Расчеты механизмов кранов для лесных грузов

РАСЧЕТЫ МЕХАНИЗМОВ КРАНОВ ДЛЯ ЛЕСНЫХ ГРУЗОВ А.Б. Зырянова Е.Г. Кучумов Е.Н. Корепанова Учебное пособие предназначено для студентов лесотехнических вузов, изучающих дисциплины: «Конструкции и основы расчета грузоподъемных машин», «Подъемно-транспортные машины отрасли», «Роботы, манипуляторы и грузоподъемные машины» и выполняющих по ним курсовые проекты и курсовые работы, в объем которых входят расчет и конструирование одного из механизмов кранов. Издание учебного пособия обусловлено отсутствием научнотехнической и учебно-методической литературы по расчетам механизмов кранов для лесных грузов. Для подъемно-транспортных работ на нижних складах леспромхозов и лесопильно-деревообрабатывающих предприятиях используют консольно-козловые краны К7,5, К10, К12,5 и башенные краны-лесопогрузчики КБ572-А, КБ572-Б, а также лесоперегрузчики хлыстов козлового типа большой грузоподъемностью (28-32 т): ЛТ62, ЛТ62-А, ЛТ62-Б [1]. Кроме того, в цехах деревообрабатывающих производств, на складах сырья, полуфабрикатов и готовой продукции этих производств, на нижних складах и в ремонтных мастерских леспромхозов получили широкое применение мостовые краны типа КМ 12,5, КМ 20/5 [2]. Учебное пособие состоит из четырех глав, в которых излагаются общие методы и примеры расчетов основных механизмов кранов (механизма подъема груза, механизма передвижения крана, механизма передвижения тележки с приводными колесами и механизма передвижения тележки с канатной тягой), и приложения. В приложении приводятся справочные данные об основных стандартных и нормализованных узлах и специальных деталях (электродвигателях, редукторах, муфтах, тормозах, ходовых колесах, канатах), а также расчетные величины из нормативных документов. 3 Глава 1 РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА ПОДЪЕМА ГРУЗА 1.1. Общие положения Механизм подъема груза состоит из грузовой лебедки, полиспаста, устройства захвата (подвеса) груза и устройств, обеспечивающих безопасную эксплуатацию механизма (тормоза и ограничителей грузоподъемности и высоты подъема груза). Общий расчет механизма подъема включает выбор схемы запасовки каната грузового полиспаста, расчет и выбор каната, расчет элементов канатного барабана, расчет и выбор электродвигателя, редуктора, муфт, тормоза, а также проверочные расчеты работоспособности отдельных узлов грузовой лебедки. Для расчета механизма подъема груза необходимо иметь исходные данные, выбираемые из основных характеристик крана:  тип крана;  номинальную грузоподъемность (Q);  номинальную скорость подъема груза (VГ );  максимальную высота подъема груза (H);  группу режима работы механизма;  место установки грузовой лебедки. Пример расчета механизма подъема груза приведен с использованием следующих исходных данных: тип крана - консольно-козловой; Q= 12,5 т; VГ = 0,25 м/с; H= 10 м; группа режима работы - М6 (4М); место установки грузовой лебедки – стационарно, на металлоконструкции крана. 1.2. Выбор системы подвешивания груза (схемы запасовки каната грузового полиспаста) В зависимости от вида грузозахватного устройства, типа крана и места установки грузовой лебедки (на грузовой тележке или на 4 металлоконструкции крана) выбирается схема запасовки каната (рис. 1.1). При этом следует руководствоваться следующими рекомендациями:  для башенных кранов принимать простой (одинарный) полиспаст (рис. 1.1, а), у которого одна ветвь каната навивается на барабан (z = 1), а вторая закреплена на металлоконструкции крана;  для козловых и мостовых кранов принимать сдвоенный полиспаст, в котором оба конца каната навиваются на барабан (z = 2). Полиспаст с двумя барабанами (рис. 1.1, б), канаты с которых проходят через подвижные блоки, закрепленные на разных концах траверсы, следует считать сдвоенным;  для кран-балок грузоподъемностью до 5 т следует выбирать простой полиспаст. Рис. 1.1. Схемы запасовки каната грузовых полиспастов: а - для башенного крана; б - для бесконсольно-козлового крана с грузовыми лебедками, установленными на металлоконструкции крана; в - для мостового и козловых кранов с грузовой лебедкой, установленной на тележке; г - для консольно-козлового крана с грузовой лебедкой, установленной на металлоконструкции крана 5 Основной характеристикой полиспаста является кратность uп, которая зависит от его типа и грузоподъемности крана. Кратность выбранного полиспаста uп определяется по табл.1.1. Таблица 1.1 Рекомендуемая кратность полиспастов Простой полиспаст ГрузоКратность подъемность, т uп До 1 т 1; 2 1,25...6,3 2; 3 8...16 3; 4 20...32 5; 6 Сдвоенный полиспаст ГрузоКратность одного подъемность, т полиспаста uп До 8 2 10...16 2; 3 20...32 3; 4 40...50 4; 5 При наличии обводных (направляющих) блоков в выбранной схеме запасовки каната следует принять КПД каждого блока, установленного на подшипниках качения, бл = 0,98. КПД полиспаста  п в зависимости от кратности выбирается по табл. 1.2. Таблица 1.2 КПД крановых полиспастов uп п 2 0,99 3 0,98 4 0,97 5 0,96 6 0,95 8 0,93 10 0,92 Для выбранного примера расчета согласно изложенным рекомендациям имеем: схема запасовки каната - рис. 1.1, г; тип полиспаста - сдвоенный , z = 2; кратность полиспаста - uп = 2 (см. табл. 1.1); КПД полиспаста - п = 0,99 (табл. 1.2). 1.3. Выбор диаметра каната полиспаста В качестве гибких элементов полиспастов обычно применяются стальные проволочные канаты типа ЛК-Р или ЛК-РО (шестипрядные с линейным касанием проволок между слоями и органическим сердечником), маркировочная группа проволок которых  В = 1568 МПа (табл. П.1). 6 Согласно ГОСТ 25835-83 «Краны грузоподъемные. Классификация механизмов по режимам работы», режимы работы механизмов грузоподъемных машин в зависимости от условий их использования подразделяются на шесть групп: от (1М) до (6М), каждая из которых определяется классом использования и классом нагружения. Класс использования отражает интенсивность использования механизма во время его эксплуатации. Класс нагружения определяется значением коэффициента нагружения К:  F К    i  Fmax 3  ti  , t  i где Fi – нагрузка, действующая на механизм в течение времени ti за заданный срок службы; Fmax – наибольшая нагрузка, действующая на механизм в течение рабочего цикла; ∑ti – суммарное время действия нагрузок на механизм в течение заданного срока службы. В зависимости от сочетаний класса использования и класса нагружения устанавливается группа режима работы механизмов. В международном стандарте ИСО 4301/1 также приведены классификационные группы режимов работы механизмов, которые обозначаются М1, М2,…М8. Соответствие групп режимов работы механизмов по ГОСТ 25835-83 и по ИСО 4301/1 приведено в табл.1.3. Согласно международному стандарту ИСО 4301/1 диаметр каната dк выбирается по величине минимального разрывного усилия Fо, рассчитываемого по формуле и сравниваемого с величиной в табл. П.1: Fо  Fб z p , где Fб – максимальное натяжение в ветви каната, наматываемой на барабан при подъеме груза (см. пример ниже); zр – минимальный коэффициент использования каната (минимальный коэффициент запаса прочности каната), определяемый по табл. 1.3 [3]. 7 Таблица 1.3 Минимальные коэффициенты использования канатов zр Группа классификации (режима) механизма по ИСО 4301/1 по ГОСТ 25835-83 М1 1М М2 1М М3 1М М4 2М М5 3М М6 4М М7 5М М8 6М zр 3,15 3,35 3,55 4,0 4,5 5,6 7,1 9,0 Пример Максимальное усилие в тяговой ветви каната при подъеме груза FQ 124950 Fб    35619 Н  35,6 кН , zu п о 2  2  0,877 где FQ – сила тяжести груза и крюковой подвески, определяемая по формуле FQ  (Q  0,02Q) g  (12500  0,02  12500)9,8  124950 Н, о – общий КПД полиспаста и обводных блоков, t о   пбл  0,99  0,986  0,877 , t = 6 – количество обводных блоков в схеме запасовки каната. Минимальное разрывное усилие Fо  Fб z p = 35,6 · 5,6 = 199,36 кН. В табл. П.1 выбираем по ГОСТ 2688-80 канат двойной свивки типа ЛК-Р конструкции 6х19+1 о.с. диаметром dк = 21 мм, имеющий при маркировочной группе проволок  В = 1568 МПа разрывное усилие Fо = 222 кН. Канат грузовой (Г), первой марки (I), из проволоки без покрытия (-), нераскручивающийся (Н) обозначается: Канат-21-Г-Н-1568 ГОСТ 2688-80. 8 1.4. Геометрические размеры барабана и блоков полиспаста Минимальные диаметры барабана, блоков полиспаста и уравнительных блоков, огибаемых стальными канатами, определяются по формулам: D1 ≥ h1 dк ; D2 ≥ h2 dк ; D3 ≥ h3 dк , где D1 , D2 , D3 – диаметры соответственно барабана, блока полиспаста и уравнительного блока по средней линии навитого каната; h1 , h2 , h3 – коэффициенты выбора диаметров соответственно барабана, блока полиспаста и уравнительного блока, принимаются по табл. 1.4. Полученные расчетным путем диаметры D1 , D2 , D3 должны быть округлены в большую сторону до ближайшего стандартного значения из ряда 260; 300; 335; 400; 500; 510; 600; 630 мм [3]. Таблица 1.4 Коэффициенты выбора диаметров соответственно барабана h1 , блока полиспаста h2 и уравнительного блока h3 Группа классификации (режима) механизма по ИСО 4301/1 по ГОСТ 25835-83 М1 1М М2 1М М3 1М М4 2М М5 3М М6 4М М7 5М М8 6М Коэффициенты выбора диаметра h1 h2 h3 11,2 12,5 11,2 12,5 14,0 12,5 14,0 16,0 12,5 16,0 18,0 14,0 18,0 20,0 14,0 20,0 22,4 16,0 22,4 25,0 16,0 25,0 28,0 18,0 Длина барабана определяется его канатоемкостью, т.е. длиной каната, навиваемого на барабан с полиспаста: Lк = z  H uп +  D1 ( z1 + z2 ) , где z1 – количество неиспользуемых (запасных) витков на барабане до места крепления, принимается z1 = 1,5...2; z2 – количество витков каната, находящихся под зажимным устройством на барабане, принимается z2 = 3...4. 9 Рабочая длина барабана Lб  Lк pt ,  m (md к  D1 ) где pt – шаг нарезки ручьев под канат на барабане (для однослойной навивки), принимается из табл. П.2; m – количество слоев навивки;  – коэффициент неплотности навивки, принимается  = 1 для нарезных барабанов,  = 0,9...0,95 – для гладких барабанов. Общая длина барабана (определяется только для сдвоенного полиспаста, z=2) Lб  Lб  3....4 pt. Толщина стенки барабана  определяется из условия прочности на сжатие и из технологических условий изготовления. Напряжения кручения и изгиба в стенке барабана незначительны по сравнению с напряжением сжатия, поэтому они учитываются только при отношении длины барабана к его диаметру более 3...4. Толщина стенки барабана из условия прочности на сжатие  Fб pt  сж , где  сж – допускаемое напряжение сжатия для материала барабана, принимается из табл. 1.5. Таблица 1.5 Допускаемые напряжения  сж материала стенок барабана Материал барабана ВСт3сп 20 09Г2С 35Л 55Л СЧ15 СЧ18 СЧ24 Допускаемые напряжения σ cж , МПа Группы режима работы механизма М1...М5 (1М…3М) М6, М7 (4М, 5М) М8 (6М) Сталь 150 130 110 160 140 120 195 165 140 170 140 120 200 165 140 Чугун 90 100 90 130 115 100 10 По технологическим условиям изготовления барабана, связанным с особенностями литейного производства, толщина стенки: чугунного барабана "  0,02 D1 + (6...10) мм, стального "  0,01 D1 + 3 мм . Из двух полученных значений / и " принимается большее с округлением в большую сторону до целого числа. Пример Минимальные диаметры: барабана D1 ≥ h1 dк ≥ 20 · 21 ≥ 420 мм. Принимаем D1 = 500 мм; блоков полиспаста D2 ≥ h2 dк ≥ 22,4 · 21 ≥ 470,4 мм. Принимаем D2 = 500 мм; уравнительного блока D3 ≥ h3 dк ≥ 16 · 21 ≥ 336 мм . Принимаем D3 = 400 мм. Длина каната, навиваемого на барабан с полиспаста, L к = z  H uп +  D1 ( z1 + z2 ) = = 2  10 · 2+3,14 · 0,5 (1,5+3)  = 54,13 м. Рабочая длина барабана Lб  Lк pt 54,13  24,19   0,8 м.  mmd к  D1  3,14  11  21  5001 Общая длина барабана Lб  Lб  3...4 рt  0,8  3,5  0,02419  0,88 м. Толщина стенки барабана из условия прочности на сжатие   Fб pt  сж  35619  10,5 мм , 24,19  140 где cж = 140 МПа для материала барабана Сталь 35Л. Из технологических условий изготовления барабана " ≥ 0,01 D1 + 3 ≥ 0,01 · 500 + 3 ≥ 8 мм. Принимаем толщину стенки барабана  = 11 мм. 11 1.5. Расчет грузовой лебедки Наибольшее применение в механизмах подъема кранов имеет грузовая лебедка, кинематическая схема которой приведена на рис. 1.2. Рис. 1.2. Кинематическая схема грузовой лебедки: 1 - электродвигатель; 2 - муфта с тормозным шкивом; 3 - тормоз; 4 - редуктор; 5 - муфта зубчатая; 6 – барабан В задачу расчета грузовой лебедки входят определение параметров и выбор электродвигателя, редуктора, соединительных муфт, тормоза, проверка работоспособности электродвигателя и тормоза. 1.5.1. Выбор электродвигателя Для электродвигателей в качестве характеристики режима работы используется величина относительной продолжительности включений ПВ% (частота включений в единицу времени). Принято следующее соответствие групп режима работы механизма и продолжительности включений электрооборудования: М1…М5(1М…3М) – ПВ=15%; М6 (4М) – ПВ=25%; М7(5М) – ПВ=40%; М8(6М) – ПВ=60%. Выбор электродвигателя производится по статической мощности Рс, требуемой на подъем груза номинальной массы. При этом мощ12 ность выбранного электродвигателя, кВт, должна быть меньше требуемой: Pс  QgVГ 10  м 3 , где м – КПД механизма подъема груза, ориентировочно принимается м = 0,8…0,85. Наиболее распространенными для механизма подъема груза являются крановые электродвигатели с фазным ротором серии MTF, основные характеристики и размеры которых приведены на рис. П.1 и в табл. П.3, П.4. Пример Статическая мощность электродвигателя Pс  QgVГ 103 м  12500  9,8  0,25 103  0,85  36,03 кВт. По значению Рс выбираем крановый электродвигатель с фазным ротором серии MTF 412-8 исполнения IM 1001 на лапах, ГОСТ 185-70. Основные параметры электродвигателя Тип электродвигателя …………………………… Мощность на валу при ПВ=25% Рдв, кВт ……... Частота вращения nдв, мин-1……………………... Максимальный момент Tmax, Н·м ………………. Момент инерции ротора Iр , кг·м2 ……………… Маcса m, кг ………………………………………. Диаметр вала d1 , мм …………………………….. Длина вала l1 , мм ………………………………. MTF 412-8 26 715 883 0,75 345 65 140 1.5.2. Выбор редуктора Основными характеристиками редуктора являются: передаточное число, допускаемый вращающий момент или мощность на тихоходном валу и частота вращения быстроходного вала. Для механизмов подъема груза используются в основном двухступенчатые цилиндрические горизонтальные редукторы типа Ц2, Ц2У, Ц2Н и реже трехступенчатые редукторы типа Ц3 (при необходимости иметь большое передаточное число). Характеристики редукторов приведены в табл. П.5...П.10 и на рис. П.2...П.5. 13 Частота вращения барабана nб  60VГ uп . D1 Требуемое передаточное число редуктора n u p  дв , nб где nдв – частота вращения вала электродвигателя. Ориентировочная величина требуемого вращающего момента на тихоходном валу (без учета потерь на трение в редукторе) Р Т Т  9550 с . nб Пример Частота вращения барабана nб  60VГ uп 60  0,25  2   19,1 мин 1 .  D1 3,14  0,5 Требуемое передаточное число редуктора u p  nдв nб  715  37,4. 19,1 Требуемый вращающий момент на тихоходном валу редуктора Р 36,03 Т Т  9550 с  9550  18015Н  м  18,015 кН·м. nб 19,1 По величине требуемого вращающего момента с учетом требуемого передаточного числа выбираем для группы режима работы М6 (4М) и частоты вращения быстроходного вала nдв = 715 мин -1 = = 11,9 с-1 редуктор типа Ц2-500. Основные параметры редуктора Тип редуктора …………………………………………… Передаточное число uр ………………………………….. Вращающий момент на тихоходном валу редуктора ТТ, кН· м ………………………………………. Диаметр быстроходного вала d, мм …………………….. Длина быстроходного вала (l+l1), мм ………………….. 14 Ц2-500 40 20 60 140 Фактическая частота вращения барабана nбф  nдв 715   17 ,88 мин 1 . uр 40 Фактическая скорость подъема груза VГф  D1nбф 60uп  3,14  0,5  17 ,88  0,23 м / с. 60  2 Фактическая скорость подъема груза отличается от заданной на 8%, т.е. меньше, чем на 10%, что допустимо. 