2398

Вантажопідйомна, транспортуюча та транспортна техніка

Книга

Производство и промышленные технологии

Побудова циклів роботи механізмів вантажопідйомних машин. Гнучкі елементи впм. Блоки і поліспасти. Деталі для навивання і звивання гнучких елементів. Розрахунок і компоновка механізму підйому вантажопідйомних машин. Розрахунок фундаментів і фундаментних болтів стаціонарних поворотних кранів.

Украинкский

2013-01-06

894.25 KB

61 чел.

Міністерство освіти і науки України

Національний університет водного господарства

та природокористування

Кафедра будівельних, дорожніх, меліоративних

машин і обладнання

031-221

Методичні вказівки

до виконання практичних робіт та курсового проектування з курсу “Вантажопідйомна, транспортуюча та транспортна техніка” для студентів напрямку підготовки 6.050503 “Машинобудування” професійного спрямування  “Обладнання хімічних виробництв і підприємств будівельних матеріалів”, “Підйомно-транспортні, будівельні, дорожні, меліоративні машини і обладнання”

Рекомендовано до друку

методичною комісією

механіко-енергетичного факультету

протокол №

від 2009р.

Рівне - 2010 р.

Методичні вказівки до виконання практичних робіт та курсового проектування з курсу “Вантажопідйомна, транспортуюча та транспортна техніка” для студентів напрямку підготовки 6.050503 “Машинобудування” професійного спрямування  “Обладнання хімічних виробництв і підприємств будівельних матеріалів”, “Підйомно-транспортні, будівельні, дорожні, меліоративні машини і обладнання”

/Склали: В.Г. Нікітін, А.А. Степанюк - Рівне: НУВГП, 2010. -20 с.

Упорядники:    Нікітін В.Г., канд.техн.наук, доцент,

               Степанюк АА, асистент.

.

ЗМІСТ

Практична робота № 1 Побудова циклів роботи механізмів вантажопідйомних машин . . . . . . . . . . . . . . .3

Практична робота № 2 Режими роботи вантажо-

підйомних машин . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 7

Практична робота № 3 Гнучкі елементи впм. Блоки і поліспасти. Деталі для навивання і звивання гнучких елементів

вантажопідйомних машин . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .12

Практична робота № 4 Розрахунок і компоновка

механізму підйому вантажопідйомних машин . . . . . .  .21

Практична робота № 5 Розрахунок і компоновка механізмів

пересування вантажопідйомних машин . . . . . . . . . . . . 29

Практична робота № 6 Розрахунок компоновка механізму

повороту. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 42

Практична робота № 7 Розрахунок фундаментів і фундаментних

болтів стаціонарних поворотних кранів . . . . . . . . . . . .. 55

Практична робота № 8 Стійкість стрілових і козлових кранів . . . .62 .

                                                                       © Нікітін В.Г., 2010

     © Степанюк А.А., 2010


Практична робота №1

Тема: Побудова циклів роботи механізмів вантажопідйомних машин.

Мета роботи: Вивчення циклів і розрахункових параметрів вантажопідйомних машин. За запропонованими даними побудувати в масштабі циклограму роботи окремих механізмів і крана в цілому, визначити відносну тривалість включення механізмів, число циклів роботи в годину і число включень в годину при роздільних і суміщених рухах механізмів, якщо прискорення і уповільнення прийняти а = 0,3 м/с2.

Початкові дані (таблиця 1):

Таблиця 1

Дані для розрахунку циклограми

Варіант

tз

tр

Vв

Vпер

H

L

1

2

і

1

2

3

4

5

6

7

8

9

10

1

6

4

10

40

12

40

30

60

3

2

6

5

18

32

18

32

40

70

1

3

10

8

20

60

16

48

60

80

2

4

15

10

16

72

24

50

50

65

1

5

20

21

22

80

30

70

25

50

2

6

25

20

20

48

40

28

35

72

1

7

30

10

14

64

28

62

40

65

1

8

40

30

25

78

32

38

32

50

3

9

45

40

20

59

50

18

60

80

1

10

30

21

30

80

30

48

50

40

1

11

50

34

20

51

36

56

80

40

2

12

15

12

14

38

24

70

50

70

3

13

30

15

20

90

50

50

60

80

1

14

24

17

28

42

30

40

70

70

2

15

30

18

32

74

42

62

70

90

3

16

40

20

18

68

38

41

60

90

1

17

50

32

30

84

40

71

100

80

3

18

28

20

25

62

32

54

80

70

1

19

41

33

24

30

18

46

50

50

2

20

32

26

20

42

28

54

60

80

2

21

15

12

16

50

36

30

65

90

3

22

18

10

18

64

24

49

70

80

1

1

2

3

4

5

6

7

8

9

10

23

24

16

22

73

20

56

50

60

2

24

32

24

30

88

28

42

70

60

1

25

25

21

20

90

18

64

60

75

3

а) час захоплення вантажу - tз ,с,

б) час расчалки вантажу - tр ,с,

в) швидкість підйому вантажу -Vв., м/хв.

г) швидкість переміщення вантажу - Vпер, м/хв.,

д) висота підйому - Нм,

ж) довжина шляху переміщення - L, м.

Прийняті допущення:

1 - в перебігу всього циклу циклограми роботи двигунів механізмів підйому (на підйом і спуск) і механізму пересування при кожному включенні приймаються однаковими;

2 - в перебігу циклу можливі декілька часткових розвантажень вантажу, що транспортується, i (кожна за часом рівна tр);

3 - при суміщеному циклі час зсуву включення машиністом крана, двигуна механізму пересування в порівнянні з часом включення двигуна механізму підйому, позначимо 1, %;

4 - при суміщеному циклі час зсуву включення машиністом крана двигуна механізму підйому на спуск після порівняння з часом включення механізму пересування позначимо, 2, %.

Схеми циклограми роботи вантажопідйомної машини приведені на рис. 1.1.

