем на 4 мм короче, чем ширина ступицы колеса. Диаметры d2 должны быть меньше d4 на 3-4 мм, быть кратным 5 и обеспечить посадку k7 роликовых сферических подшипников. При нагрузке на ходовую тележку Fc = 543 кН каждый подшипник колеса воспринимает статическую нагрузку Rп = Fc/4 = 462/4 ≈ 115 кН. Выбираем сферические роликовые подшипники № 3520. Размеры подшипника d×D×B = 100×180×46. Подшипник имеет допустимую статическую нагрузку 184 кН, динамическую нагрузку – 216 кН. Размер вала для посадки подшипника d2 = 100 мм. Длину b1 принимаем b1 = B – 2 мм = 46 – 2 = 44 мм; b3 = B + 18 = 46 +18 = 64 мм. Длину шлицевой части вала b4 с полным профилем шлицов принимаем b4 ≈ d3 =100 мм.

Кинематическую связь ходовых колес тележки с приводным агрегатом осуществляем зубчатой шестерней с количеством зубьев zш = 19. При передаточном числе открытой зубчатой передачи iоп = 2,52. Число зубьев колеса zк = zш · iоп = 18·2,52 = 48. Принимаем предварительно модуль зубьев топ= 10 мм по аналогии с серийными зубчатыми колесами приводных ходовых тележек. Диаметр начальной окружности шестерни будет dш= zш·mоп = 19·10 = 190 мм. Диаметр начальной окружности зубчатого колеса dк= zк·mоп = 48·10 = 480 мм.

Величину окружной силы Fо, действующей в зацеплении шестерни с колесами, принимаем из условия действия номинального момента двигателя

Fo= 2 Mн io /dш= 2∙58∙75,6/0,19 = 44564 Н = 44,564 кН.

Максимальная окружная сила распределяется на два колеса

Fo= Foм/2 = 44,56/2 = 22,28 кН.

Возникающие в зубчатом зацеплении радиальные силы вычисляем по формуле

110