1.5.3. Выбор соединительных муфт Соединение вала электродвигателя и быстроходного вала редуктора осуществляется упругой втулочно-пальцевой муфтой, одна из полумуфт которой выполнена в виде тормозного шкива (рис. П.6.). Эта полумуфта крепится на быстроходный вал редуктора, что обеспечивает жесткую связь тормоза с барабаном через редуктор. Выбор размеров муфты производится по величине расчетного вращающего момента Тм: Тм = Тс к1 к2, где Тс – момент статического сопротивления вращению в период пуска: Тс  Fб zD1 2u р б р , uр – передаточное число выбранного редуктора; б – КПД барабана, принимается б = 0,94...0,96; р – КПД редуктора: двухступенчатого р = 0,96; трехступенчатого р = 0,94; к1 – коэффициент, учитывающий степень ответственности механизма. Для механизма подъема принимается к1 = 1,3 [4]; к2 – коэффициент, учитывающий группу режима работы механизма, определяется по табл. 1.6. 15 Таблица 1.6 Значения коэффициента к2 [4] Группа режима работы механизма к2 М1...М5 (1М...3М) 1,1 М6 (4М) 1,2 М7 (5М) 1,3 М8 (6М) 1,5 Табличное значение момента Т (табл. П.11) выбранной муфты должно быть больше расчетного Тм, кроме того, следует согласовать размеры отверстий в полумуфтах под валы с диаметрами валов электродвигателя и редуктора. Тихоходный вал редуктора соединяется с барабаном зубчатой муфтой, причем выходной конец вала редуктора обычно выполняется в виде зубчатой полумуфты (рис. П.4, П.5). Такое конструктивное решение обеспечивает компактность грузовой лебедки. При недостаточном межосевом расстоянии редуктора (корпуса электродвигателя и барабана перекрывают друг друга) следует выполнить компоновку лебедки по развернутой схеме (рис. 1.3, а) или соединить редуктор с барабаном трансмиссионным валом и двумя муфтами (рис. 1.3, б). Рис. 1.3. Компоновки грузовой лебедки по развернутой схеме (а) и с трансмиссионным валом (б): 1 – электродвигатель; 2 – муфта с тормозным шкивом; 3 – тормоз; 4 – редуктор; 5 – зубчатая муфта; 6 – барабан; 7 – трансмиссионный вал 16 Пример Момент статического сопротивления вращению в период пуска Тс  Fб zD1 2u р б р  35619  2  0,5  488,2 Н·м. 2  40  0,95  0,96 Величина расчетного вращающего момента Тм = Тс к1 к2 = 488,2 · 1,3 ·1,2 = 761,6 Н· м. Основные параметры муфты упругой втулочно-пальцевой с тормозным шкивом Номинальный вращающий момент Т, Н·м ………… Диаметры посадочных отверстий в полумуфтах, мм: d ……………………………………………….… d1 …………………………………………….…... Диаметр тормозного шкива DТ, мм ………………….. Момент инерции муфты Iм , кгм2…………………. 1000 60...70 50...70 300 1,5 1.5.4. Выбор тормоза Для стопорения и удержания груза на весу устанавливают нормально замкнутые тормоза, автоматически размыкающиеся при включении привода механизма. Тормоза обычно устанавливаются на быстроходный вал механизма, где действует наименьший крутящий момент (чаще всего на одной из полумуфт соединения двигателя с редуктором). Выбирается тормоз по величине расчетного тормозного момента. Необходимый расчетный момент, развиваемый тормозом: Т Т  Т сТ кТ , где Т сТ – момент статического сопротивления на валу электродвигателя при торможении механизма; Fб zD1 б р Т Тс  , 2u р кТ - коэффициент запаса торможения, определяемый по табл. 1.7. 17 Таблица 1.7 Значения коэффициента запаса торможения кТ [4] Группа режима работы механизма кТ М1...М5 (1М...3М) 1,5 М6 (4М) 1,75 М7 (5М) 2,0 М8 (6М) 2,5 Пример Момент статического сопротивления на валу электродвигателя при торможении Т сТ  Fб zD1б р 2u р  35619  2  0,5  0,95  0,96  406,06 Н·м. 2  40 Величина расчетного тормозного момента Т Т  Т сТ кТ  406,06 1,75  710,6 Н·м. Выбираем тормоз ТКГ-300 с приводом от электрогидравлического толкателя (рис.П.7. и табл. П.12). Основные параметры тормоза ТКГ-300 Тормозной момент Т, Н· м…………………… 800 Тип толкателя…………………………………. ТГМ-50 Диаметр тормозного шкива D, мм…………... 300 1.5.5. Проверочные расчеты работоспособности отдельных узлов грузовой лебедки 1.5.5.1. Проверка электродвигателя по времени пуска при подъеме груза Электродвигатель должен разгонять механизм за достаточно короткое время, иначе уменьшится производительность крана. Но при очень малом времени пуска разгон будет сопровождаться большим ускорением, что уменьшит прочность элементов, устойчивость груза и т.д. 18 Время пуска (разгона) электродвигателя должно быть в пределах 1...2 с и определяется по формуле tп     I nдв  9,55 Т ср.п  Т с 9,55Q103 VГф 2   nдв Т ср.п  Т с  м , где  = 1,1...1,2 - коэффициент, учитывающий влияние вращающихся масс привода, кроме муфты с тормозным шкивом и ротора электродвигателя; I – суммарный момент инерции ротора и муфты с тормозным шкивом, кг·м2 ; I  I р  I м , Т ср .п – среднепусковой момент электродвигателя; ψ  ψ min Т ср.п  max Т ном , 2 где Тном - номинальный момент на валу электродвигателя, Нм; Т ном  9550 Рдв , nдв  max - максимальная кратность пускового момента электродвигателя; Т ψ max  max , Т ном min - минимальная кратность пускового момента электродвигателя; min = 1,1...1,4. Ускорение при пуске электродвигателя а V Гф tп . Полученные значения t п и a необходимо сравнить с допускаемыми значениями. Допускаемое время пуска  tп  = 1...2 с. Допускаемое ускорение груза при разгоне на подъем:  a  = 0,6 м/с2 – для мостовых кранов;  a  = 0,8 м/с2 – для козловых и башенных кранов с грейферами,  a  = 0,35 м/с2 – с крюковыми подвесками. 19 Если tп   tп , то необходимо выбрать двигатель с меньшей мощностью. Если tп   tп , то необходимо выбрать двигатель с большей мощностью той же относительной продолжительности включения (ПВ) и той же или близкой частотой вращения. Пример Номинальный момент на валу электродвигателя Р 26 Т ном  9550 дв  9550  347,3 Н·м. nдв 715 Максимальная кратность пускового момента электродвигателя  max  Т max 883   2,54. Т ном 347 ,3 Среднепусковой момент электродвигателя Т ср .п   max   min 2 Т ном  2,54  1,3 347 ,3  666,8 Н·м. 2 Суммарный момент инерции ротора и муфты с тормозным шкивом I = Iр + Iм = 0,75+1,5 = 2,25 кг· м2. Время пуска электродвигателя tп   Inдв  9,55 Т ср.п  Т с   9,55Q103 VГф 2   nдв Т ср.п  Т с  м  1,2  2,25  715 9,55 12,5 103  0,232   1,19 с. 9,55666,8  488,2 715666,8  488,20,85 Полученное время пуска находится в пределах допускаемых значений 1 с  1,19  2 с. Ускорение при пуске электродвигателя VГф 0,23 а   0,19 м / с 2 . tп 1,19 что меньше допускаемого значения ускорения  a  = 0,8 м/с2. 20 1.5.5.2. Проверка тормоза по времени торможения Время торможения при опускании груза (при подъеме груза это время будет меньше, так как в этом случае момент от массы груза и тормозной момент действуют в одном направлении): tТ   9,55 Т Т   2 Inдв  Т сТ   9,55Q103 VГф  м  nдв Т Т  Т сТ  . Наибольшая допускаемая длина пути торможения S   V Гф кs , где кs – коэффициент пути торможения, определяемый по табл. 1.8. Таблица 1.8 Значения коэффициента пути торможения кs [4] Группа режима работы механизма кs М1...М5 (1М...3М) 2 М6 (4М) 1,7 М7, М8 (5М, 6М) 1,3 Максимальное время торможения при опускании груза tT max  2S  V Гф , при этом должно быть соблюдено условие tТ max  t Т . Замедление груза при торможении VГф аТ  . tT Замедление груза при торможении должно быть меньше или равно допускаемой величине aТ ≤  a  . 21 Пример Время торможения при опускании груза tT  Inдв  9,55 Т Т  Т cТ   2  9,55Q103 VГФ  м   nдв Т Т  Т cТ   1,2  2,25  715 9,55  12,5  103  0,232  0,85    0,68 с. 9,55710,6  406,06 715710,6  406,06 Наибольшая допускаемая длина пути торможения при опускании груза VГф 0,23 S     0,135 м. кs 1,7 Максимальное время торможения при опускании груза tT max  2S  2  0,135   1,17c > tТ  0,68 с 0,23 VГф Замедление груза при торможении аТ  VГф 0,23 2   0,34 м/с , tТ 0,68 aТ   a  = 0,8 м/с2 . 22 Глава 2 РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА ПЕРЕДВИЖЕНИЯ КРАНА 2.1. Общие положения Механизмы передвижения обеспечивают передвижение грузоподъемного крана по горизонтальному или наклонному рельсовому пути. Наиболее распространенными в кранах для лесных грузов являются механизмы передвижения с раздельным приводом ходовых колес. Такие механизмы обладают меньшей суммарной массой и отличаются простым конструктивным исполнением. Кран, передвигаясь по рельсам, постоянно отклоняется от прямолинейного движения, в результате возникают так называемые перекосы. При перекосе одна из сторон крана забегает вперед или отстает относительно другой стороны. При работе механизмов передвижения с раздельным приводом и цилиндрическими ходовыми колесами происходит периодическое перераспределение нагрузок между электродвигателями обоих приводов через металлоконструкцию крана, размеры и жесткость которой могут влиять на характер его движения. Благодаря выравнивающей способности движение крана с перекосом уменьшается, а срок службы ходовых колес и рельсов увеличивается. Компонование привода зависит от места его расположения и типа передаточного механизма (редуктора). В схемах привода используют как вертикальные, так и горизонтальные редукторы. Для расчета механизма передвижения крана необходимо иметь следующие исходные данные:  тип крана;  номинальную грузоподъемность (Q);  номинальную скорость передвижения крана (Vкр);  максимальную высоту подъема груза (Н);  пролет (L);  вылет консоли (Lк) или стрелы (Lс);  высоту пролетной балки крана (h); 23  массу крана (mкр);  группу режима работы механизма;  место установки крана (в помещении или на открытом воздухе). В примере расчета использованы следующие исходные данные: тип крана консольно-козловой; Q = 12,5т; Vкр = 0,63 м/с; Н = 10 м; L = 32 м; Lк = 10 м; h = 3 м; mкр = 42 т; группа режима работы – М6 (4М); место установки крана – на открытом воздухе. 2.2. Выбор кинематической схемы механизма Рекомендуемые схемы механизмов передвижения кранов с раздельным приводом приведены на рис.2.1 [1]. Общее количество ходовых колес z крана принимается в зависимости от грузоподъемности: для башенного крана для консольно-козлового крана z = 8 при Q  10 т; z= 4 при Q < 20 т; z = 12 при Q  10 т; z = 8 при Q  20 т; для бесконсольно-козлового крана для мостового крана z = 8 при Q < 40 т; z = 4 при Q < 80 т. z = 12 при Q  40 т; Из приведенных на рис. 2.1 схем выбирается схема механизма передвижения крана с учетом принятого количества колес z. 2.3. Нагрузки на ходовые колеса Нагрузки, действующие на ходовые колеса крана, учитываются при выборе диаметра ходовых колес и типа рельса подкранового пути. На рис. 2.2 - 2.4 приведены расчетные схемы нагрузок кранов, на которых обозначено: FG кр – сила тяжести крана; 24 FGГ – сила тяжести поднимаемого груза вместе с грузозахватным приспособлением; FGТ – сила тяжести грузовой тележки, ориентировочно определяется: с приводными колесами FGТ  0,4Qg, с канатной тягой FGТт  0,2Qg; FRA, FRB – силы реакций, действующие на колеса двух ходовых тележек подкрановых путей А и В; l – расстояние от оси опоры крана до центра масс тележки в крайнем положении. Рис. 2.1. Кинематические схемы механизмов передвижения кранов: а - башенного; б - бесконсольно-козлового; в - мостового; г - консольнокозлового. 1 - электродвигатель, 2 - упругая муфта, 3 - тормоз, 4 - червячный редуктор, 5 - зубчатая муфта, 6 - ходовое колесо, 7 - открытая зубчатая передача, 8 - горизонтальный цилиндрический редуктор, 9 - вертикальный цилиндрический редуктор 25 2.3.1. Консольно-козловой кран Пример Силы тяжести: крана FG кр = mкр g = 42  9,8 = 411,6 кН, груза и грузозахватного приспособления FG Г= Q g = 12,5  9,8 = 122,5 кН, грузовой тележки (с приводными колесами) FG Т = 0,4 Q g = 0,4  12,5  9,8 = 49 кН. Рис. 2.2. Расчетная схема нагрузок консольно-козлового крана Наибольшая статическая нагрузка на колеса двух ходовых тележек, опирающихся на рельс В, определяется из уравнения  М F( A)  0 (см. рис. 2.2): FGкр L 2  FGГ  FGТ L  l   FRB L  0 , отсюда FG кр L  FGГ  FGТ L  l  411,6  32  122,5  4932  8 2 2 FRB    420,2 кН, L 32 где l = Lк - 2 = 10-2 = 8 м. С учетом количества ходовых колес, опирающихся на один рельс подкранового пути, максимальная нагрузка на одно колесо FR max  FRB 420,2   210,1кН, z 4 2 2 где z = 4 - общее количество колес крана, принятое согласно рекомендациям п.2.2. 26 2.3.2. Бесконсольно-козловой кран Наибольшее значение статической нагрузки на колеса двух ходовых тележек, опирающихся на рельс В, определяются из уравнения  M F ( A)  0 (см. рис. 2.3): FGкк L 2  FGГ  FGТ отсюда FRB  L  l   FRB L  0 , FG кр L  FGГ  FGТ L  l  2 L . Рис. 2.3. Расчетная схема нагрузок бесконсольно-козлового крана 2.3.3. Мостовой кран Расчетная схема нагрузок мостового крана не отличается от схемы нагрузок бесконсольно-козлового крана, поэтому наибольшая нагрузка на ходовые колеса, опирающиеся на один подкрановый рельс, определяется по уравнению п. 2.3.2. 27 2.3.4. Башенный кран Опорные нагрузки на ходовые колеса башенного крана переменны и зависят не только от действующих нагрузок, но и от положения стрелы относительно его неповоротной части. Статическая нагрузка на наиболее нагруженные колеса ходовых тележек определяется из уравнения  M F ( A)  0 (см. рис.2.4): FGкр С  ( FGГ  FGТ )( L  С )  FRBС  0 , отсюда 2 FGкк С  ( FGГ  FGТ )(L  С ) 2 2 , FRB  С 2 где С – база крана (расстояние между поперечными осями, проходящими через центры шарниров крепления ходовых тележек (колес) к раме). Рис. 2.4. Расчетная схема нагрузок башенного крана 28 2.4. Выбор и расчет ходовых колес По величинам максимальной нагрузки F R ma x на наиболее нагруженное колесо, скорости передвижения крана с учетом группы режима работы механизма по табл. П.13 выбираются значения диаметра стандартного двухребордного цилиндрического колеса, тип рельса и коэффициент трения качения колеса о рельс. Основные размеры ходовых колес приведены в табл. П.14 и на рис. П.8. Основные параметры рельсов приведены в табл.П.15 и на рис. П.9. После выбора параметров колес и типа рельса производится проверочный расчет ходовых колес на контактную прочность. Напряжение в зоне контакта не должно превышать допускаемое значение, устанавливаемое в зависимости от механических свойств материала колеса. В механизмах передвижения используются железнодорожные (тип Р) и крановые (тип КР) рельсы (см.табл.П.15) с выпуклой головкой, имеющие точечный контакт с дорожкой качения колеса. Контактное напряжение при этом определяется  4 :  H  кк f 3 2 F р Eпр R12   H , где к – коэффициент, зависящий от соотношения радиусов колеса и скругления головки рельса; R1 – больший из радиусов колеса и скругления (выпуклости) головки рельса, м; к  0,099 ( R1 / R2 ) 4 ; R2 – меньший из радиусов колеса и скругления головки рельса, м: кf – коэффициент, учитывающий влияние трения на работу опорных колес, принимается при режимах работы: (1М...3М) - кf = 1,0; (4М) - кf = 1,04...1,06; (5М, 6М) - кf = 1,06...1,1; Fp – расчетная нагрузка на колесо, Н: F p  к н к Д FR max , кн – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине рельса: для рельсов с выпуклой головкой кн = 1,1; 29 кд – коэффициент динамичности, зависящий от скорости передвижения крана (Vкр). При Vкр < 1 м/с кд = 1,0; при Vкр = 1...1,5 м/с при Vкр = 1,5...3 м/с кд = 1,2; при Vкр > 3 м/с кд = 1,1; кд =1,3; FR max – максимальная нагрузка на колесо при номинальных нагрузках на кран в рабочем состоянии, Н; Епр – приведенный модуль упругости материала колеса и рельса, МПа. Для стали принимается Епр = (2,1...2,2)105 МПа;  H – допускаемое контактное напряжение, МПа, H = (0,7...0,9) Т , Т – предел текучести материала колеса, МПа (табл.2.1). Таблица 2.1 Значения предела текучести различных материалов кованых ходовых колес Материал Предел текучести Т, МПа ГОСТ Сталь 45 360 50 380 1050-88 75 900 65Г 785 14959-79 Пример По величине FR max = 210,1 кН, скорости передвижения крана Vкр = 0,63 м/с, группе режима работы (4М) по табл. П.13 выбираем приводные и неприводные ходовые цилиндрические колеса с двумя ребордами и рельс с полукруглой головкой. Основные параметры колес: диаметр колеса Dк = 500 мм = 0,5 м; в буксах установлены двухрядные сферические роликоподшипники № 3622, внутренний диаметр подшипника (диаметр цапфы) dц = 225 = 110 мм = 0,11 м, тип рельса - КР 70, коэффициент трения качения колеса о рельс  = 0,0006 м. Допускаемая нагрузка на колесо  FR  = 267 кН. Расчетная нагрузка на колесо Fp  кн кд FR max  1,1  1  210,1  231,1кН = 231100 Н. Коэффициент, зависящий от отношения радиусов: к  0,099 ( R1 / R2 ) 4  0,099 (0,4 / 0,25) 4  0,11, 30 где R1 = 0,4 м - радиус скругления головки рельса КР 70; R2 = 0,25 м - радиус ходового колеса. Расчетное контактное напряжение  H  кк f 3 2 Fp Eпр R12  0,11  1,053 231100( 2,1  105 )2  461,3 МПа , 4002 где Е пр = 2,1105 МПа. Допускаемое контактное напряжение  H  0,8 Т  0,8  785  628МПа , где Т = 785 МПа – предел текучести материала Сталь 65Г ходового колеса (см. табл. 2.1). Расчетное контактное напряжение H = 461,3 МПа  H = 628 МПа меньше допускаемого, что соответствует требуемому условию. 