1. Визначення повного часу циклу

1.1 Час роботи двигуна механізму підйому при разовому включенні рівний:

tп = t1 + t2 + t3 = ,   (1.1)

де t1 - час роботи двигуна при роботі, с; t2 - час роботи двигуна при сталому русі, с; t3 - час роботи двигуна при гальмуванні, с.

1.2 Час роботи двигуна механізму підйому, при розгоні і гальмуванні:

t1 = t3 = .   (1.2)

Рис. 1.1 – Циклограма роботи крана (а – циклограма роботи двигуна; б – циклограма при роздільній роботі механізмів; у – циклограма при суміщеній роботі механізмів)

1.3 Час роботи двигуна механізму підйому в період сталого руху, с:

t2 = tп - (t1 + t3).

1.4 Час роботи двигуна механізму пересування при разовому включенні, с:

tпер = =.  (1.3)

1.5 Час роботи двигуна механізму пересування при розгоні і гальмуванні, с:

.   (1.4)

1.6 Час роботи двигуна механізму пересування в період сталого руху, с:

.

1.7 Із заданої циклограми роботи вантажопідйомної машини визначається повний час циклу, с:

Tц = tз + tп + tпер + + tр + tп + tпер + . (1.5)

Для роздільного і суміщеного циклу роботи крана з урахуванням кількості вантажів, що транспортуються, і числа можливих його розвантажень, повний час циклу рівно, с:

Тц розд. = tз + іtр + 2[(і+1)tп + іtпер];  (1.6)

Тц. совм. = tз + іtр + (і+1)[ + +tп]. (1.7)

2. Визначення параметрів використовування механізмів

2.1 Інтенсивність використовування механізмів визначається відносною тривалістю включення, %:

ПВ% = 100%,   (1.8)

де tм – сумарна тривалість роботи двигуна відповідних механізмів протягом циклу, с; Тц – повний час циклу роботи крана, с.

2.2 Число циклів роботи крана в годину:

nц = ;    (1.9)

2.3 Число вмикань механізму в годину:

Z = nцZ0;    (1.10)

де Z0 - число вмикань двигуна механізму в перебігу одного циклу (визначається за циклограмою).

3. Порядок виконання завдання.

3.1 Виписати з таблиці 1 дані, відповідні порядковому номеру студента в журналі.

3.2 Користуючись початковими даними, розрахувати всі необхідні параметри для кожного механізму при роздільному і суміщеному циклі.

3.3 За одержаними розрахунковими даними побудувати в масштабі для кожного типу циклу циклограму роботи крана

4. Питання для самоконтролю.

4.1 Які основні параметри вантажопідйомних машин?

4.2 З яких умов вибираються швидкості руху механізмів?

4.3 Назвіть техніко-економічні показники вантажопідйомних машин. Яке їх призначення?

4.4 Назвіть і визначте навантаження на вантажопідйомну машину.

4.5 Що розуміється під циклом роботи крана?

4.6 Опишіть цикл роботи вантажопідйомної машини.

4.7 Поясніть, що таке відносна тривалість включення?

4.8 Що таке число циклів і число включень і як їх визначити?

Практична робота №2.

Тема: Режими роботи вантажопідйомних машин.

Мета роботи: Розрахувати основні параметри, що визначають групу режиму роботи механізмів кранів вантажопідйомної машини в цілому і продуктивності крана (число циклів і час циклів для роздільної і суміщеної роботи механізмів узяти з попередньої задачі відповідного порядкового номера).

Початкові дані, (табл. 2)

а) номінальна вантажопідйомність крана - Qн, т;

б) вантажі, що транспортуються краном, - Qі, т;

в) максимальна вага вантажу - Рмах, кН;

г) вага чергового вантажу, що піднімається, - Рі, кН ;

д) число годин роботи в добу - n, година;

ж) число робочих днів в році - m, днів;

з) заданий нормативний термін служби крана - h, років;

и) маса тари (грейфера) - mт, т;

к) об'єм тари - Vт, м3;

л) насипна маса сипкого вантажу -γ, т/м3.

Таблиця 2

Дані для розрахунку групи режиму роботи

вантажопідйомної машини

Варіант

QH (Pmax)

Qіі)