2.5. Расчет общего сопротивления передвижению крана Общее сопротивление передвижению крана от статических нагрузок Fпер  Fтр  Fукл  Fв , где Fтр – сопротивление от сил трения; Fукл – сопротивление от уклона рельсового пути; Fв – сопротивление от ветровой нагрузки. 2.5.1. Сопротивление трения при движении крана по прямому рельсовому пути Fтр  к p ( mкр  Q)g fdц  2 Dк , где кр = 2,0...2,5 – коэффициент, учитывающий дополнительные сопротивления от трения реборд и торцов ступиц ходовых колес; g = 9,8 м/с2 – ускорение свободного падения; f – коэффициент трения (приведенный к цапфе вала) в подшипниках опор вала ходового колеса, принимается в шариковых и роли31 ковых подшипниках качения f = 0,015; в подшипниках скольжения открытого типа f = 0,10;  – коэффициент трения (плечо реактивной силы) качения ходовых колес по рельсам, м; dц – диаметр цапфы вала (оси) ходового колеса, м; Dк – диаметр ходового колеса, м. 2.5.2. Сопротивление от уклона рельсового пути Составляющая нагрузки от уклона подкрановых рельсовых путей определяется в пределах максимально допустимого уклона: F у к л = (m к р +Q)g sin  , где sin – уклон рельсового пути, принимаемый: 0,001 – для мостовых кранов; 0,003 - козловых кранов; 0,005 - башенных кранов. 2.5.3. Сопротивление от ветровой нагрузки Ветровая нагрузка практически на 60...80% определяет мощность приводов механизма передвижения крана. Требования обеспечения плавного пуска и торможения механизма передвижения при сравнительно редко действующей ветровой нагрузке часто заставляют усложнять как сами приводы, так и их системы управления. Ветровая нагрузка на кран определяется в рабочем состоянии, при котором обеспечивается эксплуатация крана с номинальным грузом. Распределенная ветровая нагрузка р на единицу расчетной площади элемента конструкции в данной зоне высоты р = qксn, где q = 125 Па – динамическое давление ветра, принимается независимо от района установки крана  3 ; к – коэффициент, учитывающий изменение динамического давления по высоте, принимаемый по табл. 2.2; с – коэффициент аэродинамической силы, принимаемый для пролетных балок, с = 1,375  4 ; n =1- коэффициент перегрузки для рабочего состояния крана 5. 32 Таблица 2.2 Коэффициент изменения динамического давления по высоте Н над поверхностью земли Высота Н над поверхностью земли, м 10 20 40 Коэффициент к 1,00 1,25 1,55 Примечание. Для промежуточных высот значения коэффициента к следует определять линейной интерполяцией данных табл.2.2 Статическая составляющая ветровой нагрузки на элементы конструкции крана Fвк  pAКспл , где А – расчетная площадь конструкции; Кспл – коэффициент сплошности, принимаемый для решетчатых ферм Кспл = 0,35 4 ; A = h L , где h - высота пролетной балки, м; L - длина пролетной балки, м: L =L - для мостовых и бесконсольно-козловых кранов; L =L+2Lк - для консольно-козловых кранов; L = Lс (вылет стрелы) – для башенных кранов. Статическая составляющая ветровой нагрузки на груз FвГ = qксnA Г , где q = 125 Па - динамическое давление ветра; к – коэффициент, принимаемый по табл. 2.2; с = 1,2 - коэффициент аэродинамической силы для груза  4 ; n = 1 - коэффициент перегрузки для рабочего состояния; AГ - расчетная площадь груза, принимаемая в зависимости от его номинальной массы Q по табл. 2.3. Полное сопротивление от ветровой нагрузки Fв  Fвк  FвГ . Пример Сопротивление передвижению от сил трения Fтр  к p mкр  Q g fdц  2 Dк  2,242  12,59,8  33 0,015  0,11  2  0,0006  6,7кН . 0,5 Таблица 2.3 Ориентировочная расчетная площадь груза AГ в зависимости от его номинальной массы Q Q, т 0,05 0,10 0,20 0,25 0,32 0,40 0,50 0,63 0,80 1,00 AГ, м 2 0,56 0,80 1,00 1,4 1,6 1,8 2,0 2,2 2,5 2,8 AГ, м 2 3,2 3,6 4,0 5,0 5,6 6,3 7,1 8,0 9,0 10,0 Q, т 1,25 1,60 2,0 2,5 3,2 4,0 5,0 6,3 8,0 10,0 Q, т 12,5 16,0 20,0 25,0 32,0 40,0 50,0 63,0 80,0 100,0 AГ, м 2 12 14 16 18 20 22 25 28 32 36 Сопротивление от уклона рельсового пути F у к л = (m к р +Q)g sin  =(42+12,5)9,8·0,003=1,6кН . Распределенная ветровая нагрузка на единицу расчетной площади элемента конструкции р = qксn = 125  1  1,375  1 = 171,875 Па. Расчетная площадь конструкции крана A = h L = 3  52 = 156 м2, где h = 3 м - высота пролетной балки крана; L - длина пролетной балки, определяемая L = L + 2Lк = 32 + 2  10 = 52 м. Статическая составляющая ветровой нагрузки на элементы конструкции крана Fвк  pAКспл  171,875 156  0,35  9400Н  9,4 кН . Статическая составляющая ветровой нагрузки на груз FвГ = qксnA Г = 12511,2112 = 1800 Н = 1,8 кН, где q = 125 Па; к =1 (см. табл.2.2); с = 1,2; n = 1; Aг = 12 м2 (см. табл. 2.3). Полное сопротивление от ветровой нагрузки на кран в рабочем состоянии Fв  Fвк  FвГ = 9,4 + 1,8 = 11,2 кН. 34 Общее сопротивление передвижению крана от статических нагрузок Fпер = Fтр + Fукл +Fв = 6,7 + 1,6 + 11,2 = 19,5 кН. 2.6. Выбор электродвигателя Выбор электродвигателя механизма передвижения производится по статической мощности, требуемой при установившемся движении в рабочем состоянии 6. Статическая мощность электродвигателя одного привода, кВт, ориентировочно определяется: Рс  FперVкр а м , где м - КПД механизма передвижения, принимается м = 0,8...0,9 – для цилиндрического редуктора, м = 0,65...0,7 – для червячного редуктора; а - количество механизмов передвижения крана, принимается равным 2 или 4. С учетом ПВ% выбирается крановый электродвигатель с фазным ротором серии MTF с мощностью, близкой к статической, при этом, учитывая нестабильность ветровой нагрузки, мощность двигателя может быть меньше статической Рс на 20%. Основные характеристики и размеры электродвигателей MTF приведены в табл. П.3, П.4 и на рис. П.1. Пример Статическая мощность электродвигателя Pc  Fпер Vкр a м  19,5  0,63  7 ,2 кВт, 2  0,85 где а = 2 - количество механизмов передвижения; м = 0,85 - КПД механизма передвижения. По значению Рс выбираем крановый электродвигатель с фазным ротором серии МТF исполнением 1М1001 на лапах, ГОСТ 185-70. 35 Основные параметры электродвигателя Тип электродвигателя ………………………………….. МТF 112-6 Мощность на валу при ПВ=25% Рдв, кВт …………….. 5,8 -1 Частота вращения пдв, мин ……………………………. 915 Максимальный момент Тmax, Нм …………………….. 137 Момент инерции ротора Ip, кгм2 …………………….. 0,067 Масса m, кг …………………………………………….. 88 Диаметр вала d1, мм …………………………………… 35 Длина вала l1, мм ………………………………………. 80 2.7. Выбор редуктора В механизмах передвижения кранов используются цилиндрические горизонтальные двухступенчатые редукторы типов Ц2, Ц2У, Ц2Н, цилиндрические вертикальные трехступенчатые крановые редукторы типов ВК, ВКУ и червячные одноступенчатые универсальные редукторы типа Ч. Выбор редуктора производится в зависимости от кинематической схемы привода по передаточному числу, расчетной мощности или допускаемому вращающему моменту на тихоходном валу и частоте вращения быстроходного вала (задается частотой вращения электродвигателя). Технические данные редукторов приведены соответственно в табл. П.5…П.10, П.16…П.23 и на рис. П.2…П.5., П.10…П.14. Основные параметры для выбора редуктора Частота вращения ходового колеса nк  60Vкр  Dк . Требуемое передаточное число привода u  nдв . nк Расчетная мощность редуктора Рр = Рс ку , 36 где ку - коэффициент, учитывающий условия работы редуктора для групп режима: (1М...3М) – ку = 2,25; (4М) – ку = 2,2; (5М) – ку =1,7; (6М) – ку = 1,3. Требуемая величина вращающего момента на тихоходном валу редуктора (без учета потерь на трение) ТТ  9550 Рр nТ , где nТ - частота вращения тихоходного вала редуктора. Для мостового (см. рис. 2.1, в) и консольно-козлового (см. рис. 2.1, г) кранов nТ = nк , а требуемое передаточное число привода равно передаточному числу редуктора: u  uр . Для башенного (см. рис. 2.1, а) и бесконсольно-козлового (см. рис. 2.1, б) кранов необходимо учесть, что требуемое передаточное число привода равно: u = up uзп , где uр – требуемое передаточное число редуктора; uзп – предварительное значение передаточного числа открытой зубчатой передачи, принимаемое ориентировочно изп = 2,5...2,8. С учетом этого требуемое передаточное число редуктора будет равно: u p  u , u зп а частота вращения тихоходного вала редуктора nт = nк uзп . 2.8. Фактическая скорость передвижения ф Vкр  Vкр u  u р u зп где up - передаточное число редуктора. Пример Частота вращения ходового колеса 37 , nк  60Vкр 60  0,63   24,08 мин-1 .  Dк 3,14  0,5 Требуемое передаточное число привода n 915 u  дв   38. nк 24,08 Расчетная мощность редуктора Рр = Рс ку = 7,2  2,2 = 15,84 кВт. Вращающий момент на тихоходном валу редуктора ТТ  9550 Рр nТ  9550 15,84  6282 Н·м =6,28 кН·м , 24,08 -1 здесь nТ = nк =24,08 мин . По величине вращающего момента с учетом требуемого передаточного числа выбираем для группы режима работы (4М) и частоты -1 вращения быстроходного вала nб = nдв = 915мин-1 = 15,25 с редуктор вертикальный крановый типа ВКУ - 610М (см. табл. П.18, П.19 и рис. П.11). Основные параметры редуктора Тип редуктора………………………………………………..ВКУ - 610М Передаточное число иp…………………………………………… .40 Вращающий момент на тихоходном валу редуктора ТТ, кНм …7,9 Быстроходный вал: Диаметр d, мм ……………………….………. 40 Длина l1, мм …………………………………. 110 Тихоходный вал: Диаметр d, мм ……………………….………. 80 Длина l2, мм …………………………………. 130 Фактическая скорость передвижения крана ф Vкр  Vкрu  u p u зп  0,63  38  0,6 м/с.. 40  1 Так как в приводе механизма передвижения консольно-козлового крана открытая зубчатая передача отсутствует, принимаем uзп = 1. Изменение величины скорости Vкр %  Vкр  Vкрф Vкр 100%  38 0,63  0,6 100%  4,8%. 0,63 Фактическая скорость передвижения крана меньше заданной на 4,8%, что допустимо. 2.9. Расчет элементов открытой зубчатой передачи Колеса открытой зубчатой передачи (см.рис. 2.1, а, 2.1, б) чаще всего выполняются прямозубыми, причем ведомые колеса непосредственно соединяются с ходовыми колесами. По условиям компоновки диаметр ходового колеса и диаметр делительной окружности ведомого зубчатого колеса принимаются одинаковыми (Dк = d2=mz2). Количество зубьев шестерни принимается минимальным из условия отсутствия подреза: z1 = 17. Количество зубьев колеса определяется из принятого передаточного числа: z2 = z1 uзп . В случае получения дробного значения число зубьев z2 округляется до целого в большую сторону. Уточненное передаточное число зубчатой передачи z u зп  2 . z1 Расчетное значение модуля зацепления колес m Dк z2 . Полученное значение модуля округляется до ближайшего большего значения из ряда стандартных модулей (ГОСТ 9563-80): 4,0; 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. Диаметры делительных окружностей: шестерни d1 = mz1, колеса d2 = mz2 . Межосевое расстояние d d aw  1 2 . 2 Ширина зубчатого венца колеса 39 в2 = а аw , где а – коэффициент ширины, принимают: при симметричном расположении 0,315…0,4 , при несимметричном расположении 0,25…0,315. Значение ширины колеса после вычисления округляется в ближайшую сторону до целого числа. Ширина шестерни в1 = в2 + (5...10) мм. Далее, если заданием на проект предусмотрено конструирование сборочной единицы «Установка ходового колеса» и имеется открытая зубчатая передача, необходимо сделать проверку зубьев открытой передачи на изгиб. 2.10. Выбор соединительных муфт Для соединения вала электродвигателя и быстроходного вала редуктора применяется муфта упругая втулочно-пальцевая с тормозным шкивом (см. рис. П.6 и табл. П.11). Тормозной шкив устанавливается на быстроходный вал редуктора. Вращающий момент, передаваемый муфтой, соединяющей вал двигателя и быстроходный вал редуктора, равен моменту статических сил сопротивлений: ном Тм  Тс  Fпер Dк 2аu р м . Тип зубчатой муфты, соединяющей тихоходный вал редуктора и вал ходового колеса, выбирается с учетом диаметров концов валов, соединяемых данной муфтой. При этом допускается комбинация втулок муфты различных исполнений (с цилиндрическим и коническим отверстиями). Непосредственное соединение тихоходного вала редуктора и вала ходового колеса производится зубчатой муфтой типа 1 (рис. П.15 и табл. П.24). Соединение тихоходного вала редуктора и вала ходового колеса через трансмиссионный вал производится двумя зубчатыми муфтами типа 2 (рис. П.15, П.16 и табл. П.24). Вращающий момент, передаваемый зубчатой муфтой, при наличии в приводе открытой зубчатой передачи: 40 ном Тм  Fпер Dк 2аu зп . Выбор размеров соединительных муфт производится по величинам расчетных вращающих моментов, причем табличное значение момента Тм должно быть больше расчетного: ном Т мр  Т м к1 к 2 , где к1 – коэффициент, учитывающий степень ответственности механизма, принимается к1 = 1,2; к2 – коэффициент, учитывающий группу режима работы механизма, принимается для групп режима работы: (1М...3М) - к2 = 1; (5М) - к2 = 1,3; (4М) - к2 =1,2; (6М) - к2 = 1,5. Пример Вращающий момент, передаваемый муфтой, соединяющей вал электродвигателя и быстроходный вал редуктора: Т мном  Fпер Dк 19500  0,5   71,7 Н·м, 2аu м 2  2  40  0,85 где u – передаточное число привода, равное передаточному числу редуктора: u=uр. Расчетная величина момента р ном Тм  Тм к1к2  71,7  1,2  1,2  103,2 Н·м . По требуемому расчетному моменту Т мр и диаметрам соединяемых валов выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту с тормозным шкивом (см. табл.П.11). Основные параметры муфты упругой втулочно-пальцевой с тормозным шкивом Номинальный вращающий момент Т, Нм…………………… 500 Диаметры посадочных отверстий в полумуфтах, мм: d ………………………………………………………… 40 - 45 d1 ………………………………………………………… 40 - 45 Диаметр тормозного шкива DТ, мм …………………………... 200 41 2 Момент инерции муфты Iм, кгм …………………………….. 0,32 Вращающий момент, передаваемый зубчатой муфтой, установленной на тихоходном валу привода: ном Тм  Fпер Dк 2au зп  19500  0,5  2437,5 Н·м. 2  2 1 Расчетный момент ном Т мр  Т м к 1 к 2  2437,5  1,2  1,2  3510 Н·м. По величине Т мр выбираем зубчатую муфту типа 1 (см. табл. П.24). Основные параметры зубчатой муфты Номинальный вращающий момент Т, Нм………………………. 10000 Диаметры посадочных отверстий в полумуфтах, мм dц , dк ………………………………………………………….. 100 Длина муфты L, мм ……………………………………………..… 340 2.11. Оценка работоспособности механизма передвижения Максимально допустимое ускорение крана при пуске по условию сцепления колес с рельсами  zпр    к fdц     2  fdц p  Fв  g ,   Dк mкр g   z  к Dк  где zпр – количество приводных ходовых колес крана;  – коэффициент сцепления ходовых колес с рельсами: при работе в помещении  = 0,15, при работе на открытом воздухе  = 0,12, при работе с песочницами  = 0,2; к – коэффициент запаса сцепления: при нормальной работе без ветровой нагрузки к = 1,2, с ветровой нагрузкой к = 1,1; Fв – ветровая нагрузка на кран в рабочем состоянии; g = 9,8 м/с2 – ускорение свободного падения. Наименьшее допускаемое время пуска по условию сцепления колес amax  42   t  min  Vкрф  a  max . 2.11.1. Проверка электродвигателя по времени пуска без груза tп   Inдв  9,55 Т ср.п  Т с     Т   ф 9,55mкр Vкр  nдв Т ср.п с 2 , м где  = 1,1...1,2 – коэффициент, учитывающий влияние вращающихся неучтенных масс привода; I = Iр+Iм – суммарный момент инерции ротора электродвигателя и муфты с тормозным шкивом, кгм2; Тср.