n

m

h

V

1

2

3

4

5

6

7

8

1

3,2

1,2; 2,0; 3,0; 2,5; 1,8; 2,8

14

200

15

0,8

1,1

2

5,0

4,2; 5,0; 3,2; 4,8; 3,6; 4,5

21

180

20

1,0

1,4

3

8,0

6,0; 5,0; 5,5 ;8,0; 7,4

18

250

18

2,0

1,6

4

10,0

8,0; 7,4; 5,0; 9,0; 10,0; 6,8

13

300

17

5,0

2,1

5

15,0

12,0; 14,5; 15,0; 10,0; 8,0

12

280

19

4,0

1,8

6

16,0

12,5; 15,0; 10,0; 16,0; 7,9; 9,8

20

220

22

5,0

2,0

1

2

3

4

5

6

7

8

7

12,0

10,0; 9,0; 5,0; 12,0; 12,0; 8,0

19

310

25

3,5

1,7

8

20,0

10,0; 18,0;15,5; 17,5; 20,0

16

150

24

7,0

2,4

9

25,0

24,0; 20,0; 12,5; 15,5; 25,0; 22,5

21

240

20

8,0

2,6

10

30,0

25,0; 28,0; 177,8; 30,0; 24,5

24

360

16

6,0

2,2

11

12,5

8,0; 10,0; 12,0; 9,0; 6,3; 7,8

12

250

20

4,0

1,6

12

40,0

30,0; 25,4; 36,0; 38,2; 40,0

21

300

15

8,0

2,1

13

50,0

15,6; 24,7; 32,0; 48,0; 45,5

24

360

18

10,0

2,7

14

35,5

30,0; 25,0; 16,0; 28,7; 34,5; 35,0

14

250

20

7,0

2,3

15

1,0

0,5; 0,6; 0,8; 0,9; 1,0; 0,4

10

200

25

0,4

1,0

16

18,0

12,5; 17,0; 16,0; 15,0; 14,5

14

250

22

4,0

1,5

17

12,0

10,0; 8,0; 11,0; 10,8

14

300

24

3,5

1,8

18

8,0

6,3; 7,8; 6,3; 8,0; 7,2

12

220

16

3,0

1,6

19

10,0

8,0; 9,4; 10,0; 7,2; 6,3; 10,0

15

260

25

4,5

1,9

20

4,0

3,5; 3,8; 4,0; 3,2; 3,0

7

200

20

1,5

0,8

21

1,6

0,8; 1,0; 1,4; 1,6; 1,5; 1,2

7

160

17

0,5

0,6

22

2,5

2,0; 2,2; 2,5; 1,8; 1,6

7

150

15

0,4

0,9

23

20,0

18,5; 16,5; 12,5; 15,0; 20,0

21

300

20

5,0

2,0

24

10,0

6,3; 8,0; 9,4; 10,0

18

250

25

4,0

1,7

25

6,3

4,4; 5,0; 5,5; 6,0; 5,8; 3,2

14

220

18

3,0

1,5

1 Параметри визначення груп режиму роботи механізму

1.1 Відносна тривалість включення:

,   (2.1)

де nц - число циклів роботи механізму в перебігу години (дані приймаються з попередньої задачі); tм – сумарна тривалість роботи механізма протягом циклу, хв., (дані приймаються з попередньої задачі).

1.2 Коефіцієнт використовування механізму в перебігу доби:

.    (2.2)

1.3 Коефіцієнт використовування механізму в перебігу року:

.    (2.3)

1.4 Коефіцієнт використовування механізму в перебігу години:

.    (2.4)

1.5 Коефіцієнт використання крана по вантажопідйомності:

.    (2.5)

1.6 Клас використання механізму «А» встановлюється залежно від загального часу роботи механізму «Т» за заданий термін служби, по відповідній таблиці [1,5,7,10,15,17]

Т = Т0mh,    (2.6)

де Т0 – середньодобова тривалість роботи механізму, год,

.   (2.7)

1.7 Клас навантаження механізму «В» встановлюється залежно від коефіцієнта навантаження «К» по відповідній таблиці [1,5,7,10,15,17]

де Рi - навантаження (сила, момент),яка діє на механізм в перебігу періоду часу ti = Kгод n m h за заданий термін служби, кН; Рmах – максимальне навантаження ( сила, момент), яка визначається з урахуванням всіх факторів, що діють на механізм протягом робочого циклу, кН; ti=Т - сумарний час дії навантаження на механізм за заданий термін служби.

Для окремого випадку, коли t1 = t2 = t3 = ... = ti, тоді:

.   (2.8)

1.8 Група режиму роботи механізму «М» встановлюють залежно від поєднань класу використовування і класу навантаження по таблиці [1,5,7,10,15,17].

2 Визначення групи режиму роботи крана

2.1 Клас використання кранів «С» визначається числом циклів його роботи протягом заданого терміну служби по таблиці [1,5,7,10,15,17]:

Nс = nцmnh.    (2.9)

2.2 Клас навантаження кранів «Q» характеризується коефіцієнтом навантаження, визначається по таблиці [1,5,7,10,15,17]:

,

де Ni = nцimnh - число циклів роботи крана за термін його служби з вантажем масою Qi; Qн – номінальна вантажопідйомність крана, т.

Для окремого випадку, коли N1 = N2 = N3 = ... = Ni, тоді:

.   (2.10)

2.3 Групу режиму роботи крана «К» встановлюють залежно від поєднань класу використання і класу навантаження по таблиці [1,5,7,10,15,17].

3 Продуктивність вантажопідйомної машини

Одним з основних показників оцінюючих, експлуатаційні якості вантажопідйомних машин, є їх продуктивність.

Продуктивність - це максимальна маса або об'ємна кількість певного виду вантажу, переміщуваного за одиницю часу (годину, зміну, добу, рік ) в конкретних умовах роботи.

По середній продуктивності крана за рік визначають потребу кількості кранів в цеху, на складі і в інших місцях яки обслуговуються вантажопідйомними машинами.

3.1 Річна продуктивність при переробці штучних вантажів; т/рік,

Пр = Qн nц Kвт Kв,   (2.11)

де Kв = Kгод Kд Kр - коефіцієнт використовування крана за часом; Kвт - коефіцієнт використовування крана по вантажопідйомності; Kгод - коефіцієнт використовування крана в перебігу години; Kд - коефіцієнт використовування крана в перебігу діб; Kр - коефіцієнт використовування крана в перебігу року.

3.2 Річна продуктивність при переробці сипких і рідких вантажів, т/рік:

Пр = nц (mт + V) Kвт Kв,   (2.12)

де mт - (0,43 - 0,5) Qн – маса тари, т, V - об'єм тари, м3 ;  - питома вага (дається в таблицях для різних сипких матеріалів), т/м3;  = 0,6 - 1,0 - коефіцієнт заповнення тари.

4 Порядок виконання завдання

4.1 Виписати з таблиці 2 розрахункові дані, відповідні порядковому номеру студента в академічному журналі.

4.2 Користуючись початковими даними, розрахувати всі необхідні параметри і користуючись нормативними матеріалами визначити групу режиму роботи кожного механізму і крана в цілому для роздільного і суміщеного циклу, а також визначити річну продуктивність крана.

4.3 Одержані результати занести в таблицю 3.

5 Питання для контролю знань

5.1 Чому рівний і що враховує коефіцієнт використання крана за вантажопідйомністю?

5.2 Чому рівний і що враховує коефіцієнт використання крана за часом?

5.3 Які бувають групи режимів роботи механізмів і крана?

5.4 Як визначається група режиму роботи механізму?

5.5 Як визначається група режиму роботи крана?

5.6 У чому відмінність визначення класів використання кранів і механізмів кранів?

5.7 У чому відмінність визначення класів навантаження кранів і механізмів кранів?

Таблиця 3

Результати розрахунку режимів роботи механізмів кранів і крана

Параметри режиму роботи

Тип

циклу

ПВ %

Kвт

Kд

Kр

Kгод

Мех. під

Кран

П,

т/год

Клас використання

розд.

сум.

Клас навантаження

розд.

сум.

Група режиму роботи

розд.

сум.

5.8 Визначте продуктивність вантажопідйомної машини для штучних і сипких вантажів.

Практична робта №3

Тема: Гнучкі елементи впм. блоки і поліспасти. деталі для навивання і звивання гнучких елементів вантажопідйомних машин.

Мета робота: Визначити кратність і ККД поліспаста. Знайти максимальне зусилля в гнучкому елементі, вибрати його по ДСТу, знайти геометричні розміри барабана і визначити довжину каната, розрахувати на міцність тіло барабана, вузол кріплення кінців каната, а також вибрати по ДСТу і розрахувати вантажозахватний пристрій і елементи крюкової підвіски.

Початкові дані (таблиця -5)

а) номінальна вантажопідйомність – Q, т;

б) тип поліспаста і число гілок - m,

в) група режиму роботи механізму - М,

г) висота підйому вантажу – Н, м ;

д) коефіцієнт корисної дії блоку - б.

Вказані дані приведені в таблиці 5.

Таблиця 4

Максимальні допустимі значення коефіцієнтів К і е

Група режиму роботи

Режим роботи

К

е

ручний привід

4,0

16

легкий

4,5

18

середній

5,6

20

важкий

7,1

22,4

вельми важкий

9,0

25

1 Визначення ККД поліспаста і вибір каната

1.1 Виходячи із заданого типу і числа гілок, викреслити схему поліспаста.

Передавальне число поліспаста, uп;

,    (3.1)

де m - число гілок поліспаста, на яких висить вантаж; k - число гілок, що йдуть на барабан.

Для одинарних поліспастів k = 1, для здвоєних k = 2.

1.2 ККД поліспаста, п:

а) для одинарного поліспаста ( першого роду )

;    (3.2)

б) для здвоєного поліспаста (другого рада )

,    (3.3)

де б – ККД одного блока залежить від типу підшипників, на яких він встановлений.

1.3 Максимальне зусилля в гнучкому елементі поліспаста, Smах, Н:

,    (3.4)

де Gвт - вага вантажу, що піднімається, Н (Gвт =Qg, тут g=9,81 м/с2), Q - маса вантажу, що піднімається, або номінальна вантажопідйомність, кг.

1.4 Розрахункове розривне зусилля в гнучкому елементі канаті),Н:

Рр = Smаx К,    (3.5)

де К - коефіцієнт запасу міцності каната, таблиця 4.

1.5 По розривному зусиллю по ДСТу вибирається канат бажано з лінійним торканням дротиків в сталках, що має розривне зусилля [Pmах], більше за розрахункове, приймаючи границю міцності дротиків розриву в межах (1600-1800) МПа:

[Pmах]  Рр.    (3.6)

2 Визначення геометричних розмірів барабана

2.1 Діаметру барабана по центру намотуваного каната, Dб, мм:

Dб = е dк,    (3.7)

де е - коефіцієнт, залежний від групи режиму роботи, ( таблиця 4 ); dк – діаметр каната, мм.

Розрахунковий діаметр барабана округлюють до цілого значення по внутрішньому діаметру нарізки Dо = Dб - dк, щоб остання цифра була нуль або приймають діаметр, близький до стандартного.

2.2 Довжина барабана, Lб, мм, корисна довжина барабана визначається в основному його потрібною канатаємкістю, тобто необхідною довжиною каната, яка повинна бути намотана на нього. Необхідна довжина каната залежить від схеми поліспаста і висоти підйому вантажу.

Робоча довжина нарізаної частини барабана визначається через необхідне число витків каната на барабані і кроку навивання каната, lр, мм:

мм,  (3.8)

де Н - висота підйому вантажу, м; uп - передавальне число поліспаста, Huп = Lк довжина канта, що намотується на барабан.

При замовленні довжини каната необхідно враховувати 1,5...2,0 запасні витки на тілі барабана, витки каната для вузла його кріплення, а для стрілових кранів необхідно враховувати ще довжину каната від головки стріли до розташування підйомної лебідки.

(1,5...2,0) - запасні витки на барабані, необхідні для розвантаження болтів що кріплять канат на тілі барабана; Dб – діаметр прийнятого барабана, м; t = dк + (2…2,5) мм - крок нарізки для нарізних барабанів; t = dк - крок навивання каната для гладких не нарізних барабанів.

Для нарізних барабанів крок нарізки може бути прийнятий по Нормалях в залежності від діаметру каната [3, 5, 7].

Конструктивна довжина барабана, (рис. 3.1), знаходиться:

а) при одношаровій навиванні і одинарному поліспасті, (рис. 3.1,а);

Lб = lр + с + а,   (3.9)

б) при одношаровому навиванні і здвоєному поліспасті, (рис. 3.1,б, двостороння нарізка барабана):

Lб = lр + 2а +в,    (3.10)

де а = 2dк + 4t - довжина частини барабана, необхідна для кріплення кінця каната, мм; с = 2dк – довжина гладкої частини барабана, передбачена технологією виготовлення, мм; b - відстань між правою і лівою нарізкою, мм:

b = l - 2 hmin tg,

l - відстань між осями струмків крайніх блоків підвіски, мм; hmin = 3Dб - відстань між віссю барабана і віссю блоків гакової підвіски при крайньому верхньому її положенні, мм;   6 - допустимий кут відхилення набігаючої на барабан гілки каната від вертикального положення.

Робоча довжина барабана при багатошаровому навиванні каната:

,   (3.11)

де n - число канатних витків на барабані; z - число шарів навивання каната; t - крок навивання при гладких барабанах приймається рівним dк, мм.

3. Розрахунок барабана на міцність

Тіло барабана під навантаженням знаходиться в складному напруженому стані, випробовує напруги стиснення, кручення і вигину.