п – средний пусковой момент электродвигателя, Нм. Для электродвигателей с фазным ротором  max   min Т cр .п  Tном , 2 где Тном - номинальный момент на валу электродвигателя, Нм: Тном  9550  max  Pдв ; nдв Tmax  максимальная кратность пускового момента электроTном двигателя; min = 1,1...1,4 – минимальная кратность пускового момента электродвигателя. Тс  – момент статических сопротивлений при работе крана без груза: Т c   Dк Fпер 2au м ,   Fтр   Fукл   Fв – сопротивление передвижению крана без где Fпер груза. Время пуска (разгона) механизма до номинальной скорости не должно превышать tп = 8...10 с 6. Фактическое ускорение крана при пуске механизма а ф  ф Vкр tп  а max . 43 Пример Максимально допустимое ускорение крана при пуске по условию сцепления колес с рельсами  zпр    к fd    ц   2  fdц  р  Fв  g    Dк mкр g   z  к Dк  2,2 11,2   2  0,12 0,015  0,11  =    9,8  0,16 м/с 2 ,   2  0,0006  0,015  0,11  0,5 0,5 42  9,8    4  1,1 аmax   где zпр = 2 – количество приводных колес крана; z = 4 – общее количество колес крана; Fв = 11,2 кН – ветровая нагрузка на кран в рабочем состоянии. Расчетная величина [a]max сравнивается с нормативными данными (табл.2.4). Из двух значений для последующих расчетов принимается меньшее. Таблица 2.4 Наибольшие допускаемые ускорения и замедления [a] механизмов передвижения кранов с гибким подвесом груза по условиям технологического процесса 2 Назначение крана Перегрузка штучных грузов: с ручной строповкой с помощью приводного захвата [a], м/с , при грузоподъемности Q, т до 3,2 3,2...12,5 свыше 12,5 0,20 0,10 0,15 0,10 0,10 0,10 По нормам для крана с ручной строповкой при грузоподъемно2 сти Q =12,5 т принимается [a]max = 0,15 м/с . Наименьшее допускаемое время пуска по условию сцепления колес t min  Vкрф amax  0,6  4 c. 0,15 Суммарный момент инерции ротора электродвигателя и упругой втулочно-пальцевой муфты с тормозным шкивом I =Iр + Iм = 0,067 + 0,32 = 0,387 кгм2 . Номинальный момент на валу электродвигателя Р 5,8 Т ном  9550 дв  9550  60,54 Н·м. nдв 915 44 Максимальная кратность пускового момента электродвигателя Т 137  max  max   2,26. Т ном 60,54 Средний пусковой момент электродвигателя с фазным ротором Т ср .п   max   min 2 где min = 1,1. Т ном  2,26  1,1  60,54  101,7 Н·м, 2 Сопротивление передвижению крана без груза: от сил трения fdц  2 0,015  0,11  2  0,0006 FТ р  к p mкр g от уклона пути  2,2  42  9,8 Dк 0,5  5,16 кН,   mкр g sin   42  9,8  0.003  1,235 кН , Fук от ветровой нагрузки Fв  Fвк  9,4 кН , полное сопротивление передвижению   Fтр   Fукл   Fв  5,16  1,235  9,4  15,8 кН  15800 Н . Fпер Момент статических сопротивлений при работе крана без груза 15800  0,5  F D Т с  пер к   58 Н·м. 2au p м 2  2  40  0,85 Время пуска электродвигателя механизма передвижения крана без груза    2 9,55mкр Vкрф tп    9,55 Т ср.п  Т с nдв Т ср.п  Т с  м  Inдв     1,2  0,387  915 9,55  42  103  0,62   4,63 c. 9,55101,7  58 915101,7  580,85 Фактическое ускорение крана при пуске механизма а ф  ф Vкр tп  0,6  0,13 м / с 2 , что меньше amax  0,15 м / с 2 . 4,63 2.11.2. Проверка электродвигателя на нагрев 45 Требуемая мощность электродвигателя по условиям нагрева с учетом пауз в течение цикла Рпв = к Рэ , где Рэ – требуемая эквивалентная мощность двигателя для рабочей части цикла, определяемая по формуле Рэ =  Рс , где  – вспомогательный коэффициент, принимаемый:  = 1,25 в цехах;  = 1,15 – на открытом воздухе; Рс – статическая мощность электродвигателя; к – коэффициент, учитывающий номинальную относительную продолжительность включения (ПВ), характерную для номинального режима работы, принимаемый для групп режима работы: (1М, 2М, 3М) – к = 0,35; (4М) – к = 0,5; (5М) – к = 0,75; (6М) – к =1,0. При проверке двигателя на нагрев необходимо обеспечить условие Рдв  Рпв . Пример Требуемая эквивалентная мощность электродвигателя для рабочей части цикла механизма передвижения Рэ =  Рс = 1,157,2 = 8,28 кВт. Требуемая мощность электродвигателя по условиям нагрева с учетом пауз в течение цикла Рпв = к Рэ , = 0,58,28 = 4,14 кВт. Номинальная мощность двигателя МТF112-6 Рдв = 5,8 кВт, что больше Рпв = 4,14 кВт, следовательно, условие проверки выполняется. 2.11.3. Проверка запаса сцепления ходовых колес с рельсами при пуске Во избежание пробуксовки, что приводит к ускоренному износу колес и рельсов, должно быть выполнено условие 46 К  Fпр  a ф z пр d ц     mкр g  Fпер  f  g  z D к   1,2, где Fпр - суммарная нагрузка на приводные ходовые колеса крана без груза (опасность пробуксовки больше, когда кран трогается с места без груза), приближенно можно принять Fпр  mкр g z пр z . Расчетное значение максимального допустимого замедления крана по условию сцепления колес с рельсами. аТ max   zпрz  к  Dfdкц   2  fdц  D1к  mFкрв g  g.     Время торможения крана без груза tТ  ф Vкр а max Т . Пример Суммарная нагрузка на приводные ходовые колеса крана без груза Fпр  mкр g z пр z  42  9,8  2  205,8 кН 4 Фактический запас сцепления колес с рельсами при пуске К  Fпр  а ф zпр dц     mкр g  Fпер  f z Dк   g  205,8  0,12  1,2. 0,11   0,13 2 15,8  42  9,8   0,015   0,5   9,8 4 Условие выполняется. Максимальное допустимое замедление крана по условию сцепления колес с рельсами  zпр   fdц  1 Fв         2   fd   g  ц max к  z D D m g к  к кр      а  Т  2  0,12 0,015  0,11  1 11,2      9,8  0,3 м/с 2 .   2  0,0006  0,015  0,11  0,5 0,5 42  9,8    4  1,1 47 Максимально допустимое замедление крана при торможении по нормативным данным (см. табл. 2.4) с учетом технологического процесса (перегрузка штучных грузов с ручной строповкой) должно иметь то же значение, что и ускорение при пуске аmax=0,15 м/с2. Этим обеспечиваются одинаковые условия сцепления колес с рельсами, а также создается одинаковое силовое воздействие на груз при пуске и торможении. Время торможения крана без груза tТ  ф Vкр аmax  0,6  4 c. 0,15 2.12. Выбор тормоза В механизмах передвижения кранов применяются колодочные тормоза с электрогидравлическим толкателем типа ТКГ. Выбор размера тормоза производится по расчетному тормозному моменту с учетом диаметра тормозного шкива муфты. Расчет величины тормозного момента для механизма передвижения крана производится с учетом попутного ветра и при уклоне рельсового пути в сторону движения. Момент статических сопротивлений на валу тормоза при торможении Т Т сТ  Т тр  Т Тукл  Т вТ , Т где Т тр – момент сил трения ходовых колес крана при торможении: mкр g  fdц  2  м Т Т тр  2u , ТТ укл – момент сопротивления движению от уклона пути при тор- можении: Т Тукл  mкр gDк  м sin  2u , Т вТ – момент сопротивления движению от ветровой нагрузки F D  TвТ  в к м , 2u Момент сил инерции при торможении крана без груза 48  2 ф м In дв 9,55mкр Vкр Т Т ин   . 9,55t T nдв t Т Расчетный момент на валу тормоза Т Т Тр  Т ин  Т сТ . Основные параметры и размеры некоторых тормозов ТКГ приведены в табл. П.12 и на рис.П.7. Пример Момент сил трения ходовых колес крана при торможении mкр g  fdц  2  м 42 103  9,80,015  0,11  2  0,00060,85 Т Т тр   2u 2  40  12,46 Н·м . Момент сопротивления движению от уклона пути при торможении Т Тукл  mкр gDк м sin  2u 42  103  9,8  0,5  0,85  0,003   6,56 Н·м. 2  40 Момент сопротивления движению от ветровой нагрузки FвDк м 9,4  103  0,5  0,85 Т Тв    49,9 Н·м. 2  40 2u Момент статических сопротивлений на валу тормоза при торможении Т Т сТ  Т тр  Т Тукл  Т вТ  12,46  6,56  49,9  44 Н·м. Момент сил инерции при торможении крана без груза ф 2  9 , 55 m V  I n кр кр   м Т дв Т ин    9,55t nдвtТ 1,2  0,387  915 9,55  42  103  0,62  0,85    44,66 Н·м. 9,55  4 915  4 T Расчетный момент на валу тормоза Т Т Тр  Т ин  Т сТ  44,66  ( 44 )  88,66 Н·м. По расчетному значению Т Тр  88,66 Нм выбираем колодочный тормоз ТКГ-200 с приводом от электрогидравлического толкателя 49 (см. рис. П.7, табл. П.12), согласуя размер колодок с размером диаметра тормозного шкива упругой втулочно-пальцевой муфты. Основные параметры тормоза ТКГ-200 Тормозной момент ТТ , Нм ………………………. 300 Тип толкателя ……………………………………… ТГМ - 25 Диаметр тормозного шкива D, мм ……………….. 200 Проверка работоспособности тормоза Минимальная длина пути торможения зависит от числа затормаживаемых ходовых колес и принимается из табл.2.5. Таблица 2.5 Рекомендуемая минимальная длина пути торможения крана [4] Отношение числа затормаживаемых ходовых колес к общему их количеству zпр ( z 100% ), % Минимальная длина пути торможения Smin, м 25 2(Vкрф ) 2 / к 50 (Vкрф ) 2 / к 100 (Vкрф ) 2 / 2к Примечание. При коэффициенте сцепления  = 0,2 (работа в помещении) к = 1,5; при  = 0,12 (работа на открытом воздухе) к = 0,9. Фактическая длина пути торможения ф S ф  0,5Vкр tТ , при этом должно быть выполнено условие S ф  Smin . Пример Минимальная длина пути торможения крана (см. табл. 2.5) S min  ф 2 (Vкр ) к 0,6 2   0,4 м. 0,9 Фактическая длина пути торможения 50 ф S ф  0,5Vкр tТ  0,5  0,6  4  1,2 м > Smin= 0,4 м, что соответствует рекомендациям табл. 2.5. Глава 3 РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА ПЕРЕДВИЖЕНИЯ ТЕЛЕЖКИ С КАНАТНОЙ ТЯГОЙ 3.1. Общие положения Механизмы передвижения с канатной тягой применяют главным образом для грузовых тележек козловых, башенных и кабельных кранов. Для этих механизмов характерны незначительная масса и размеры тележек, которые могут перемещаться по наклонному рельсовому или канатному пути. Для расчета механизма передвижения тележки необходимо иметь исходные данные:  тип крана;  номинальную грузоподъемность (Q);  номинальную скорость передвижения тележки (VТ);  пролет (L) или вылет стрелы (Lс);  максимальную высоту подъема (Н);  кратность грузового полиспаста (uп);  количество ходовых колес тележки (zк);  частоту вращения крана (n)(для башенного крана);  группу режима работы механизма;  место установки механизма подъема. Пример расчета приведен для варианта схемы с опорной грузовой тележкой (рис. 3.1) с использованием следующих исходных данных: тип крана  консольно-козловой; Q =32т; VТ = 0,54 м/с; L = 32 м; Н = 11,8 м; uп = 4; 51 zк = 4; группа режима работы М6 (4М); место установки механизма подъема стационарно на металлоконструкции крана. 3.2. Конструкции механизмов передвижения тележек В механизмах передвижения тележек с канатной тягой применяются два варианта схем: с опорной и подвесной грузовыми тележками. На рис. 3.1 приведена схема механизма передвижения опорной грузовой тележки с канатной тягой. Рис. 3.1. Схема механизма передвижения опорной грузовой тележки с канатной тягой Канатный барабан 1 механизма передвижения опорной грузовой тележки (тяговой лебедки) устанавливается на выходном валу привода, включающего электродвигатель 2, муфту с тормозом 3 и редуктор 4. Минимальное количество неиспользуемых (неразматываемых) на барабане витков каната должно составлять 3…4. Грузовая тележка 5 перемещается по рельсовому пути канатом. Ветви каната 6 закреплены на раме тележки. Нижняя ветвь каната проходит через обводной блок 7. На тележке установлены свободно вращающиеся блоки 8 гру52 зового каната, один конец которого закреплен на металлоконструкции 9 крана, а второй - на барабане 10 механизма подъема груза (грузовой лебедке). Схема механизма передвижения подвесной грузовой тележки приведена на рис. 3.2. Рис. 3.2. Схема механизма передвижения подвесной грузовой тележки Механизм передвижения подвесной грузовой тележки состоит из тяговой лебедки, включающей электродвигатель 1, муфту с тормозом 2, редуктор 3 и канатный барабан 4. Одна ветвь каната 5 навивается на барабан, а другая сматывается с него. Обе ветви каната закреплены на раме тележки 6. Верхняя ветвь каната проходит через систему поддерживающих роликов 7 и обводного блока 8. На тележке установлена грузовая лебедка с барабаном 9. 3.3. Выбор ходового колеса тележки Масса тележки:  со стационарно установленным механизмом подъема (консольно-козловой кран) mТ = 0,1Q,  с установленным на тележке механизмом подъема mТ =0,25Q. 53 Пример mТ = 0,1Q = 0,1  32 = 3,2 т. Нагрузка на ходовое колесо FR  (mТ  Q) g , zк где g = 9,8 м/с - ускорение свободного падения; zк = 4. Пример FR  (mТ  Q) g (3,2  32)  9,8   86,2 кН . zк 4 По величине FR , скорости передвижения тележки VТ, группе режима работы (4М) по табл. П.13 выбирается диаметр Dк дорожки качения двухребордного цилиндрического колеса, тип рельса (выпуклая головка) и коэффициент трения качения  колеса о рельс. При выборе диаметра Dк необходимо учитывать, что значение допускаемой нагрузки FR на колесо должно быть равно или больше расчетного значения FR. Основные размеры ходовых колес, тип рельса приведены в табл. П.13 и П.14 и на рис.П.8. Основные параметры рельсов приведены в табл.П.15 и на рис. П.9. Пример По величине FR = 86,2 кН, скорости тележки VT = 0,54 м/с, группе режима работы механизма (4М) выбираем ходовые цилиндрические колеса диаметром Dк = 400 мм = 0,4 м. В буксах установлены двухрядные сферические роликоподшипники №3618 (ГОСТ 5721-75), внутренний диаметр подшипника (диаметр цапфы) dц= 185 = 90 мм = = 0,09 м, тип рельса Р38, коэффициент трения качения колеса о рельс  = 0,0006 м. Допускаемая нагрузка на колесо FR  = 159 кН. 3.4. Общее сопротивление передвижению тележки Общее сопротивление передвижению тележки F от статических нагрузок, т.е. без учета инерционных нагрузок (вследствие малой скорости передвижения) F =FТР +Fукл +Fв +Fн +Fпр , 54 где FТР – сопротивление от сил трения; Fукл – сопротивление от уклона рельсового пути; Fв – сопротивление от ветровой нагрузки; Fн – сопротивление от разности натяжений ветвей подъемных канатов; Fпр – сопротивление от провисания тягового каната. Сопротивление от сил трения FТР  к р (mТ  Q) g fdц  2 Dк , где кр = 2,0...2,5 – коэффициент, учитывающий сопротивление от трения реборд ходовых колес о рельсы; f = 0,015 – приведенный к внутреннему диаметру коэффициент трения в роликовых и шариковых подшипниках 4. Сопротивление от уклона рельсового пути Fукл = (mТ+Q)g sin, где sin  - уклон рельсового пути, принимаемый sin  = 0,002 – для тележек козловых и башенных кранов 4. Сопротивление от ветровой нагрузки Fв =FГ +FТ, где FГ , FТ , - соответственно статические составляющие ветровой нагрузки на груз и тележку. Статическая составляющая ветровой нагрузки на груз FГ = qкcnAГ , где q = 125 Па – динамическое давление ветра, принимаемое независимо от района установки крана; к – коэффициент, учитывающий изменение динамического давления ветра по высоте над поверхностью земли, принимаемый по табл. 2.2; с = 1 – коэффициент аэродинамической силы для груза 4; n = 1 – коэффициент перегрузки для рабочего состояния крана 5; AГ  расчетная площадь груза, принимаемая в зависимости от его номинальной массы Q по табл.2.3. Статическая составляющая ветровой нагрузки на тележку 55 FТ= qкc1nAТ , где c1 = 1,2 – коэффициент аэродинамической силы для тележек 7; AТ – площадь тележки, равная проекции наружного контура на плоскость, перпендикулярную направлению скорости ветра, определяемая AТ = l к l h , где l к , – ширина колеи, м, и l h , – высота тележки, м, могут быть ориентировочно определены по табл. 3.1. Таблица 3.1 Ориентировочные габаритные размеры тележки в зависимости от грузоподъемности и групп режима работы Группа режима работы (1М), (2М), (3М) (4М) (5М), (6М) Расчетная формула при грузоподъемности Q, т -2 -2 l к = 2,44 + 1,510 Q; l h = 0,676 +10 Q -2 -2 l к = 2,62 + 1,510 Q; l h = 0,835 +10 Q -2 l к = 2,8 + 1,510 Q; -2 l h = 1 +10 Q Сопротивление от разности натяжений ветвей подъемных канатов, перекатывающихся по блокам при передвижении тележки: (1   бл )(1   бл uп 1 ) Fн  Qg бл (1  бл uп ) , где бл – КПД блоков на подшипниках качения, принимаемый бл = 0,98; uп – кратность грузового полиспаста. Сопротивление от провисания хвостовой ветви тягового каната, имеющего максимальное значение при подходе тележки к крайнему положению у блока 7 (см. рис. 3.1): q gl 2 Fпр  к (1   ббл ), 8h где qк– масса одного погонного метра тягового каната, кг/м; l – максимальная длина свободно висящего тягового каната, ориентировочно принимается равной величине пролета L крана, м; h – стрела провисания тягового каната, принимается h = (0,1...0,15) м [7]; 56 б, бл – соответственно КПД барабана и концевого блока 7 при огибании их тяговым канатом, принимаются б = 0,96...0,98, бл = 0,98. Пример Сопротивление от сил трения FТР  к р (mТ  Q) g fdц  2 Dк  0,015  0,09  2  0,0006  4,84 кН . 