Напруга вигину при Lб 3Dб і напруга кручення при Dб 3Lб незначні, звичайно не перевищують 15% від напруги стиснення. У цих випадках розрахунок виконують тільки по напрузі стиснення.

Напруга стиснення в стінці барабана рівна:

,   (3.12)

де  = 0,02Dб + 6…10 мм; - для чавунних канатних барабанів і =1,2dк - для сталевих канатних барабанів, мм; Smах – максимальне зусилля у гілці поліспаста, Н; t - крок навивання каната на барабан, мм; ст - напруга, що допускається, на стиснення, МПа.

Барабани виготовляються:

- зварними сталевими із Ст3 і Ст20 -  ст = (100…110) МПа;

- литими сталевими із Ст25Л, Ст35Л і Ст40Л -ст = (90…100) МПа;

- литими чавунними з СЧ-15-32 і СЧ -18-36 - ст = (80…90) МПа.

З умов технології виготовлення товщина стінки барабана не повинна бути менше 11 мм для сталевих литих барабанів і 18 мм для чавунних литих барабанів.

Напруга вигину досягає свого максимального значення залежно від прийнятої схеми поліспаста і положення вантажу.

Рис. 3.1. – Схеми конструкцій барабанів

При одинарному поліспасті (рис. 3.2,а) найбільша напруга вигину виникає при положенні каната в центрі барабана тобто Lб /2:

,    (3.13)

При здвоєному поліспастис. 2.3,б) найбільша напруга вигину виникає при положенні гакової підвіски з вантажем у верхньому крайньому положенні:

,   (3.14)

де Мі – вигинаючий момент, Нм; Lб – конструктивна довжина барабана, м; b - відстань між нарізками на барабані, м.

Максимальний крутний момент тіла барабана, Нм:

а) при одинарному поліспасті:

,   (3,15)

б) при здвоєному поліспасті;

Mкр = Smax (Dб + dк),  (3.16)

Напруга вигину тіла барабана, МПа рівна:

,   (3.17)

Напруга кручення тіла барабана, МПа рівне:

,   (3.18)

де - екваторіальний момент опору тіла барабана,м3 ;

- полярний момент інерції тіла барабана, м3;

Dв = (Dб – 2b) - внутрішній діаметр тіла барабана, м.

Сумарна напруга в тілі барабана по четвертій теорії міцності рівна:

.  (3.19)

4. Проектування і розрахунок вузла кріплення каната на тілі барабана.

До конструкції кріплення каната на барабані ставлять наступні вимоги: необхідної і достатньої надійності, доступності для огляду, зручності зміни каната.

Найширше застосування знаходить кріплення каната планками, які притискають канат до тіла барабана (рис. 3.3). При цьому канат з крайньої канавки нарізки барабана переводиться в третю, для чого частково вирубуються виступи нарізки, які розділяють канавки. Середню ж канавку використовують для установки кріпильних болтів або шпильок.

Рис. 3.2. Схема кріплення каната притискною планкою

Згідно правилам Держнаглядохоронпраці, число встановлюваних одноболтових планок повинне бути не менше двох, які встановлюються з кроком в 60.

Канат утримується від висмикування силою тертя, створеною силою притиснення планок до тіла барабана болтами або шпильками.

Сила, що висмикує канат, рівна Н:

,    (3.20)

де e = 2,72 - підстава натурального логарифма; Smах – максимальне зусилля у гілці поліспаста, Н;  = (0,1...0,16) - коефіцієнт тертя ковзання між канатом і тілом барабана;  = (3...4) -кут обхвату барабана запасними витками каната.

Сумарне зусилля розтягування болтів. Н;

,   (3.21)

де - приведений коефіцієнт тертя між планкою і канатом;

= (40...45) - кут скосу кріпильної притискної планки; 1 = 2 - кут обхвату барабана канатом при переході від однієї канавки планки до іншої.

При кріпленні каната притискною планкою в тілі болта або шпильки виникає складна напруга від розтягування і вигину, тобто

торб = р + і .   (3.22)

Залежно від діаметру каната, по нормалях вибирається притискна планка, де вказані її геометричні розміри [5, 16, 12].

Необхідна кількість болтів знаходиться з наступного виразу:

, т  (3.23)

де n = 1,25…1,3 коефіцієнт, який враховує напругу кручення, виникаючу в тілі болта при його затягуванні; k  1,5 - коефіциент запасу кріплення каната на барабані; l = (dк + h) - відстань від дна канавки на барабані до верхньої поверхні притискної планки, мм; dк – діаметр каната, мм; d1 = 0,85d - внутрішній діаметр різьблення болта; d - діаметр різьблення болта, мм; Ри = Рр m1 – сила, що згинає болт, прикладена між головкою болта і планкою, Н.

Болти або шпильки виготовляються звичайно із сталі СтТ-3 або Ст-4.

Межа текучості для Ст-3 рівна : т = 240 МПа.

Допустима напруга для розрахунку болтів рівна:

,

де Kз - запас міцності (приймається 1,5 для болтів діаметром більш 14 мм і 2,5 для болтів меншого діаметру).

Таким чином, задаючись діаметром болта, знаходимо необхідну їх кількість. Звичайно при діаметрі каната до 12,5 мм. приймають болти М12, до 15,5мм, - М16, до 17,5 мм, - М20.

5 Вибір вантажозахватного пристрою

По номінальній вантажопідйомності Qн і залежно від групи режиму роботи механізму підйому по нормалях і ДСТу вибирається гак, гакова підвіска і виписується її характеристика і геометричні розміри [9, 10, 12, 16]. По вказівці викладача елементи підвіски підлягають перевірочному розрахунку.

Таблиця 5

Початкові дані для розрахунку

Варіант завдання

Qн номінальна вантажопідйомність, т

m одинарний/

здвоєний поліспаст

Група режиму роботи механізму

Н, м

висота підйому вантажу

б- ККД блоку

1

2

3

4

5

6

1

2,5

2/0

8

0,94

2

3,2

2/0

12

0,95

3

4,0

2/0

14

0,96

4

5,0

2/0

15

0,97

5

6,3

3/0

10

0,98

6

8,0

3/0

16

0,94

7

10,0

4/0

8

0,96

8

12,5

0/4

12

0,99

9

16,0

0/4

14

0,97

10

20,0

0/6

15

0,98

11

25,0

0/6

20

0,96

12

32,0

0/6

14

0,98

13

40,0

0/8

12

0,99

14

5о,0

0/8

13

0,95

15

63,0

0/10

9

0,97

16

80,0

0/10

14

0,96

17

100,0

0/10

16

0,98

18

5,0

3/0

20

0,99

19

10,0

0/4

30

0,98

20

16,0

0/6

40

0,97

21

20,0

6/0

16

0,96

22

30,0

8/0

14

0,95

23

50,0

8/0

15

0,98

24

80,0

8/0

12

0,97

25

30,0

6/0

16

0,98

6 Питання для самоконтролю

1. Сталеві канати, їх класифікація, аналіз і розрахунок.

2. Поліспасти, їх призначення, класифікація і визначення їх передавального числа.

3. Чому рівний коефіцієнт корисної дії поліспаста?

4. Визначення максимального значення натягнення гнучкого елементу.

5. Класифікація, призначення деталей для навивання і звивання гнучких елементів.

6. Як здійснюється геометричний розрахунок барабана?

7. Як виконується прочностной розрахунок барабана?

8. Кріплення кінця каната на тілі барабана, конструкція і розрахунок.

Практична робота №4.

Тема: Розрахунок і компоновка механізму підйому вантажопідйомних машин

Мета заняття: Ознайомитися з порядком розрахунку механізмів підйому вантажопідйомних машин і їх компоновкою.

Початкові дані приведені в таблиці 9

а) номінальна вантажопідйомність - Qвт, т;

б) швидкість підйому вантажу – Vп, м/хв.;

в) висота підйому - Н, м;

г) група режиму роботи – M.

1 Порядок розрахунку механізмів підйому.

1.1 Приймається схема поліспаста залежно від типу вантажопідйомною машини, її вантажопідйомності і групи режиму роботи.

Визначається передавальне число поліспаста (3.1) і знаходиться коефіцієнт корисної дії поліспаста по формулах (3,2 або 3,3) залежно від прийнятого типу поліспаста [див. практичне заняття 3].

1.2 Визначається максимальне зусилля в гілці каната, що виходить, з поліс паста по виразу (3.4) [див. практичне заняття 3].

1.3 Знаходиться розривне зусилля в канаті і вибираються тип і розміри каната по ДСТу.

1.4 Визначаються геометричні розміри барабана (3.7) і (3,8), (3,9) і (3,10) рис. 3.1 [див. практичне заняття 3].

1.5 Знаходиться статична потужність двигуна механізму підйому, кВт:

,   (4.1)

де Gвт – номінальна вага вантажу, що піднімається, Н; Gп=(0,01...0,02)G вт - вага підвіски, Н, орієнтовне значення, але можна приймати його по нормалі при виборі типу підвіски; Vп - швидкість підйому вантажу м/хв. (дана в завданні, див. таблицю 9); пр = пбр - коефіцієнт корисної дії приводу; п - коефіцієнт корисної дії поліспаста; б = 0,96 - коефіцієнт корисної дії барабана; р = 0,972 - коефіцієнт корисні дії двохступеневого циліндричного редуктора. Якщо редуктор триступінчатий, то його ККД рівний 0,973, черв'ячного - 0,7.

По каталогу вибирається найближчий двигун по потужності. При виборі по таблицях відповідного двигуна необхідно враховувати, що один і той же двигун при різних режимах роботи може розвивати різні потужності. Тому при необхідності повинен бути виконаний перерахунок потужності двигуна, якщо режим його роботи не відповідає групі режиму роботи механізму, по формулі:

,   (4.2)

де  - розрахункова потужність двигуна, кВт; ПВ%м - група режиму роботи механізму підйому; ПВ%д - режим роботи двигуна.

Якщо вибраний двигун має потужність меншу або рівну розрахунковій, то слід перевірити двигун на пусковий момент по коефіцієнту короткочасного перевантаження двигуна:

,   (4.3)

де - допустимий коефіцієнт короткочасного перевантаження двигуна; , Нм - номінальний момент, що розвивається двигуном при сталому русі; n - число оборотів двигуна, об/хв.; N - потужність двигуна, кВт; Мmах – максимальний момент, що розвивається двигуном, приймається за каталогом двигунів; Мпус - пусковий момент, що розвивається двигуном в період пуску механізму підйому, який визначається за наступним виразом:

(4.4)

де Qвт – маса вантажу, що піднімається, або вантажопідйомність крана, кг; mп – маса гакової підвіски, кг; Dб – діаметр барабана, м; nд - частота обертання ротора двигуна, хв-1; uп - передавальне число поліспаста; uр - передавальне число редуктора, (див. пункт 1.6); м - коефіцієнт корисної дії механізму, м=пбр; п - ККД поліспаста; б = 0,96 - ККД барабана на підшипниках кочення; р = пзп - ККД редуктора; зп – 0,97 ККД зубчастої прямозубої передачі, n - число пар зубчатих передач в редукторі; tр – час розгону двигуна, с;

,

де п – швидкість розгону вантажу, м/хв.; [a] - допустимі прискорення в період пуску, м/с2.

Таблиця 6

Рекомендовані значення прискорення при пуску

Найменування

[a], м/с 2

Монтажні крани

до 0,1

Крани транспортуючі рідкий метал

до 0,1

Крани механоскладальних цехів, елінгів і складів

до 0,2

Крани металургійних цехів

до 0,5

Грейферні крани

до 0,8

Гакові крани, що працюють на масових перевантажувальних роботах

0,6…0,8

mD2)д - маховий момент ротора електродвигуна, кг/м2; (mD2)м -маховий момент муфти, кг/м2; Gвт – номінальна вага вантажу, що піднімається, Н; Gп = (0,01...0,02) Gвт - вага підвіски, Н.