0,4  2,2  (3,2  32)  9,8  Сопротивление от уклона рельсового пути Fукл = (mТ+Q)g sin = (3,2 + 32)  9,8  0,002 = 0,69 кН. Статическая составляющая ветровой нагрузки на груз FГ= qкcnAГ = 12511119,8 = 2475Н=2,475 кН, где AГ = 19,8м2 – расчетная площадь груза, принятая по табл.2.3 методом интерполирования. Статическая составляющая ветровой нагрузки на тележку FТ = qкc1nAТ = 12511,213,58 = 537Н=0,537 кН, 2 где AТ = l к l h ,=3,11,155=3,58 м . Габаритные размеры тележки в зависимости от группы режима работы (4М) определяются: -2 -2 l к = 2,62 + 1,510 Q = 2,62 + 1,510 32 = 3,1 м; -2 -2 l h = 0,835 +10 Q =0,835 +10 32 = 1,155 м. Полное сопротивление от ветровой нагрузки Fв = FГ +FТ = 2,475 + 0,537 = 3 кН. Сопротивление от разности натяжений ветвей канатов uп 1 ( 1  бл )(1  бл Fн  Qg бл( 1  блu ) п ) ( 1  0,98 )(1  0,9841 )  32  9,8   7 ,88 кН . 0,98( 1  0,984 ) Предварительное значение сопротивления от провисания тягового каната 57 2 q gl 0,256  9,8  322   к Fпр ( 1  ббл )   ( 1  0,97  0,98 )  132 Н  0,132 кН , 8h 8  0,12 где qк = 0,256 кг/м – масса одного метра каната диаметром dк = 8,3 мм, принятым для предварительного расчета по тяговому усилию в канате для грузов от 10 до 32 т по табл. П.1; б=0,97 – КПД барабана; h = 0,12 м; l – максимальная длина каната, принимается равной длине пролета L =32 м. Общее сопротивление передвижению тележки  = 4,84 + 0,69 + 3+7,88 + 0,132 = 16,54 кН. F  = FТР +Fукл + Fв + Fн + Fпр 3.5. Выбор каната Диаметр каната dк выбирается по величине минимального разрывного усилия Fо (см. табл. П.1), сравниваемого с величиной произведения Fо  F zр , где zр - минимальный коэффициент использования каната (минимальный коэффициент запаса прочности каната). Для тяговых канатов принимается zр = 4 [ 3 ] . Пример Минимальное разрывное усилие каната Fо = F z p = 16,544 = 66,16 кН. По табл. П.1 выбираем канат двойной свивки типа ЛК-Р, 6х19 проволок с одним органическим сердечником ГОСТ 2688-80, для маркировочной группы В = 1568 МПа диаметром dк = 12 мм, имеющий допустимое значение [F]о = 71,75 кН; qк=0,527 кг/м. Так как диаметр и масса 1 м выбранного каната изменились по сравнению с таковыми предварительно принятого каната dк = 8,3 мм, то уточняем значение сопротивления от провисания тягового каната. qк gl 2 0,527  9,8  322 Fпр  ( 1  ббл )   ( 1  0,97  0,98 )  272 Н  0,272 кН . 8h 8  0,12 Уточненное значение сопротивления передвижению тележки 58 F = FТР + Fукл + Fв + Fн +Fпр=4,84 + 0,69 + 3+ 7,88 + 0,272 =16,7 кН Примечание. Если при выборе каната его диаметр не изменяется (т.е. будет равен предварительно выбранному значению dк = 8,3 мм), то расчеты уточненных значений Fпр и F производить не требуется. 3.6. Основные геометрические размеры канатного барабана Диаметр барабана по средней линии навитого каната D  dк е, где dк – диаметр каната, мм; е – коэффициент, учитывающий тип крана и группу режима работы, определяется по табл. 3.2. Таблица 3.2 Значения коэффициента е Группа режима работы (1М), (2М), (3М) (4М) (5М) (6М) Краны бесконсольные, консольно-козловые 20 25 30 35 Стреловые краны 16 18 20 25 Расчетное значение диаметра D барабана округляется в большую сторону до ближайшего стандартного значения из ряда 260, 300, 335, 400, 500, 510, 600, 630 мм. Рабочая длина каната, навиваемого на барабан (канатоемкость) L к = L + D z , где z - количество неиспользуемых витков на барабане, принимается z = 3...4. Длина нарезной части барабана   Lк Lб    1,5 pt ,  ( D  d к )  где pt – шаг нарезки барабана, определяется pt = dк + (2...3) мм [7]. Толщина стенки барабана из условия прочности на сжатие 59 /  F pt  cж , где сж – допускаемое напряжение сжатия для материала барабана, принимается по табл. 1.5. При изготовлении барабана методом литья по технологическим условиям изготовления толщина стенки приближенно определяется: для чугунного барабана    0,02D + (6...10) мм, для стального барабана    0,01D + 3 мм. Из двух полученных значений   и   принимается большее с округлением до целого числа. Пример Диаметр барабана по средней линии навитого каната D  dк е  1225  300 мм. Принимаем D = 300 мм. Длина каната, навиваемая на барабан, L к = L +  Dz =32000 + 3,14  300  4 = 35768 мм, где z = 4 – количество неиспользуемых витков. Длина нарезной части барабана     Lк 35768 Lб    1,5 pt    1,514  532 мм,  3,14( 300  12 )    D  d к   где pt = dк + 2 = 12 + 2 = 14 мм. Толщина стенки стального барабана из условия прочности на сжатие   16,7 103   7 ,2 мм , pt σ сж 14 165 F где сж =165 МПа для материала барабана Сталь 55Л (см. табл. 1.5). При изготовлении стального барабана методом литья толщина стенки    0,01D + 3 мм  0,01300 + 3  6 мм. 60 Принимаем толщину стенки  = 8 мм. 3.7. Расчет тяговой лебедки Кинематическая схема тяговой лебедки аналогична кинематической схеме грузовой лебедки и приведена на рис. 3.3. 3 Рис. 3.3. Кинематическая схема тяговой лебедки: 1 - электродвигатель; 2 - муфта с тормозным шкивом; 3 - тормоз; 4 - редуктор; 5 - зубчатая муфта; 6 - барабан При расчете тяговой лебедки определяют параметры и производят выбор стандартных узлов: электродвигателя, редуктора, соединительных муфт и тормоза, делают проверку работоспособности выбранных узлов. 3.7.1. Выбор электродвигателя Выбор электродвигателя производится по статической мощности Рс, требуемой на преодоление статического сопротивления: Pc  F VТ м , кВт, где F – значение сопротивления передвижению тележки, кН; м – КПД механизма передвижения грузовой тележки, ориентировочно принимается м = 0,8...0,85. Наиболее распространенными для механизмов тяговых лебедок являются крановые электродвигатели с фазным ротором серии МТF, 61 основные характеристики и размеры которых приведены на рис. П.1 и в табл. П.3 и П.4. Пример Статическая мощность электродвигателя Рс  F VТ  16,7  0,54  10,6 кВт . 0,85 м По значению Рс = 10,6 кВт в зависимости от группы режима (4М) выбираем электродвигатель типа МТF 311-8 исполнения 1М1001 на лапах, ГОСТ 185-70. Основные параметры электродвигателя Тип электродвигателя ……………………………МТF 311-8 Мощность на валу при ПВ=25% (4М) Рдв, кВт …... 9 -1 Частота вращения вала двигателя n , мин ………. 680 дв Максимальный момент Тmax, Нм ……………… 2 Момент инерции ротора Iр, кгм ………………… Масса m, к.г…………………………………………. Диаметр вала d1, мм………………………………… Длина вала l1, мм………………………………………… 265 0,275 170 50 110 3.7.2. Выбор редуктора В механизмах тяговых лебедок в основном используются двухступенчатые цилиндрические горизонтальные редукторы типа Ц2, Ц2У, Ц2Н и реже трехступенчатые редукторы типа Ц3. Для выбора редуктора необходимо иметь требуемое передаточное число, величину вращающего момента или мощность на тихоходном валу и частоту вращения быстроходного вала. Технические характеристики редукторов приведены в табл. П.5...П.10 и на рис. П.2...П.5. Частота вращения барабана nб  60VТ1000 .  D Требуемое передаточное число редуктора n u /p  дв , nб 62 где nдв – частота вращения вала электродвигателя. Ориентировочная величина требуемого вращающего момента на тихоходном валу редуктора (без учета потерь на трение в редукторе) определяется TT  9550 Pc . nб Пример Частота вращения барабана nб  60VТ 1000 60  0,54  1000   34,4 мин 1 . D 3,14  300 Требуемое передаточное число редуктора n 680 u p  дв   19,77 . nб 34,4 Требуемая величина вращающего момента на тихоходном валу редуктора Р 10,6 ТТ  9550 с  9550  2943Н  м  2,94 кН  м. пб 34,4 По требуемой величине вращающего момента с учетом требуемого передаточного числа для группы режима работы (4М) и частоты вращения быстроходного вала, равной частоте вращения электродвигателя nдв= 680 мин –1= 11,33 с-1, выбираем редуктор типа Ц2-300. Основные характеристики редуктора Тип редуктора ……………………………………………….. Ц2–300 Передаточное число uр……………………………………… 20 Вращающий момент на тихоходном валу ТТ, кНм ………. 4,6 Диаметр быстроходного вала d, мм ……………………….. 35 Длина быстроходного вала (l+l1), мм ……………………... 80 Фактическая частота вращения барабана n 680 nбф  дв   34 мин -1 . uр 20 Фактическая скорость передвижения тележки Dnбф 3,14  300  34 ф VТ  60  1000  60  1000 63  0,534 м/с. Фактическая скорость передвижения тележки отличается от заданной на 1,1%, т.е. меньше чем на 10%, что допустимо. 3.7.3. Выбор соединительных муфт Для соединения вала электродвигателя и быстроходного вала редуктора применяют упругую втулочно-пальцевую муфту, одну из полумуфт которой выполняют в виде тормозного шкива и устанавливают на быстроходный вал редуктора, обеспечивая жесткую связь тормоза с барабаном через редуктор. Выбор размера муфты производится по величине расчетного р вращающего момента Тм , передаваемого муфтой: р Тм = Тск1к2, где Тс – момент статического сопротивления вращению в период пуска: Тc  FD 2u рб р , где б – КПД барабана, принимается б = 0,96...0,98; р – КПД редуктора: двухступенчатого р = 0,96, трехступенчатого р = 0,94; к1 – коэффициент, учитывающий степень ответственности механизма передвижения, принимается к1= 1,2; к2 – коэффициент, учитывающий группу режима работы механизма (см. табл. 1.6). Значение номинального вращательного момента Т выбранной р р муфты должно быть больше или равно расчетному Тм (Т  Тм ), а значения диаметров посадочных отверстий в полумуфтах должны быть равны значениям диаметров соединяемых концов валов. Основные параметры и размеры муфт приведены в табл. П.11 и на рис. П.6. Пример Момент статического сопротивления вращению в период пуска 64 16,7  103  0,3 Тс    134,5 Н·м, 2u pб р 2  20  0,97  0,96 FD где б =0,97 – КПД барабана. Величина расчетного вращающего момента р Тм = Тск1к2 = 134,5  1,2  1,2 = 193,7 Нм. Основные параметры упругой втулочно-пальцевой муфты с тормозным шкивом Номинальный вращающий момент Т, Нм …………… 500 Диаметры посадочных отверстий в полумуфтах, мм: d……………………………………………………. 40...45 d1…………………………………………………… 40...45 Диаметр тормозного шкива DТ, мм…………………… 200 2 Момент инерции Iм, кгм ……………………………... 0,32 Тихоходный вал редуктора соединяется с барабаном зубчатой муфтой, причем выходной конец вала редуктора обычно выполняется в виде зубчатой полумуфты (см. рис. П.4, П.5). 3.7.4. Выбор тормоза Для остановки тележки применяют нормально замкнутые тормоза, автоматически размыкающиеся при включении электродвигателя. Тормоза обычно устанавливаются на быстроходный вал механизма, где действует наименьший вращающий момент. Выбор тормоза производится по величине расчетного тормозного р момента ТТ : Т Тр  Т сТ кТ , где Т сТ – момент статического сопротивления на валу электродвигателя при торможении; F Dб р Т Тс  2u р , кТ – коэффициент запаса торможения, определяемый в зависимости от группы режима работы по табл. 1.7. 65 Основные параметры и размеры колодочных тормозов типа ТКГ приведены в табл. П.12 и на рис.П.7. Пример Момент статического сопротивления на валу электродвигателя при торможении Т сТ  F Dб р 2u р 16,7  103  0,3  0,97  0,96   116,6 Н·м. 2  20 Величина расчетного тормозного момента Т Тр  Т сТ кТ  116,6  1,75 = 204 Нм. По величине расчетного тормозного момента выбираем тормоз типа ТКГ-200 с приводом от электрогидравлического толкателя (см. табл. П.12). Основные параметры тормоза Тормозной момент ТТ, Нм …………………….. 300 Тип толкателя …………………………………... ТГМ-25 Диаметр D под тормозной шкив муфты, мм…. 200 3.8. Проверочные расчеты работоспособности электродвигателя и тормоза тяговой лебедки 3.8.1. Проверка электродвигателя по времени пуска Время пуска (разгона) электродвигателя должно быть в пределах 1...5 с и определяется по формуле tп  Inдв 9,55(Т срп  Т с )  9,55(Q  mТ )103 (VТф ) 2 nдв (Tсрп  Tc ) м , где  = 1,1...1,2 – коэффициент, учитывающий влияние вращающихся масс привода, кроме муфты с тормозным шкивом и ротора электродвигателя; I – суммарный момент инерции ротора (IP) и муфты (Iм) с тор2 мозным шкивом, кгм ; Tсрп – среднепусковой момент электродвигателя; 66 Т срп   max   min 2 Tном , где Tном – номинальный момент на валу электродвигателя, Нм; Т ном  9550  max  Рдв , nдв Tmax – максимальная кратность пускового момента электродвиTном гателя; min = 1,1-1,4 – минимальная кратность пускового момента электродвигателя. Ускорение при пуске электродвигателя a VТф tп  а  . Полученные значения tn и а необходимо сравнить с максимально допускаемыми значениями. Допускаемое время пуска электродвигателя tn = 1...5 с. Максимально допускаемое ускорение тележки при разгоне электродвигателя а = 0,8м/с2. Пример Номинальный момент на валу электродвигателя Т ном  9550 Рдв 9  9550   126,4 Н  м. пдв 680 Максимальная кратность пускового момента T 265  max  max   2,1. 126,4 Tном Среднепусковой момент электродвигателя Tcрр   max  2 2,1  1,1 min T 126,4  202,2 Н  м. ном  2 Суммарный момент инерции ротора и муфты с тормозным шкивом I =Iр+I м= 0,275+0,32=0,595 кгм2. Время пуска электродвигателя tn  Inдв 9,55(Tсрп  Т с )  9,55(Q  mТ )103 (VТф )2 67 nдв(Tсрп  Т с )  1,2  0,595  680 9,55  ( 32  3,2 ) 103  0,534 2    3,2 с. 9,55  ( 202,2  134,5 ) 680  ( 202,2  134,5 )  0,85 Полученное время пуска электродвигателя находится в пределах допускаемых значений 1 с  3,2  5 с. Ускорение при пуске электродвигателя a VТф tп  0,534  0,16 м/с 2 , 3,2 2 что меньше допускаемого значения ускорения а = 0,8 м/с . 3.8.2. Проверка тормоза по времени торможения Время торможения тележки определяется tТ  Inдв 9,55(TТ р  TсТ )  9,55(Q  mТ )103 (VТф ) 2 м nдв (TТ Замедление тележки при торможении aТ  VТф tТ р  TсТ ) . . Замедление при торможении должно быть меньше или равно до2 пускаемой величине, т.е. ат  а = 0,8 м/с . Пример Время торможения тележки Inдв 9,55( Q  mТ )10 ( VТф )2 м tТ    9,55( TТр  TсТ ) nдв ( TТр  TсТ ) 3 1,2  0,595  680 9,55  ( 32  3,2 )  10  0,5342  0,85    1,95 с. 9,55  ( 204  116,6 ) 680  ( 204  116,6 ) 3 Замедление тележки при торможении VТф 0,534 аТ    0,27 м/с 2 . tТ 1,95 аТ  а = 0,8 м/с2. 3.9. Особенности расчета механизма 68 передвижения подвесной грузовой тележки Расчет механизма передвижения подвесной грузовой тележки по схеме, представленной на рис. 3.2, производится так же, как механизма передвижения опорной грузовой тележки, с внесением следующих изменений в п.3.4: для козловых кранов F = FТР + Fукл + Fв + Fпр, для башенных кранов F = FТР+ Fукл + Fв + Fпр + Fц, где Fпр  сопротивление от провисания хвостовой ветви тягового каната, Н. qк gl 2 Fпр  ( 1  бло4. блб ), 8h qк, h, бл,б – то же, что в п.3.4; l – максимальная длина хвостовой ветви каната, ориентировочно равная: величине длины пролета L, м - для козловых кранов; величине вылета стрелы Lс, м - для башенных кранов. о.бл – КПД обводного блока, принимается о.бл = 0,97…0,98. Значения КПД блоков приведены в табл. 3.3. Таблица 3.3 Коэффициенты полезного действия блоков Тип подшипника Качения Условия работы Плохая смазка Нормальная смазка бл бл2 бл3 бл4 бл5 бл6 0,97 0,941 0,913 0,886 0,86 0,834 0,98 0,96 0,941 0,922 0,904 0,885 Fц – центробежная сила инерции, создаваемая массой груза и тележки при повороте крана, H : Fц  (Q  mТ ) 2 n 2 Lc , 900 где Q – номинальная грузоподъемность, кг; mТ – масса тележки, кг; n – частота вращения крана, мин –1. 