1.6 Вибір редуктора механізму підйому

Визначається частота обертання барабана, хв.-1:

,    (4.5)

Знаходимо загальне передавальне число механізму підйому:

,    (4.6)

де nд - частота обертання ротора двигуна, хв-1.

Редуктор вибирається по необхідному передавальному числу. Але при виборі конкретного типорозміру редуктора необхідно враховувати його навантажувальну здатність.

Типорозмір редуктора визначається шляхом порівняння розрахункового обертового моменту або вихідної потужності і консольного навантаження із значеннями, вказаними в каталозі. Крім цього, необхідно звертати увага на міжцентрову відстань редуктора важливу з умов компоновки механізму підйому.

Розрахунковий момент на валу барабана, Нм:

Мр = Мб = ,   (4.7)

де - потужність на вихідному валу редуктора, Нм;  =  - коефіцієнт короткочасного перевантаження двигуна.

У пояснювальній записці до практичного заняття приводиться тип і технічна характеристика обраного редуктора і його геометричні розміри, необхідні для компоновки приводу механізму підйому.

1.7 Вибір гальма механізму підйому.

Гальма механізмів підйому вибираються з умови утримання вантажу на вазі з певним запасом гальмування. тобто

,   (4.8)

де K - коефіцієнт запасу гальмування.

Таблиця 7

Значення коефіцієнта запасу гальмування

Група режиму роботи

ПВ%

До

Легкий режим

(15%) 1М, 2М, 3М

1,5

Середній режим

(25%) 4М

1,75

Важкий режим

(40%) 5М

2,0

Вельми важкий режим

(60%) 6М

2,5

По розрахунковому значенню гальмівного моменту по каталогу вибирається гальмо. Для механізмів підйому рекомендуються гальма типа ТТ, ТКГ, ТКТГ, які встановлюються на швидкохідному валу редуктора.

Враховуючи, що гальмо в підйомних механізмах є вельми відповідальним вузлом, він, згідно норм Держнаглядохоронпраці, підлягає обов'язковій перевірці по допустимому питомому тиску і по нагріву.

Питомий тиск на колодках гальма, МПа, рівний:

,  (4.9)

На нагрів можна перевірити по питомій роботі тертя МПа м/с за виразом:

Атр = qV0m  Атр,   (4.10)

де - сила натиснення колодки на шків, Н; Мг – статичний гальмівний момент, Нм; Dш – діаметр гальмівного шківа, м; - колова швидкість на поверхні гальмівного шківа, м/с; Bш – ширина гальмівного шківа, м;  - кут обхвату колодками гальмівного шківа в градусах, коливається в межах від 60 до 120 град.;  - коефіцієнт тертя колодки об гальмівний шків.

Таблиця 8

Коефіцієнт тертя колодки об гальмівний шків

Тип обкладання

q,МПа

А т, МПа м/с

Азбестова стрічка

0,35…0,4

0,2…0,6

1,5

Вальцьована стрічка

0,42…0,48

0,3…0,6

1,5

Композиція з метал. пряжи

0,3…0,45

0,1…1,5

1,5

Колодка с/чугун

0,15…0,25

0,8…1,8

1,5

Дерев'яні

0,2…0,35

0,1…0,6

1,5

У пояснювальній записці привести тип і характеристику вибраного гальма, з необхідними для компоновки розмірами.

1.8 По діаметрах валів двигуна і редуктора, що сполучаються, по каталогу вибрати сполучні муфти типа МУВП або МЗ з гальмівним шківом.

У записці пояснення привести тип і характеристику вибраних муфт з необхідними для компоновки розмірами.

2.0 Компоновка механізму підйому

Правильна або раціональна компоновка механізму підйому відображається і істотно впливає на конструкцію всього крана, його габарити, вагу, надійність і умови експлуатації. Компоновка механізму - це установка взаємного розташування вузлів (блоків) механізму, ув'язка їх з металоконструкцією візка або крана і визначення габаритних розмірів візка або механізму підйому проектованої вантажопідйомної машини.

На стадії компоновки механізму підйому рекомендується заздалегідь ознайомитися з кінематичними схемами механізмів підйому типу крана ([3], [14], [16]), що розраховується, Деякі кінематичні схеми представлені на рис. 1.5.

Рис. 4.1. Кінематичні схеми механізму підйому

Рекомендується наступна послідовність роботи при компоновці механізму підйому:

1. Вибирається кінематична схема механізму підйому.

2. Вибирається схема поліспаста. Доцільно провести розрахунок при декількох варіантах кратності поліспаста з тим, щоб встановити найдоцільнішу кратність з урахуванням ув'язки з параметрами редуктора і геометричними розмірами барабана.

3. Розраховується максимальне зусилля в гнучкому елементі і визначається розривне зусилля, по якому вибирається тип і розміри гнучкого елементу ланцюга або каната.

4. Розраховуються основні геометричні розміри барабана і блоків.

5. Визначається статична потужність двигуна механізму підйому і виконується вибір двигуна за каталогом.

6. Знаходиться загальне передавальне число механізму підйому.

7. Приймається тип редуктора і вибирається за каталогом, виписуються його геометричні розміри.

8. Знаходиться необхідний гальмівний момент по якому в каталозі вибирається тип і геометричні розміри гальма.