69 Глава 4 РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА ПЕРЕДВИЖЕНИЯ ТЕЛЕЖКИ С ПРИВОДНЫМИ КОЛЕСАМИ В механизмах передвижения грузовых тележек с приводными колесами наибольшее распространение получили механизмы с центральным приводом, в которых вертикальный редуктор располагают в середине колеи или сбоку тележки. Кинематическая схема механизма передвижения с центральным относительно колеи тележки расположением редуктора приведена на рис. 4.1. Рис.4.1. Кинематическая схема привода механизма передвижения: 1 – ходовое колесо; 2 – муфта зубчатая; 3 – вал промежуточный; 4 – редуктор; 5 – муфта с тормозным шкивом; 6 – тормоз; 7 – электродвигатель 4.1. Кинематическая схема и данные для расчета 70 Исходными данными для расчета механизма передвижения являются:  тип крана;  номинальная грузоподъемность (масса груза вместе с грузозахватным устройством) (Q);  номинальная скорость передвижения тележки (VТ);  высота подъема груза (Н);  группа режима работы механизма;  допускаемый уклон рельсового пути [α];  место установки крана и тележки. Пример расчета механизма передвижения приведен с использованием следующих исходных данных: тип крана - мостовой; Q = 5т = 5000 кг ; VТ = 0,63 м/с; H= 16 м; группа режима работы – (4 М) ; [α]=0,002 рад; место установки крана и тележки – на открытом воздухе. 4.2. Сопротивление передвижению тележки В проектировочном расчете массу тележки принимают ориентировочно по формуле [4] mТ  0,4Q  0,4  5000  2000 кг. При проектировании тележки нагрузку на ходовые колеса от веса груза и тележки нужно стремиться распределить равномерно. В этом случае нагрузка на одно ходовое колесо будет равна FR  mT  Q g  2000  5000  9,8  17150 z 4 Н, где z = 4 – общее число ходовых колес тележки; g = 9,8м/с2 - ускорение свободного падения. В зависимости от нагрузки FR , группы режима работы и скорости передвижения выбираем приводные и неприводные ходовые цилиндрические колеса с двумя ребордами и рельс с полукруглой головкой (см. табл. П.13). Основные размеры колес (табл. 4.1): диаметр колес 71 Dк = 200 мм = 0,2 м; расстояние между ребордами В = 50 мм = 0,05 м; в буксах установлены двухрядные сферические роликоподшипники № 3609, внутренний диаметр которых d = 0,95 = 45 мм = 0,045 м. Условное обозначение колес двухребордных: а) колесо приводное К2РП-200-1 ОСТ 24.090.09-75; б) колесо неприводное К2РН-200-1 ОСТ 24.090.09-75. Внешний вид приводного и неприводного колес приведен на рис. П.8, а их параметры – в табл. П.14. Таблица 4.1 Размеры ходовых колес, мм Параметр Размер Параметр Размер Dк 200 d1 13 D1 230 l 82 B 50 l1 167 B1 80 a 150 A 353 a1 68 A1 226 m 20 L 150 e 4 dв 40u8 S 30 b 12 t 43 Подшипник ГОСТ5721-75 №309 Тип рельса Р11, его поперечное сечение изображено на рис. 4.2. Основные размеры рельса приведены в табл. 4.2. Таблица 4.2 Основные размеры профиля Р11, мм b1 32 r 95 h 80,5 b2 66 Рис. 4.2. Профиль рельса Р11 Сопротивление передвижению тележки от трения в подшипниках, трения качения ходовых колес по рельсу и трение реборд о рельс: FТР  mТ  Q g  2000  50009,8  fd  2 кр  Dк 0,015  0,045  2  0,0004  2  1010 Н , 0,2 где f = 0,015 – приведенный к внутреннему диаметру коэффициент трения в роликоподшипниках [4]; 72 μ = 0,0004 м – коэффициент трения качения ходового колеса по рельсу (см. табл. П.13); кр – коэффициент, учитывающий дополнительное сопротивление от трения реборд о рельс. Для тележек мостовых кранов с цилиндрическими колесами коэффициент рекомендуется принимать в пределах 2…2,5 [6]. Принимаем кр = 2. Сопротивление от максимально допустимого уклона пути Fукл  mТ  Qg sin   2000  5000  9,8  sin 0,002  137 Н , Сопротивление от ветровой нагрузки Статическая составляющая ветровой нагрузки на груз FГ  qкксn Г  125 1,15 11 7,1  1021 Н , где q=125 Па – динамическое давление ветра, принимается независимо от района установки крана [6]; к – коэффициент, учитывающий изменение динамического давления по высоте над поверхностью земли. Для высоты Н=16 м (интерполируя) к = 1,15 (см. табл. 2.2); с = 1 – коэффициент аэродинамической силы для груза [6]; n = 1 – коэффициент перегрузки для рабочего крана [6]; АГ =7,1 м2 – расчетная площадь груза в зависимости от его номинальной массы (см. табл. 2.3). Статическая составляющая ветровой нагрузки на тележку FТ  qкc1nАТ  125 1,15 1,2 1  2,4  414 Н , где с1=1,2 – коэффициент аэродинамической силы [6]; АТ – площадь тележки, равная проекции наружного контура на плоскость, перпендикулярную скорости ветра. Определяется по формуле АТ=lкlh. При проектировочном расчете габаритные размеры тележки lк (ширина колеи) и lh (высота) могут быть определены ориентировочно (см. табл. 3.1). Для группы режима работы (4М): lк=2,62+1,5·10-5Q=2,62+1,5·10-5·5000=2,7 м; lh=0,835+10-5Q=0,835+10-5 ·5000=0,9 м. Тогда АТ = 2,7·0,9 =2,4 м2. Полное сопротивление от ветровой нагрузки Fв  FГ  FТ  1021  414  1435 Н . 73 Полное сопротивление передвижению тележки F  FТР  Fукл  Fв  1010  137  1435  2582 Н . 4.3. Выбор электродвигателя, редуктора и соединительных муфт 4.3.1. Выбор электродвигателя Требуемая максимальная статическая мощность электродвигателя механизма передвижения Pc  FVТ 2582  0,63   1,8 кВт . 1000 1000  0,9 где η = 0,9 – коэффициент полезного действия редуктора, имеющего подшипники качения [6]. Однако с учетом того, что тележка работает при грузах меньше заданных (Q = 5 т), а давление ветра может быть меньше расчетного значения (q = 125 Па), принимаем электродвигатель мощностью равной или несколько меньше статической. Продолжительность включения электродвигателя для группы режима работы механизма 4М соответствует ПВ=25%. Выбираем двигатель серии МТF с одним рабочим концом вала исполнения IМ 1001 на лапах (см. табл. П3). Условное обозначение: двигатель МТF 011-6, исполнение I М 1001 ГОСТ 185-70. Основные параметры электродвигателя Тип электродвигателя…………………………………….МТF 011-6 Мощность на валу при ПВ=25%, Рдв, кВт……………….. 1,7 Частота вращения nдв, мин-1…………………………….. 850 Максимальный момент Тmax, Н·м………………………….. 40 Момент инерции ротора Iр. кг·м2……………………….. 0,021 Масса m, кг ……………………………………………………. 51 Внешний вид электродвигателя приведен на рис. П.1, а его основные размеры даны в табл. 4.3 (см. табл. П.4). Таблица 4.3 Основные размеры электродвигателя МТF 011-6, мм 74 L 515,5 b11 230 l1 60 b12 50 l10 150 b31 133 l11 200 h 112 l12 60 h5 31 l31 132 h10 20 l37 64,5 h31 302 b1 8 d1 28k6 b10 180 d10 19 Номинальный момент электродвигателя Р 1,7 Т Н  9550 дв  9550  19,1 Н  м . nдв 850 Частота вращения ходовых колес nк  60VТ 60  0,63   60,2 мин 1. DК 3,14  0,2 Требуемое передаточное число редуктора n 850 u р  дв   14,1. nк 60,2 Расчетная мощность редуктора Рр  Рс к у  1,8  2,2  3,96 кВт, где ку = 2,2 – коэффициент, учитывающий условия работы (перегрузку) редуктора (см. п.2.7). 4.3.2. Выбор редуктора По требуемой расчетной мощности и с учетом требуемого передаточного числа выбираем для группы режима работы (4М) и частоты вращения быстроходного вала nб=1000 мин-1 редуктор типа ВК-400, имеющий передаточное число uр=15,95 и расчетный КПД ηр=0,91 (см. табл. П.16). Редуктор может передавать мощность Рр=7,3 кВт. Внешний вид редуктора приведен на рис. П.10, а его габаритные, присоединительные и установочные размеры даны в табл. 4.4 (см. табл. П.17). Таблица 4.4 Основные параметры редуктора ВК- 400 аWT аWП аWБ В H 165 B1 130 C1 105 B4 245 H0 395 М L B2 B3 C L1 665 230 207,5 150 407 Отверстия под фундаментные болты Число С2 С3 С4 d 75 240 l1 127,5 50 151 190 245 Конец быстроходного вала l2 l3 d1 t1 b1 60 20 30 16,5 8 6 d2 55 155 205 17 Конец тихоходного вала l4 l5 d3 t2 b2 145 85 55u8 59 16 Действительные частоты вращения колес и скорость передвижения тележки n 850 nк  дв   53,3 мин 1; u р 15.95 VТ  Dк nк 60  3,14  0,2  53,3  0,56 м / с . 60 Так как действительная скорость движения тележки ( VТ ) получилась меньше расчетной ( VТ ), то перерасчета мощности электродвигателя не делаем. 4.3.3. Выбор муфт Вращающий момент, передаваемый от редуктора до ходового приводного колеса Т к  0,25FDк  0,25  2582  0,2  129,1 Н·м. Вращающий момент на быстроходном валу редуктора и валу электродвигателя T 2Tк 2 129,1   18 Н·м. u p 15,95  0,9 Выбор муфты, соединяющей вал двигателя с быстроходным валом редуктора Расчетный момент, передаваемый муфтой: TМ  Тк1к2  18 1,2 1,2  25,9 Н·м, где к1 = 1,2 –коэффициент, учитывающий степень ответственности механизма [4]; к2 = 1,2 – коэффициент, учитывающий группу режима работы механизма (см. п.2.10). По требуемому расчетному вращающему моменту и диаметрам соединяемых валов выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту с 76 тормозным шкивом (см. рис. П.6, табл. П.11). Тормозной шкив устанавливаем на быстроходный вал редуктора. Основные параметры муфты приведены в табл. 4.5. Выбор муфт, соединяющих тихоходный вал редуктора с приводными ходовыми колесами Таблица 4.5 Основные параметры муфты Номин. момент Т, Н·м 130 Номин. момент Т, Нм d (H7) d1 (H9) D Dт 28-30 28-30 125 160 l l1 l2 D1 60 70 60 d2 d3 d4 d5 Число пальцев п мм 90 140 S Bт 12 75 мм 130 D2 50 14 28 М8 4 Допустимое b смещение Момент Масса инерции кг, не валов Iм, кгм2 более рад. угл. 1-5 0,3 1030/ 0,057 10,5 Расчетный момент, передаваемый муфтами:   Т к к1к2  129,11,2 1,2  185,9 Н·м. TМ По расчетному вращающему моменту Т М и диаметрам соединяе- мых валов выбираем зубчатые муфты 2-го типа. Муфты устанавливаем зубчатыми втулками на промежуточный вал. Конструкции муфт приведены на рис. П.15, вариант сборки – на рис. П.16, а основные параметры – в табл. П.24. Параметры выбранных муфт приведены в табл. 4.6. Таблица 4.6 Основные параметры зубчатых муфт Ткр, Н·м 1600 dц 55 dц 40 lф 110 D 170 Размеры, мм D1 D2 D3 125 80 90 B 34 L 174 lц 82 е 12 Пример условного обозначения муфты типа 2 с номинальным вращающим моментом 1600 Н·м, диаметрами посадочных отверстий во втулках 55 и 40 мм, со втулками исполнения 1, климатического исполнения У, категории размещения 2: Муфта 2-1600-55-40-1У2 ГОСТ 50895-96. 4.3.4. Оценка работоспособности механизма 77 передвижения тележки Максимально допустимое ускорение порожней тележки в период разгона из условия достаточности сцепления приводных ходовых колес с рельсами  z пр   кр FТ  fd  a       2  fd   g    max  z  к Dк  D m g  к Т     2  0,12 0,015  0,045  2 414       .9,8  0,2 м / с 2 ,   2  0,0004  0,015  0,045   0,2 0,2 2000  9,8    4  1,1 где zпр = 2 – количество приводных колес тележки; z = 4 – общее количество колес тележки; φ = 0,12 – коэффициент сцепления ходовых колес с рельсами при работе на открытом воздухе [6], при работе в помещении φ = 0,15. кφ=1,1 – коэффициент запаса сцепления приводных ходовых колес с рельсом при ветровой нагрузке [6], при отсутствии ветровой нагрузки кφ = 1,2. g = 9,8м/с2 - ускорение свободного падения. По нормам для крана с ручной стопоровкой при грузоподъемности Q = 5 т допускаемое ускорение [a] = 0,15 м/с2 (см. табл. 2.4). Поэтому примем указанное ускорение пуска. Минимально допустимое время пуска должно быть не менее V  0,56 t    Т   3,73 c.   min а  0,15 Время пуска рекомендуется применять в пределах 1,5-6 с [6]. Примем время пуска электродвигателя tп=4 с. Указанное время обеспечивается реле времени путем постоянного вывода сопротивлений из цепи управления электродвигателем только для электродвигателей с фазовым ротором. 4.3.5. Проверка электродвигателя на пусковой режим при максимальной грузоподъемности 78 В период пуска электродвигателю приходится преодолевать статическое и динамическое сопротивления. Статический момент от сил трения, уклона и ветра (сочетание неблагоприятных условий) на валу электродвигателя определен ранее и составляет Т = 18 Н·м. Момент на валу электродвигателя от сил инерции груза и тележки 0,955mT  Q g VТ 2  Tин   nдв t п 2  0,9552000  50009,8  0,56  0,9  5.4 Н  м. 850  4 Момент на валу электродвигателя от сил инерции вращающихся масс привода  Т ин 1  I р  I м nдв 9,55t п  1,250,021  0,057 850  2,2 Н·м, 9,55  4 где   1,25 – коэффициент, учитывающий влияние вращающихся масс, кроме муфты с тормозным шкивом и ротора электродвигателя [6]. Суммарный пусковой момент на валу электродвигателя   Т П  Т  Т ин  Т ин 1  18  5,4  2,2  25,6 Н·м. Коэффициент перегрузки электродвигателя T 25,6  П   1,34. ТН 19,1 Допускаемый коэффициент перегрузки электродвигателя    Т max ТН  40  2.1, 19,1 где Тmax – максимальный крутящий момент, развиваемый электродвигателем. Как видно, электродвигатель МТF 011-6 при принятом времени пуска обеспечивает устойчивую и надежную работу привода механизма передвижения тележки, исключает пробуксовку колес в период пуска. 79 4.4. Выбор тормоза Максимально допустимое ускорение тележки с максимальным грузом в период торможения из условия достаточности сцепления приводных ходовых колес с рельсами  z пр    Fв fd  1 a       2  fd   g    max  z  к Dк    D m  Q g к T      2  0,12 0,015  0,045  1        2  0,0004  0,015  0,045  0,2 0,2   4  1,1  1435   9,8  0,39 м / с 2 .  2000  5000  9,8  По нормам с учетом технологического процесса (перегрузка штучных грузов с ручной строповкой) и грузоподъемности Q = 5 т наибольшее допускаемое ускорение при торможении не должно превышать a  0,15 м / с 2 (см. табл. 2.4). Поэтому принимаем указанное ускорение при торможении. Минимально допустимое время торможения тележки должно быть не менее V  0,56 t    T   3,73 c .   min a  0,15 Время торможения тележек рекомендуется принимать в пределах 3…6 с. Принимаем время торможения tТ=6 с. Путь торможения тележки при максимальном грузе Vt 0,56  6 S T T   1,68 м. 2 2 В период торможения тормозу необходимо «погасить» силы инерции от поступательно движущейся тележки с максимальным грузом, силы инерции вращающихся масс привода, а также силы, воздействующие на тележку от уклона и ветра. При этом силы трения ходовых колес с рельсами и силы трения в приводе «помогают» торможению тележки. 80 Момент от сил трения, приведенный к тормозному шкиву (без учета трения реборд о рельс): при максимальном грузе  TТР  mT  Q g 2  fd   2u p  2000  5000  9,8  2  0,0004  0,015  0,045  0,9  2,9 Н  м; 2  15,95 порожней тележке m g 2000  9,8  0,9 П Т ТР  2  fd  Т  2  0,0004  0,015  0,045   0,83 Н·м. 2u p 2 15,95 Момент, необходимый на тормозном шкиве для «гашения» сил от уклона пути: при максимальном грузе Т укл.  mT  Q g sin  Dк 0,2  0,9  2000  50009,8  sin 0,002   0,77 Н  м; 2u p 2 15,95 порожней тележке П Т укл  mT g sin  Dк 0,2  0,9  2000  9,8  sin 0,002   0,22 Н  м. 2u p 2 15,95 Момент, необходимый на тормозном шкиве для «гашения» сил от действия ветровой нагрузки: при максимальном грузе Тв  Fв Dк 1435  0,2  0,9   8,1 Н·м; 2u p 2  15,95 порожней тележке Т вП  FТ Dк 414  0,2  0,9   2,3 Н·м. 2u p 2  15,95 Составляющие моментов, необходимых на тормозном шкиве для «гашения» сил: инерции поступательно движущейся тележки с максимальным грузом 81 0,955mТ  Q g VТ 2 0,955  2000  5000  9,8  0,56 2  0,9 Т1    3,6 Н·м; nдв tT 850  6 инерции вращающихся масс привода Т2     I p  I м nдв 1,25  0,021  0,057  850   1,45 Н  м . 9,55tT 9,55  6 Необходимый тормозной момент на шкиве для остановки тележки при максимальном грузе, уклоне и ветре ТТ  Т1  Т 2  Т укл  Т в  ТТР  3,6  1,45  0,77  8,1  2,9  11 Н  м . Принимаем тормоз ТКГ-160. Конструкция тормоза приведена на рис. П.7, а его основные параметры даны в табл. П.12. Тормоз ослаблением затяжки рабочей пружины регулируется на тормозной момент ТТ  11Н  м . Проверка тормоза на условие запаса сил сцепления приводных ходовых колес с рельсами порожней тележки при торможении Величина тормозного момента, развиваемого тормозом при торможении тележки с максимальным грузом, определена ранее и составляет ТТ  11 Н  м . Эта же часть тормозного момента будет расходоваться на торможение порожней тележки. Максимально допустимое ускорение порожней тележки в период торможения из условия достаточности сцепления приводных ходовых колес с рельсами   а     z пр    fd   2  fd  1  FT  g   П   z  к Dк  Dк mT g      2  0,12 0,015  0,045  1 414        9,8  0,39 м / с 2 .   2  0,0004  0,015  0,045   0,2 0,2 2000  9,8    4  1,1 Момент статических сопротивлений, приведенный к тормозному шкиву, необходимый для «гашения» сил от ветровой нагрузки, сил от уклона пути и сил трения 82 П П Т с  Т ТР  Т вП  Т укл  0,83  2,3  0,22  1,69 Н·м. Время торможения порожней тележки    2 П  I p  I м nдв 0,955mТ g VT   tТ    9,55Т Т  Т с  nдв Т Т  Т с  2 1,250,021  0.057 850 0,955  2000  9,8  0,56  0,9   1,6 с. 9,5511   1,69 85011   1,69 Действительное ускорение порожней тележки при торможении V  0,56   0,39 м / с 2 . а  T   0,35 м / с 2 < a  П   1,6 tTП Как видно, тормоз ТКГ-160, отрегулированный на тормозной момент ТТ  11 Н  м , обеспечивает надежное затормаживание тележки при любых условиях нагружения, исключает возможность юза при торможении порожней тележки. 83 БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК 1. Краны для лесных грузов. Атлас конструкций: учеб. пособие / В.Ф. Виноградов, Л.А. Шабалин, А.Б. Зырянова, Е.Н. Корепанова; под общ. ред. В.Ф. Виноградова, Л.А. Шабалина. Екатеринбург: Урал. гос. лесотехн. ун-т, 2001. 124 с. 2. Таубер, Б.А. Подъемно-транспортные машины: учебник для вузов. Изд. 5-е, перераб. и доп. М.: Экология, 1991. 528 с. 3. Правила устройства и безопасной эксплуатации грузоподъемных кранов ПБ-10-14-92: утв. Госгортехнадзором России 30.12.92. Введ. 15.09.93. М.: НПО ОБТ, 1994. 208 с. 4. Кузьмин А.В., Марон Ф.Л. Справочник по расчетам механизмов подъемно-транспортных машин. Изд. 2-е. Минск: Вышейш. шк., 1983. 350 с. 5. ГОСТ 1451. Краны грузоподъемные. Нагрузка ветровая: URL:http/www.zodchii.ws/normocs/info - 2793.html 6. Справочник по кранам / под ред. М.М. Гохберга. Л.: Машиностроение, 1988. Т. 1. 536 с.; Т. 2. 569 с. 7. Александров М.П. Грузоподъемные машины: учебник для вузов. М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана; Высш. шк., 2000. 552 с. 8. ГОСТ Р50895-96. Муфты зубчатые. М.: Госстандарт России, 1996. 84 ПРИЛОЖЕНИЯ Таблица П.1 Канаты стальные (выборочные данные) Канат двойной свивки типа ЛК-Р, 6×19 проволок с одним органическим сердечником, ГОСТ 2688-80 Диаметр каната, мм Расчетная площадь сечения всех проволок, мм2 Ориентировочная масса 1000 м смазанного каната, кг 9,1 9,9 11 12 13 14 15 16,5 18 19,5 21 22,5 24 31,18 36,66 47,19 53,87 61 74,4 86,28 104,61 124,73 143,61 167,03 188,78 215,49 305 358,6 461,6 527 596,6 728 844 1025 1220 1405 1635 1850 2110 85 Маркировочная группа, МПа 1372 1568 1666 1764 Разрывное усилие каната F0, кН, не менее – 34,8 36,95 38,15 – 41,55 44,1 45,45 – 48,85 51,85 53,45 – 62,85 66,75 68,8 – 71,75 76,2 78,55 71,05 81,25 86,3 89 86,7 98,95 105 108 100 114,5 122 125,5 121,5 139 147,5 152 145 163 176 181,5 167 191 203 209 194,5 222 236 243,5 220 251 267 275,5 250,5 287 304,5 314 25 27 28 30,5 32 33,5 37 39,5 42 244 274,31 297,63 356,72 393,06 431,18 512,79 586,59 668,12 2390 2685 2910 3490 3845 4220 5015 5740 6535 284 319 346,5 415,5 458 502,5 597 684 779 324,5 365 396 475 523,5 574 683 781,5 890 345 388 421 504,5 556 610,5 725 828 945 355,5 399,5 434 520 573 748 629 856 975 Окончание табл. П.1 Канат двойной свивки типа ЛК-РО, 6×36 проволок с одним органическим сердечником, ГОСТ 7668-80 Диаметр каната, мм 8,1 9,7 11,5 13,5 15 16,5 18 20 22 23,5 25,5 27 29 31 33 Расчетная Ориентировочплощадь се- ная масса 1000 м чения всех смазанного ка2 проволок, мм ната, кг 25,67 253,5 38,82 383,5 51,96 513 70,55 696,5 82,16 812 105,73 1045 125,78 1245 153,99 1520 185,1 1830 215,94 2130 252,46 2495 283,79 2800 325,42 3215 369,97 3655 420,96 4155 86 Маркировочная группа, МПа 1372 1568 1666 1764 Разрывное усилие каната F0, кН, не менее – – – 37,05 – 49,85 53 56,1 – 66,75 70,95 75,1 – 90,65 96,3 101,5 – 104,5 111,5 116,5 – 135,5 144 150 – 161,5 171,5 175,5 – 197,5 210 215 207,5 237,5 252,5 258,5 242,5 277 294 304 283,5 324 344 352,5 318,5 364,5 387,5 396,5 366 417,5 444 454,5 416 475 505 517 473 540,5 574,5 588,8 34,5 36,5 39,5 42 461,07 503,09 615,95 683,68 4550 4965 6080 6750 518 565,5 692,5 768,5 87 592 646 791,5 878,5 629,5 686,5 841 933,5 644,5 703,5 801 955,5 Таблица П.2 Геометрические параметры барабана Канавка Диаметр каната dк ,мм r нормальная r1 h pt r глубокая r1 h pt мм Св. 12 до 13 Св. 13 до 14 Св. 14 до 16 Св. 16 до 18 Св. 18 до 19,5 Св. 19,5 до 21,5 Св. 21,5 до 23 Св. 23 до 24,5 Св. 24,5 до 26 Св. 26 до 27,5 Св. 27,5 до 29 Св. 29 до 31 Св. 31 до 33 Св. 33 до 35 Св. 35 до 37 Св. 37 до 40,5 H14 7 7,5 9 10 10,5 12 12,5 13,5 14 15 16 17 18 19 21 21 ±0,1 1,6 2,5 4 4 4,5 5 5,5 6 6,5 7 7,5 8 8,5 9 9,5 10 10,5 11,5 12 ±0,3 14,51 16 18,47 20 22,58 24,19 26 28,16 29,02 31,25 33,86 35,34 36,94 40,53 42,25 45,12 H14 10 10,5 12 12,5 13,5 14 15 16 17 - ±0,1 1 2 - 11 12 13,5 14 15 16 17 18 18 - ±0,3 22,58 26 28,16 29,02 31,25 33,86 35,34 36,94 40,53 - Примечание. Допускается применять иной шаг pt нарезки, но не менее 1,1dк для барабанов с нормальной канавкой и не менее 1,25dк для барабанов с глубокой канавкой. 88 Рис. П.1. Электродвигатель с фазным ротором серии MTF исполнения  1001 с одним рабочим концом вала на лапах Таблица П.3 Основные технические характеристики крановых электродвигателей серии MTF с фазным ротором (50 Гц, 380 В) Тип двигателя 1 MTF 011-6 MTF 012-6 MTF 111-6 Мощность на валу, кВт, при ПВ, % 15 2 2,0 3,1 4,5 - 25 3 1,7 2,7 4,1 - 40 4 1,4 2,2 3,5 - Частота вращения, мин -1 60 5 1,2 1,7 2,8 6 800 850 885 910 785 840 890 920 850 870 895 920 89 МоКПД, Тmax, мент % Нм инерции, кгм2 7 55,0 60,0 61,5 60,5 58,0 62,0 64,0 64,0 66,0 68,0 70,0 72,0 Масса, кг 8 9 10 39 0,021 51 56 0,029 58 85 0,048 76 Окончание таблицы П.3 1 2 3 6,5 MTF 112-6 5,8 10,5 MTF 211-6 9,0 14,0 MTF 311-6 - 13,0 19,5 MTF 312-6 - 17,5 30,0 MTF 411-6 - 27,0 40,0 MTF 412-6 - 36,0 10,5 MTF 311-8 9,0 15,0 MTF 312-8 - 13,0 22,0 MTF 411-8 - 18,0 30,0 MTF 412-8 - 26,0 - 4 5 6 7 5,0 7,5 11,0 15,0 22,0 30,0 7,5 11,0 15,0 22,0 - 4,0 6,0 9,0 12,0 18,0 25,0 6,0 8,2 13,0 18,0 895 915 930 950 895 915 930 945 925 935 945 960 945 950 955 965 945 955 965 970 960 965 970 975 665 680 695 710 680 695 705 720 685 700 710 715 705 715 720 730 72,0 74,0 75,0 74,0 74,0 77,0 77,0 78,0 75,5 77,0 79,0 77,0 80,0 81,0 82,0 81,0 82,0 83,0 83,5 83,0 84,0 84,5 85,5 83,5 71,0 72,0 73,0 72,0 76,0 76,5 77,0 75,5 78,0 80,0 81,0 81,0 81,0 82,0 82,0 81,0 90 8 9 10 137 0,067 88 191 0,115 120 314 0,225 170 471 0,312 210 638 0,5 280 932 0,675 345 265 0,275 170 422 0,387 210 569 0,537 280 883 0,75 345 Таблица П.4 Основные размеры электродвигателей серии MTF исполнения IM 1001 по ГОСТ 185-70, мм Тип двигателя MTF 011 MTF 012 MTF 111 MTF 112 MTF 211 MTF 311 MTF 312 MTF 411 MTF 412 L l1 l10 l11 l12 l31 l37 b1 b10 b11 515,5 550,5 583,5 623,5 700,5 748 823 878 952,5 60 60 80 80 110 110 110 140 140 150 190 235 235 243 260 320 335 420 200 240 285 285 306 320 380 395 480 60 60 60 60 70 80 80 85 85 132 127 140 135 150 155 170 175 165 64,5 64,5 86,5 86,5 118,5 118 118 147 147 8 8 10 10 12 14 14 18 18 180 180 220 220 245 280 280 330 330 230 230 290 290 320 350 350 440 440 Окончание табл. П.4 Тип двигателя MTF 011 MTF 012 MTF 111 MTF 112 MTF 211 MTF 311 MTF 312 MTF 411 MTF 412 b12 b31 50 50 60 60 65 75 75 90 90 133 133 137 137 158 176 176 198 198 h h5 112 31 112 31 132 38 132 38 160 43 180 53,5 180 53,5 225 63,15 225 63,15 h10 h31 d1 d10 20 20 20 20 20 23 23 26 26 302 302 342 342 385 444 444 527 527 28 28 35 35 40 50 50 65 65 19 19 19 19 24 24 24 26 26 Конец вала Цилиндрический Конический Пример условного обозначения: электродвигатель MTF 311-6, исполнение IM 1001 ГОСТ 185-70. 91 Таблица П.5 Вращающий момент Тт на тихоходном валу редуктора Ц2, кНм Группа режима работы Типоразмер редуктора Ц2-250 Ц2-300 Ц2-350 Ц2-400 Ц2-500 Ц2-650 Ц2-750 Ц2-1000 up 10; 12,5 16; 20 25; 31,5 40; 50 10; 12,5 16; 20 25; 31,5 40; 50 10; 12,5 16; 20 25; 31,5 40; 50 10; 12,5 16; 20 25; 31,5 40; 50 10; 12,5 16; 20 25; 31,5 40; 50 10; 12,5 16; 20 25; 31,5 40; 50 10; 12,5 16; 20 25; 31,5 40; 50 10; 12,5 16; 20 25; 31,5 40; 50 М1...М5 (1М...3М) 10 3,5 3,8 3,8 4 5 5,8 5,8 6 8 9 9,5 9,5 14 18 18,5 18,5 28 31,5 50 56 60 60 69 77,5 87,5 87,5 155 190 200 200 16 2,8 3,3 3,3 3,8 4 5 5 5,4 7,1 7,3 8,2 8,5 11,2 14 16,5 17 24 24,3 30 30 40 45 51,5 56 58 71 80 80 136 160 185 190 М6 (4М) 10 2,5 2,7 2,7 2,8 4,4 4,6 4,3 4,4 6 6,8 6,5 6,7 8,2 11,5 18 21,2 33,5 37,5 42,5 42,5 51,5 56 63 63 109 136 140 150 92 n , 16 1,8 2,6 2,6 2,7 3,5 3,8 4,3 4,3 5,6 5,6 6,3 6,3 6,2 8,2 9 9 16 17,5 20 20 26,5 33,5 36,5 41,2 42,5 47,5 56 60 100 112 128 136 М7 (5М) с-1 10 16 1,1 1,5 1,3 2,3 2,3 2,7 2,5 3,5 3,5 4,1 3,7 5,3 6,5 6 6 11,2 11,2 13,2 13,2 23,6 27,2 37,5 42,5 42,5 45 82,5 97,5 109 122 2 2,1 2,5 2,3 2,8 3 3,3 3,3 3,8 4,8 4,3 4,6 9 9 9,7 10,6 18 20 20 21,2 30 35,5 32,5 32,5 71 85 85 100 М8 (6М) 10 1 1 1,2 1,2 1,4 1,4 1,8 1,8 2,2 2,2 2,7 2,7 4,1 4,4 4,4 5 16 0,9 0,9 1 0,9 1,4 1,4 1,6 1,6 2,1 1,9 2,2 2,2 4,1 3,7 4,4 4,4 7,3 7,3 6,5 19 20 20 23 31,5 33,5 34,5 36,5 71 73 87,5 87,5 18 19 20 20 29 28 30 30 67 63 65 70 Рис. П.2. Редукторы цилиндрические двухступенчатые типа Ц2-250 – Ц2-500 Рис. П.3. Редукторы цилиндрические двухступенчатые типа Ц2-650 - Ц2-1000 93 Таблица. П.6 Габаритные и присоединительные размеры редукторов Ц2, мм Типоразмер редуктора Ц2-250 Ц2-300 Ц2-350 Ц2-400 Ц2-500 Ц2-650 Ц2-750 Ц2-1000 awб awт A A1 B= B1 B2 B3 B4 L 150 175 200 250 300 400 450 600 100 125 150 150 200 250 300 400 210 250 280 320 360 470 560 760 285 350 200 250 320 260 300 400 260 300 330 380 440 560 650 860 167 60 515 202 70 620 228 70 700 256 85 805 310 100 985 400 280 100 1270 465 320 120 1455 608 420 150 1905 L1 L2 L3 400 475 550 640 785 910 1040 1400 247 275 300 340 385 410 445 500 220 255 300 325 390 480 570 740 Окончание табл. П.6 Типоразмер редуктора Ц2-250 Ц2-300 Ц2-350 Ц2-400 Ц2-500 Ц2-650 Ц2-750 Ц2-1000 L5 L6 198 127 255 280 330 410 480 654 255 280 320 350 415 510 595 745 L11 Н0 280 183 75 300 215 90 345 238 100 375 286 150 445 340 190 550 515 443 190 645 565 494 225 805 780 645 300 160 190 212 265 315 315 355 450 L7 L9 L10 94 Н1 S Масd x n са, кг 310 362 409 505 598 695 95 783 100 1018 150 18 22 25 27 30 36 40 45 22х4 85 26х4 136 26х6 204 33х6 317 39х6 500 39х8 1100 46х8 1650 52х8 3700 Н Рис. П.4. Концы валов редукторов Ц2 Условные обозначения: Б - быстроходный вал; З - тихоходный вал с зубчатым венцом; Ц - тихоходный вал с цилиндрическим концом; К - тихоходный вал с коническим концом. Таблица П.7 Размеры концов валов редукторов Ц2, мм Типоразмер редуктора Ц2-250 Ц2-300 Ц2-350 Ц2-400 Ц2-500 Ц2-650 Ц2-750 Ц2-1000 * З* Б d 30 35 40 50 60 70 80 110 d1 45 48 58 70 80 95 110 140 l 60 60 85 85 108 108 135 168 l1 20 20 25 25 32 32 35 42 b 8 10 12 14 18 20 22 28 Число зубьев венца полумуфты z = 40. 95 t 16,5 19 21 26,5 31 36,5 41 52 m 3,5 5 6 6 8 10 12 16 D 147 210 252 252 336 420 504 672 B 20 25 30 30 40 50 60 80 d2 72 80 110 110 150 160 200 320 Продолжение табл. П.7 Типоразмер редуктора Ц2-250 Ц2-300 Ц2-350 Ц2-400 Ц2-500 Ц2-650 Ц2-750 Ц2-1000 З d3 95 105 140 140 215 230 290 445 d4 62 70 100 100 60 70 140 230 L4 180 205 230 255 295 370 430 580 Ц l2 38 50 60 60 65 70 90 130 l3 43 55 65 65 85 90 105 150 l4 40 50 20 20 45 55 d5 65 75 85 95 110 140 170 220 d6 32 d7 10 50 12 80 80 105 140 16 20 l5 105 105 130 130 165 200 240 280 Окончание табл. П.7 Типоразмер редуктора Ц2-250 Ц2-300 Ц2-350 Ц2-400 Ц2-500 Ц2-650 Ц2-750 Ц2-1000 l6 20 22 26 32 Ц b1 18 20 22 25 28 36 40 50 К t1 71 82 93 104 120 152 184 237 d8 65 75 85 95 110 140 170 220 96 d9 80 95 115 125 160 180 215 280 l7 108 108 135 135 170 205 245 285 l8 32 32 35 35 40 45 55 65 b2 18 20 22 25 28 36 40 50 t2 34 39,5 44 49 57 73 88 114 Таблица П.8 Допускаемый вращающий момент на тихоходном валу редукторов Ц2У, Ц2Н Типоразмер редуктора Передаточное число Группа режима (1М...3М) (4М) (5М) (6М) Типоразмер редуктора Передаточное число Группа режима (1М...3М) (4М) (5М) (6М) Типоразмер редуктора Передаточное число Группа режима (1М...3М) (4М) (5М) (6М) Ц2У-315Н 20 25 31,5 Ц2У-355Н 40 50 20 25 31,5 40 50 Допускаемый вращающий момент на тихоходном валу редуктора Тт, кНм 9,0 9,3 9,7 8,6 8,9 12,1 12,7 13,2 11,8 12,2 8,6 8,6 8,6 8,6 7,6 11,3 11,7 11,7 10,4 16,4 8,6 8,6 8,6 8,4 7,6 11,2 11,7 11,7 10,4 16,4 7,7 7,8 7,6 7,5 7,5 9,8 10,9 11,1 10,5 10,4 Продолжение табл. П.8 Ц2У-400Н 20 25 31,5 Ц2Н-450 40 50 20 25 31,5 40 50 Допускаемый вращающий момент на тихоходном валу редуктора Тт, кНм 17,2 17,8 17,9 15,9 17,0 29,1 36,3 32,1 33,5 32,9 16,4 16,4 16,4 15,9 14,6 29,1 33,4 32,1 29,5 29,5 16,4 16,4 16,4 15,9 14,6 29,1 33,4 32,1 29,5 29,5 15,6 15,9 15,6 14,6 14,6 29,0 33,4 32,1 29,5 29,5 Окончание табл. П.8 Ц2Н-500 20 25 31,5 Ц2Н-560 40 50 20 25 31,5 40 50 Допускаемый вращающий момент на тихоходном валу редуктора Тт, кНм 39,8 48,1 41,2 45,5 42,5 69,0 65,0 67,0 60,0 53,0 39,8 45,2 41,2 40,0 40,0 63,0 60,0 60,0 53,0 53,0 39,8 45,2 41,2 40,0 40,0 63,0 60,0 60,0 53,0 53,0 39,8 45,2 41,2 40,0 40,0 63,0 60,0 60,0 53,0 53,0 97 Рис. П.5. Редукторы цилиндрические двухступенчатые типа Ц2У-315Н, Ц2У-355Н, Ц2У-400Н, Ц2Н-450, Ц2Н-500, Ц2Н-560 Таблица П.9 Габаритные и присоединительные размеры редукторов Ц2У, Ц2Н Типоразмер редуктора Ц2У-315Н Ц2У-355Н Ц2У-400Н Ц2Н-450 Ц2Н-500 Ц2Н-560 Типоразмер редуктора Ц2У-315Н Ц2У-355Н Ц2У-400Н Ц2Н-450 Ц2Н-500 Ц2Н-560 awТ 315 355 400 450 500 560 L7 650 690 750 awБ 200 255 250 280 315 400 B 395 435 475 630 700 730 Размеры редукторов, мм L L1 L2 L3 L4 1040 740 370 215 365 1170 850 425 250 405 1300 950 475 280 455 1475 1060 530 310 510 1660 1220 615 360 575 1850 1400 700 400 620 Размеры редукторов, мм B1 B2 H H1 260 340 685 335 280 370 740 375 330 420 835 425 515 590 955 475 580 650 1050 530 600 680 1100 600 98 L5 300 320 380 500 530 600 h 35 35 42 50 60 60 L6 420 440 500 d 28 28 35 35 42 42 Таблица П.10 Размеры концов валов редукторов Ц2У, Ц2Н, мм Типоразмер редуктора Быстроходный вал d Ц2У-315Н Ц2У-355Н Ц2У-400Н Ц2Н-450 Ц2Н-500 Ц2Н-560 50 55 60 80 90 100 d1 l М36х3 М36х3 М42х3 М56х4 М64х4 М72х4 l1 b1 110 110 140 170 170 210 82 82 105 130 130 165 12 14 16 16 22 25 t1 25,95 28,95 31,375 40,75 46,75 50,875 Продолжение табл. П.10 Типоразмер редуктора Тихоходный вал d Ц2У-315Н Ц2У-355Н Ц2У-400Н d1 l 110 М80х4 210 125 М90х4 210 140 М100х4 250 l1 b1 165 165 200 25 28 32 t1 55,875 64,375 72 Продолжение табл. П.10 Типоразмер редуктора Тихоходный вал d2 Ц2Н-450 Ц2Н-500 Ц2Н-560 l2 160 180 220 300 300 350 b2 40 45 50 t2 169 190 231 Окончание табл. П.10 Типоразмер Тихоходный вал в виде части зубчатой муфты редуктора Зацепление l3 K N d3 d4 m z b3 М ном. отклон. Ц2У-315Н Ц2У-355Н Ц2У-400Н Ц2Н-450 Ц2Н-500 Ц2Н-560 6 7 8 10 10 12 40 40 40 40 40 40 30 35 40 50 50 60 250 280 300 400 430 440 20 20 20 20 20 20 99 25 30 35 40 40 50 60 65 65 70 70 60 110 110 150 160 160 200 +0,04 +0,09 +0,09 +0,05 +0,105 +0,105 140 140 215 200 230 290 Рис. П.6. Муфта втулочно-пальцевая с тормозным шкивом Таблица П.11 Основные параметры и размеры муфт втулочно-пальцевых с тормозным шкивом Номин. d d1 момент (H7) (H9) D Dт D1 D2 Т, Н·м мм 130 28-30 28-30 125 160 90 140 250 32-45 32-38 140 100 200 180 500 40-45 40-45 170 120 1000 2000 4000 110 l1 l2 S Bт b 70 80 мм 60 12 60 16 75 1-5 100 1-5 150 1-6 110 85 22 1000 110;140 140 107 2000 d3 d4 50 70 14 14 28 М8 28 М10 140;170 28 1-8 d5 4 6 80 60-70 50-70 220 300 170 275 120 65-75 65-90 250 190 140 400 370 80-95 80-95 320 242 175 Номин. момент l Т, Нм 130 60 250 80;110 500 d2 Число пальцев п 18 36 М12 24 46 М16 10 30 58 М24 Окончание табл. П.11 Допустимое Момент Масса смещение инерции не бовалов Iм,, лее 2 рад. угл. кг, кгм / 0,3 1 30 0,057 10,5 0,24 13,5 0,3 0,32 18,5 1 1,5 43 0,4 4,8 92 190 4000 170 170 135 36 1-10 100 30 6,9 115 Рис. П.7. Тормоз колодочный с приводом от электрогидравлического толкателя Таблица П.12 Основные параметры и размеры колодочных тормозов с приводом от электрогидравлических толкателей Тип тормоза ТКГ-160 ТКГ-200 ТКГ-300 ТКГ-400 Тип тормоза ТКГ-160 ТКГ-200 ТКГ-300 ТКГ-400 Тормозной момент, Нм 100 300 800 1500 b1 120 90 120 140 Размеры, мм Тип Масса толкателя тормоза, Диаметр L кг шкива ТЭГ-16М 25 160 490 ТГМ-25 35 200 603 ТГМ-50 80 300 772 ТГМ-80 120 400 940 Размеры, мм b2 H h A a a1 70 415 144 200 90 90 90 436 170 350 120 60 140 550 240 500 150 80 180 620 320 340 68 68 101 l 147 198 275 375  6 l1 B b 268 201 116 332 213 421 489 232 130 d 13 18 t 25 32 t1 15 22 22 50 30 8 Таблица П.13 Колеса крановые одно- и двухребордные Режимы Скорость передвижения Диаметр Тип Коэффиработы 0,32 0,63 1,0 1,25 1,6 2,0 2,5 колеса, рельса циент мм μ, м Допустимые нагрузки, кН (1,2,3)М (4М) (5М) (6М) (1,2,3)М (4М) (5М) (6М) (1,2,3)М (4М) (5М) (6М) (1,2,3)М (4М) (5М) (6М) (1,2,3)М (4М) (5М) (6М) (1,2,3)М (4М) (5М) 6М (1,2,3)М (4М) (5М) (6М) (1,2,3)М (4М) (5М) (6М) 26,8 15,4 10,8 7,7 42,5 23,2 16,3 11,6 70 58,3 50 36,8 123 102 65 51,5 218 188 128 96,5 320 296 229 165 400 356 302 216 490 409 350 260 22,9 12,6 8,7 6,2 34,6 19,0 13,2 9,4 70 58,3 41,5 29,7 123 84,5 59 42 218 159 110 79 320 267 188 143 400 353 246 176 490 409 296 210 19,8 11,0 7,8 5,4 29,8 16.5 11,5 8,2 70 52 36,2 26 123 74,5 51,5 36,6 218 138 96 68,5 320 235 164 117 400 308 216 156 490 366 258 184 18,6 10.2 7,1 5,1 28,0 15,4 10,7 7,7 70 48,5 38,8 24 123 68,5 47,8 34 218 128 90 66 320 220 153 109 400 288 200 143 490 345 240 171 17,3 9.6 6,6 4,8 26,3 14,4 10,0 7,2 70 46,6 31,6 22,5 115 64 44,5 31,8 218 120 84 60 320 206 144 102 400 268 188 134 490 322 223 160 16,2 9,0 6,2 4,4 24,4 13,4 9,4 6,7 70 42,2 29,6 21 108 60 42 29,7 200 112 78 56 320 192 134 95 400 256 175 125 490 300 209 150 102 15,1 8,8 5,8 1,0 22,9 12,5 8,8 6,2 70 39,5 27,5 19,7 101 55,8 33 27,7 190 104 74 52 320 178 124 89 400 234 163 117 490 280 195 141 160 Р8 0,0004 200 Р 11 0,0004 250 Р 15 0,0004 320 Р 24 0,0005 400 Р 38 0.0006 500 КР 70 0,0006 560 КР 70 0,0007 630 КР 70 0,0008 Dк 200 250 320 400 500 560 630 Таблица П.14 Основные размеры приводных и неприводных ходовых колес на угловых буксах D1 В В1 А А1 L b t d в-u8 230 50 80 353 226 150 40 12 43 290 70 110 376 271 185 45 14 48 360 80 120 414 292 200 55 16 59 450 80 130 491 340 230 85 22 90 550 100 150 542 405 265 100 28 106 600 90 130 631 462 300 110 28 116 680 100 150 614 449 280 110 28 116 Продолжение табл. П.14 Номер подшипника по ГОСТ 5721-75 200 13 82 167 150 68 20 4 30 3609 250 17 82 152 175 75 20 5 30 3610 320 17 82 172 200 80 20 5 30 3612 400 22 130 210 270 120 30 5 40 3618 500 26 165 220 330 150 46 6 50 3622 560 26 165 255 350 160 50 6 50 3624 630 33 165 255 400 180 50 8 60 3626 Пример условного обозначения: колесо двухребордное приводное диаметром 200 мм исполнения 1; Колесо К2РП-200-1 то же, неприводное: Колесо К2РН-200-1 . Dк d1 l l1 a a1 m 103 e S Рис. П.8. Приводное (а) и неприводное (б) ходовые колеса 104 Таблица П.15 Основные параметры рельсов Тип рельса КР 70 Р 11 Р 15 Р 24 Р 38 b1, мм 70 32 37 51 68 r, мм 400 95 146 200 300 b2, мм 120 66 76 92 135 Пример условного обозначения: Рельс КР70 ГОСТ 4121-76. ГОСТ 6368 - 82 Рельс Р 24 Ст 3 ГОСТ 535 - 88 Рис. П.9. Профили железнодорожных (тип Р) и крановых (тип КР) рельсов 105 h, мм 120 80,5 91,5 108 114 Рис. П.10. Редукторы цилиндрические трехступенчатые вертикального исполнения типа ВК 106 Таблица П.16 Характеристика редукторов типа ВК Типоразмер редуктора Исполнение Передаточное число ир Частота Группа враще- режима ния работы nб*мин-1 (1М-3М) 600 (4М) (5М) (1М-3М) 750 (4М) (5М) (1М-3М) 1000 (4М) (5М) Типоразмер редуктора Исполнение Передаточное число ир Частота Группа враще- режима ния работы nб*мин-1 (1М-3М) 600 (4М) (5М) (1М-3М) 750 (4М) (5М) (1М-3М) 1000 (4М) (5М) ВК-350 I II 49,49 30,56 III 14,67 ВК-400 IV 10,69 I 85,39 II 41,23 III 21,0 IV 15,95 Мощность, передаваемая редуктором, кВт 0,80 0,70 0,60 1,0 0,9 0,75 1,3 1,2 1,0 1,3 1,1 1,0 1,6 1,4 1,2 2,1 1,8 1,6 2,6 2,2 1,9 3,2 2,8 2,3 4,0 3,5 3,0 3,4 3,0 2,5 3,9 3,4 2,9 4,7 4,0 3,4 1,1 2,2 4,1 5,4 0,9 1,9 3,6 4,7 0,8 1,6 3,0 4,0 1,4 2,7 5,1 6,6 1,2 2,4 4,4 5,7 1,0 2,0 3,8 4,9 1,8 3,6 6,7 8,4 1,5 3,1 5,8 7,3 1,3 2,8 4,9 6,2 Продолжение табл. П 16 ВК-475 I II 109,6 52,92 1 III 29,06 ВК-550 IV I II 19,68 126,78 68,28 III 32,9 IV 17,72 Мощность, передаваемая редуктором, кВт 1,4 1,2 1,0 1,6 1,5 1,3 2,3 2,0 1,7 2,8 2,4 2,0 3,4 3,0 2,5 4,4 3,8 3,2 6,0 5,2 4,4 7,4 6,5 5,5 9,2 8,1 6,9 7,0 6,1 5,2 8,2 7,1 6,0 9,6 8,3 7,1 107 1,7 1,5 1,3 2,1 1,9 1,6 2,8 2,5 2,1 3,2 2,8 2,3 4,0 3,4 2,9 5,2 4,5 3,9 6,4 5,6 4,7 7,6 6,6 5,6 9,4 8,2 6,9 11,5 10,0 8,5 14,2 12,3 10,5 18,4 16,0 13,6 Окончание табл. П.16 Типоразмер редуктора Исполнение Передаточное число ир Частота Группа враще- режима ния работы nб*мин-1 (1М-3М) 600 (4М) (5М) (1М-3М) 750 (4М) (5М) (1М-3М) 1000 (4М) (5М) ВК-600 I II III 126,29 68,02 32,93 ВК-800 IV 17,74 I 151,117 III 31,6 Мощность, передаваемая редуктором, кВт 1,7 1,5 1,3 2,1 1,9 1,6 2,8 2,5 2,1 3,2 2,8 2,3 4,0 3,4 2,9 5,2 4,5 3,9 6,4 5,6 4,7 7,6 6,6 5,6 9,4 8,2 6,9 11,5 10,5 8,5 14,2 12,3 10,5 18,4 16,0 13,6 8,2 7,1 6,0 9,3 8,1 6,9 11,0 9,6 8,1 18,2 15,8 13,5 25,0 21,7 18,4 28,0 24,4 21,0 *nб - частота вращения быстроходного вала; расчетный КПД редукторов р = 0,91. Таблица П.17 Основные размеры редукторов типа ВК, мм Типоразмер редуктора ВК-350 ВК-400 ВК-475 ВК-550 ВК-600 ВК-800 а wт аwп аwб В Н 130 165 210 220 240 300 130 130 160 190 220 280 90 105 105 140 140 220 225 245 255 285 285 460 320 395 450 480 528 671 B1 C1 B4 H0 220 240 250 280 280 450 50 50 50 50 50 70 131 151 165 195 195 324 150 190 220 235 255 325 Типоразмер редуктора C ВК-350 ВК-400 ВК-475 ВК-550 ВК-600 ВК-800 125 150 200 215 235 L1 280 407 482 557 607 290 710 108 L B2 B3 575 180 197,5 665 230 207,5 790 255 242,5 880 285 257,5 950 285 257,5 1240 400 390 Продолжение табл. П.17 M Момент инерции быст. вала Iб, кгм2 235 0,0008 245 0,0008 325 0,0029 340 0,0031 355 0,0031 460 0,0118 Продолжение табл. П.17 Типоразмер Отверстия под фунд. болты редуктора Число С2 С3 С4 d ВК-350 4 - 185 165 17 ВК-400 6 155 205 17 ВК-475 8 180 200 215 17 ВК-550 8 70 320 245 17 ВК-600 8 70 375 245 17 ВК-800 8 120 330 400 25 Конец быстроходного вала l1 l2 l3 d1 117,5 60 20 30 127,5 60 20 30 132,5 85 25 40 147,5 85 25 40 147,5 85 25 40 280 85 25 50 Окончание табл.П.17 Типоразмер Конец быстроходного вала Конец тихоходного вала редуктора t1 b1 d2 l4 l5 d3 t2 b2 ВК-350 16,5 8 55 125 55 35 38 10 ВК-400 16,5 8 55 145 85 55 59 16 ВК-475 21,5 12 75 150 105 65 69 18 ВК-550 21,5 12 75 170 115 80 85 22 ВК-600 21,5 12 75 170 115 80 85 22 ВК-800 28 16 85 275 125 95 100 25 Примечание. Допускается схема сборки редукторов с одним выходным концом тихоходного вала. Таблица П.18 Основные параметры редукторов типа ВКУ Типоразмер Межосевое Номинальное пере- Мощность, Номинальный редуктора расстояние даточное число кВт крутящий моаw, мм мент на т/ход. валу, Нм ВКУ- 500М 500 20, 28, 63 7,6...18,6 3320...4300 ВКУ- 610М 610 14, 25, 40, 80, 112 8,4...47,5 6000...8500 18; 20; 22,4; 25; ВКУ- 765М 765 31,5; 35,5; 40; 45; 12...75,5 12200...14900 50; 56; 63; 71; 80; 90; 100; 112; 125; 140 16; 18; 20; 22,4; 25; 28; 31,5; 35,5; 40; ВКУ-965М 965 45; 50; 56; 63; 71; 21,5...137 19750...27800 80; 90; 100; 112; 125; 140 109 Рис. П.11. Редукторы цилиндрические вертикального исполнения типа ВКУ-500М; 610М; 765М; 965М 110 Таблица П.19 Основные размеры редукторов типа ВКУ Типоразмер редуктора ВКУ-500М ВКУ-610М ВКУ-765М ВКУ-965М Типоразмер редуктора ВКУ-500М ВКУ-610М ВКУ-765М ВКУ-965М B B1 d 320 365 435 560 360 350 445 620 L2 L3 17 475 160 17 585 250 26 675 290 33 930 320 Размеры, мм L4 L5 L6 305 325 370 450 310 355 440 495 Типоразмер редуктора 85 50 45 75 70 70 110 120 h L L1 200 240 284 385 40 75 310 380 470 610 30 35 40 45 840 900 1220 1560 L7 L8 L9 Масса, кг 20 330 22,5 450 30 820 40 1530 240 70 160 320 375 70 152,5 305 440 110 192,5 385 570 120 270 540 L10 Размеры тихоходных концов валов, мм Варианты сборок по d l2 b1 ГОСТ 20373-74 12; 13; 65 105 18 21; 23; 80 130 22 33 125 165 32 13; 23; 33 125 165 32 12; 21 140 200 36 ВКУ-500М ВКУ-610М ВКУ-765М ВКУ-965М Типоразмер редуктора d ВКУ-500М ВКУ-610М ВКУ-765М ВКУ-965М 40 40 50 65 Типоразмер редуктора ВКУ-500М ВКУ-610М ВКУ-765М ВКУ-965М Размеры, мм H H1 H2 H3 t1 71 88 136 136 152 Размеры быстроходных концов валов, мм d1 d2 l l1 b М24х2 М24х2 М36х3 М42х3 аW 500 610 765 965 75 75 95 100 85 85 85 108 110 110 110 140 Межосевые расстояния, мм аWб аWп 140 160 160 200 200 250 250 315 111 10 10 12 16 t 21 21 26 33,9 аWт 200 250 315 400 Таблица П.20 Допускаемые нагрузки в глобоидных редукторах типа Чг Типоразмер Номинальное Частота вращения червяка n1, мин-1 редуктора передаточное КПД 750 1000 1500 число uн Р, Тн., Р, Тн., Р, Тн , кВт Н٠м кВт Н٠м кВт Н٠ м 10 0,83 1,2 120 1,5 110 1,9 110 12,5 0,81 1,1 130 1,3 130 1,7 110 16 0,77 1,0 150 1,2 150 1,5 130 20 0,72 0,8 150 0,9 150 1,3 130 Чг − 63 25 0,70 0,5 125 0,6 110 0,8 110 31,5 0,65 0,4 110 0,5 110 0,6 90 40 0,58 0,3 110 0,3 100 0,5 90 50 0,54 0,2 100 0,3 100 0,3 90 63 0,52 0,1 90 0,2 90 0,3 80 10 0,83 2,4 250 2,8 220 3,1 170 12,5 0,81 2,0 260 2,4 240 2,6 180 16 0,77 1,6 260 1,9 240 2,1 180 20 0,72 1,5 300 1,7 260 1,8 200 Чг − 80 25 0,70 1,0 250 1,1 220 1,5 190 31,5 0,65 0,7 220 0,8 200 1,1 180 40 0,58 0,6 220 0,7 200 0,9 180 50 0,54 0,5 210 0,5 180 0,6 160 63 0,52 0,3 200 0,4 170 0,5 150 10 0,83 4,3 460 4,7 380 6,3 350 12,5 0,81 3,8 500 4,0 400 5,5 380 16 0,77 3,0 500 3,6 450 4,6 400 20 0,72 2,7 550 3,2 500 3,9 420 Чг −100 25 0,70 2,0 500 2,3 450 3,0 400 31,5 0,65 1,4 420 1,6 380 2,1 350 40 0,58 1,2 420 1,3 380 1,8 350 50 0,54 0,9 400 1,0 350 1,3 320 63 0,52 0,7 380 0,8 320 1,1 300 112 Окончание табл. П.20 Типоразмер Номинальное Частота вращения червяка n1, мин-1 редуктора передаточное КПД 750 1000 1500 число uн Р, Тн , Р, Тн , Р , Тн , кВт Н٠м кВт Н٠м кВт Н٠ м 10 0,83 8,4 900 10,4 850 12,3 700 12,5 0,81 7,1 950 8,9 900 10,0 700 16 0,77 5,6 950 7,0 900 8,5 750 20 0,72 5,3 1100 6,3 1000 7,8 850 Чг −125 25 0,70 4,0 1000 4,6 900 5,2 700 31,5 0,65 2,9 900 3,4 800 3,9 650 40 0,58 2,4 900 2,8 800 3,2 650 50 0,54 1,7 800 2,1 750 2,6 650 63 0,52 1,4 750 1,7 700 2,1 600 10 0,83 16,7 1850 20,3 1700 28,3 1600 12,5 0,81 13,9 1900 16,3 1700 22,8 1600 16 0,77 11,0 1900 13,7 1800 18,6 1650 20 0,72 9,7 2050 11,9 1900 16,5 1800 25 0,70 7,6 1950 8,6 1700 11,2 1500 Чг −160 31,5 0,65 5,7 1800 6,4 1550 8,2 1350 40 0,58 4,6 1800 5,1 1550 6,6 1350 50 0,54 3,6 1650 4,0 1450 5,0 1250 63 0,52 2,8 1550 3,4 1450 4,1 1200 Примечания: 1. Мощности на входном валу червяка Р  Т н nб , 9550ηuн где  - КПД и крутящие моменты на валу червячного колеса Тн обеспечиваются прочностью передач при непрерывном режиме работы. 2. Указанные значения нагрузок соответствуют нижнему положению червяка. Во всех остальных случаях допустимые нагрузки должны быть снижены на 20%. 113 Рис. П.12. Редукторы одноступенчатые червячные глобоидные типа Чг Таблица П. 21 Основные размеры редукторов Чг, мм Типоразмер редуктора а А1 А2 Чг − 63 63 120 90 Чг − 80 80 160 120 Чг − 100 100 200 140 Чг − 125 125 230 160 Чг − 160 160 300 175 В H 120 150 175 200 224 62 80 100 140 160 H1 H2 L1 205 250 312 425 505 114 14 15 18 22 30 150 185 210 245 315 L2 L3 L4 L5 L6 L7 140 185 225 230 280 90 105 125 150 190 35 42 50 60 75 150 190 240 270 350 80 95 105 120 135 85 100 110 125 140 Рис. П.13. Концы быстроходных валов редукторов Чг Таблица П.22 Размеры концов быстроходных валов, мм (см. рис. П.13) Типоразмер редуктора Чг − 63 Чг − 80 Чг − 100 Чг − 125 Чг − 160 d1 d3 d5 d6 l1 l3 b1 h1 t1 22 28 28 32 40 20,9 26,8 26,8 30,2 37,3 М12×1,25 М16×1,5 М16×1,5 М20×1,5 М24×2 19 24 24 30 36 36 42 42 58 82 50 60 60 80 110 4 5 5 6 10 4 5 5 6 8 2,5 3,0 3,0 3,5 5,0 Рис. П.14. Концы тихоходных валов редукторов Чг Таблица П.23 Размеры концов тихоходных валов, мм (см. рис. П.14) Типоразмер редуктора Чг − 63 Чг − 80 Чг − 100 Чг − 125 d2 28 35 45 55 d4 d7 26,8 М16×1,5 33,2 М20×1,5 42,3 М30×2 52,3 М36×3 d8 l2 l4 b2 h2 t2 19 24 24 30 24 30 46 55 60 80 110 110 5 6 12 14 5 6 8 9 3,0 3,5 5,0 5,5 115 Чг − 160 70 66,5 М48×3 36 116 75 140 18 11 7,0 Рис. П.15. Муфты зубчатые типов 1 и 2 исполнение 1 и 2 по ГОСТ Р50895-96 8: 1 – втулка зубчатая; 2 – обойма зубчатая; 3 – полумуфта фланцевая; исполнение 1 – полумуфта с цилиндрической расточкой; исполнение 2 – полумуфта с конической расточкой 117 Рис П.16. Варианты сборки зубчатых муфт типа 2 с промежуточными валами Номер муфты Таблица П. 24 Основные параметры и размеры зубчатых муфт 1 2 3 4 5 6 7 Номинальный крутящий dц ,dк момент, Нм 1000 40 1600 55 2500 60 4000 65 6300 80 10000 100 16000 120 d2 М24×2 М36×3 М42×3 М56×4 М72×4 М90×4 Размеры, мм D D1 D2 D3 не более 145 100 60 65 170 125 80 90 185 135 85 95 200 150 95 105 230 175 115 130 270 200 145 170 300 230 175 205 L 174 B L1 A 115 60 34 145 75 220 40 160 270 215 340 50 235 345 270 85 125 145 180 Окончание табл. П.24 118 Номер муфты 1 2 3 4 5 6 7 Номинальный Размеры, мм крутящий lц ,lк lф е момент, Нм не более 1000 1600 2500 4000 6300 10000 16000 82 Параметры зубчатого зацепления m z 110 12 2,5 105 140 3,0 18 130 170 165 217 4,0 30 38 35 40 48 56 48 b не менее 12 15 20 25 30 Масса для типа 1, кг, не более 6.7 9,2 10,2 15,2 22,6 36,9 62,5 Примечание: Размер «С» - зазор для всех муфт не менее 5 мм. Примеры условного обозначения: муфта типа 1 с номинальным крутящим моментом 4000 Нм, диаметрами посадочных отверстий во втулках 65 мм, со втулками исполнения 1, климатического исполнения У, категории размещения 2: Муфта 1-4000-65-1У2 ГОСТ 50895-96. то же, типа 2 с диаметрами посадочных отверстий во фланцевых полумуфтах 55 мм: Муфта 2-4000-65-55-1У2 ГОСТ 50895-96. ОГЛАВЛЕНИЕ Предисловие ……………………………………………………. Глава 1. Расчет механизма подъема груза…………………... 1.1. Общие положения ………………………………… 1.2. Выбор системы подвешивания груза (схемы запасовки каната грузового полиспаста)………... 1.3. Выбор диаметра каната полиспаста ……………... 1.4. Геометрические размеры барабана и блоков полиспаста ………………………………………... 1.5. Расчет грузовой лебедки …………………………. Глава 2. Расчет механизма передвижения крана ………….. 2.1. Общие положения ………………………………... 2.2. Выбор кинематической схемы механизма ……... 119 3 4 4 4 6 9 12 23 23 24 2.3. Нагрузки на ходовые колеса …………………….. 2.4. Выбор и расчет ходовых колес ………………….. 2.5. Расчет общего сопротивления передвижению крана ……………………………………………… 2.6. Выбор электродвигателя ………………………… 2.7. Выбор редуктора …………………………………. 2.8. Фактическая скорость передвижения …………... 2.9. Расчет элементов открытой зубчатой передачи… 2.10. Выбор соединительных муфт ………………….. 2.11. Оценка работоспособности механизма передвижения…………………………………….. 2.12. Выбор тормоза ………………………………….. Глава 3. Расчет механизма передвижения тележки с канатной тягой …………………………………….. 3.1. Общие положения ………………………………... 3.2. Конструкции механизмов передвижения тележек …………………………………………… 3.3. Выбор ходового колеса тележки ………………... 3.4. Общее сопротивление передвижению тележки … 3.5. Выбор каната ……………………………………... 3.6. Основные геометрические размеры канатного барабана …………………………………………... 3.7. Расчет тяговой лебедки ………………………….. 3.8. Проверочные расчеты работоспособности электродвигателя и тормоза тяговой лебедки …. 3.9. Особенности расчета механизма передвижения подвесной грузовой тележки ……………………. Глава 4. Расчет механизма передвижения тележки с приводными колесами…………………………….. 4.1. Кинематическая схема и данные для расчета ….. 4.2. Сопротивление передвижению тележки ……….. 4.3. Выбор электродвигателя, редуктора и соединительных муфт ………………………....... 4.4. Выбор тормоза …………………………………… Библиографический cписок …………………………………... Приложения …………………………………………………….. 120 24 29 31 35 36 37 39 40 42 48 51 51 52 53 54 58 59 60 66 68 70 70 71 74 79 84 85 Учебное издание Аделина Борисовна Зырянова Евгений Григорьевич Кучумов Елена Николаевна Корепанова РАСЧЕТЫ МЕХАНИЗМОВ КРАНОВ 121 ДЛЯ ЛЕСНЫХ ГРУЗОВ Учебное пособие Редактор Е.Л. Михайлова Оператор Е.Н. Корепанова Компьютерная верстка О.А. Казанцевой Подписано в печать 27.10.09 Бумага тип. № Печать офсетная Усл. печ. л. 6,97 Тираж 100 экз. Формат 6084 1/16 Уч.-изд. л. 3,15 Заказ № ГОУ ВПО «Уральский государственный лесотехнический университет» 620100, Екатеринбург, Сибирский тракт, 37 Размножено с оригинал-макета Типография «Уральский центр академического обслуживания». 620219, Екатеринбург, ул. Первомайская, 9 122