При компоновці механізму підйому необхідно звертати увагу на:

- рівномірний розподіл ваги механізму між ходовими колесами або несучими балками рами приводу. Відстань від середини барабана до подовжньої осі ходових коліс або ферми крана повинне бути однаковим. В цьому випадку навантаження від ваги вантажу, що піднімається, порівну розподілятиметься на головні балки моста або підкоси і тягу стрілового крана;

- розташування центру ваги підвіски повинне проходити по середині бази візка, що дозволяє рівномірно розподілити тиск від ваги вантажу, що піднімається, між ходовими колесами. Іноді з метою кращого зчеплення приводних ходових коліс з рейкою центр підвіски зміщується у бік приводних коліс;

- розташування по можливості верхніх блоків поліспаста над візком, що полегшує їх монтаж і демонтаж;

- установку гальмівного шківа гальма механізму підйому на швидкохідному валу редуктора;

- розміщення редуктора механізму підйому і зовнішні опори барабана над подовжніми балками візка або рами механізму, пов'язаного з несучими стрижнями металоконструкції.

Компоновку слід виконувати на міліметрівці і прикладати до звіту або записки пояснення практичного заняття.

3 Питання для самоконтролю

3.1 Як виробляється перерахунок потужності двигуна, якщо його група режиму роботи не відповідає групі режиму роботи механізму?

3.2 Чому рівний коефіцієнт короткочасного перевантаження двигуна?

3.3 У чому фізичне значення коефіцієнта короткочасного перевантаження двигуна?

3.4 Приведіть порядок розрахунку механізму підйому для його компоновки.

3.5 З яких умов вибирається гальмо механізму підйому?

3.6 По яких параметрах вибирається редуктор механізму підйому?

3.7 Визначте номінальну потужність двигуна.

3.8 Чому рівне загальне передавальне число приводу механізму підйому?

3.9 Визначте максимальне зусилля в підйомному канаті.

3.10 Чому рівний діаметр барабана і від чого залежать його розміри?

3.11 Які вимоги пред'являються до компоновки механізму підйому?

3.12 Від чого залежить максимальне зусилля в канаті?

3.13 Чому рівна потужність двигуна механізму підйому?

3.14 Запишіть статичний момент на валу гальма.

3.15 Запишіть потужність двигуна, приведену до валу барабана.

Таблиця 9

Початкові дані для розрахунку

Варіант

Тип крана

Номінальна вантажопідйомність Qвт, т

Швидкість підйому Vп. м/хв.

Висота підйому Н, м

Група режиму роботи

1

2

3

4

5

6

1

Стрілові крани

3

18

18

2

-.-

4

12

13

3

-.-

5

15

16

1

2

3

4

5

6

4

-.-

7

10

15

5

-.-

8

9

17

6

-.-

10

10,5

20

7

-.-

12

10,5

21

8

Мостові крани

5

12

20

9

-.-

10

16

18

10

-.-

15

14

18

11

-.-

20

14

17

12

-.-

25

13

16

13

-.-

30

12,5

17

14

Консольні крани

3

18

21

15

-.-

5

16

14

16

-.-

7

14

16

17

-.-

9

12

15

18

-.-

10

14

17

19

-.-

12

11,5

18

20

-.-

15

12

16

21

Козлові крани

5

15

25

22

-.-

10

16

30

23

-.-

15

12

27

24

-.-

20

11

25

25

-.-

25

12

25

Практична робота №5

Тема:Розрахунок і компоновка механізмів пересування вантажопідйомних машин

Мета заняття: ознайомитися з порядком розрахунку механізмів пересування вантажопідйомних машин і їх компоновкою.

Початкові дані для розрахунку (таблиця 14):

а) вантажопідйомність - Qн, т;

б) маса візка – mв, т;

в) маса крана – mк, т;

г) швидкість пересування - п, м/хв.;

д) група режиму роботи - K.

1 Розрахунок механізмів пересування

Залежно від типу вантажопідйомної машини і призначення вибирається кінематична схема механізму (рис 5.1).

Рис. 5.1. Схема механізму пересування візка

Механізми пересування візків можуть бути як з канатною тягою, так і без неї, у останніх переміщення здійснюється не тяговою силою, а силою зчеплення ходових коліс з рейкою. Після вибору схеми механізму пересування приступають до його розрахунку.

1.1 Вибір і розрахунок ходових коліс.

1.2 Для попереднього(компонувального) розрахунку механізму пересування необхідно визначити навантаження на ходові колеса візка або крана.

Допускається на цій стадії проектування, приймати тиск на ходові колеса рівними. Але необхідно мати на увазі, що насправді вони не рівні, тому надалі, після закінчення ескізної компоновки механізму пересування крана або візка, визначаються реальні навантаження на ходові колеса, після чого виконується уточнений розрахунок ходових коліс по максимальному навантаженню.

Таким чином, навантаження на одне ходове колесо чотириколісного візка, рівна (кН):

.   (5.1)

По максимальному статичному навантаженню визначається діаметр доріжки катання ходового колеса і відповідний тип рейки, таблиця 10.

Потім по ДСТу 3569-74 визначаються розміри обраного ходового колеса крана, рис. 5.2 Dн, dо,д, В1 ([8], [12], [5]).

Таблиця 10

Діаметр доріжки катання ходових коліс і типи рейок

Максимальне статичне навантаження, кН

Діаметр ходового колеса, мм ДСТу 3569-74

Тип рейки

Ширина рейки, мм ДСТу 4693-77

30…50

200, 250

Р24 (ДСТу 6368-82)

40, 45, 50

50…100

320, 400

Р43 (ДСТу 7173-54), КР70 ДСТу 4121-76)

50, 55, 60

100…200

400, 500

Р43, Р60, (ДСТу 7174-75), КР70 (ДСТу 4121-76)

50, 55, 60

200…250

500, 560, 630

Р43, Р50, КР70, КР80

(ДСТу 4121-76)

60, 65, 70

250…320

630, 710

Р43, Р50, КР80, КР100

(ДСТу 4121-76)

70,75,80

320-500

710, 800

КР80, КР100 (ДСТу 4121-76)

70,75,80

1.2 Статичний опір переміщенню візка або крана на горизонтальному рейковому шляху в закритому приміщенні визначається без урахування вітрового навантаження і ухилу шляху, кН.

,  (5.2)

де Kр – коефіцієнт, що враховує тертя реборд об рейку і маточин коліс об прилеглі конструкції рами візка, таблиця 11; Gвт – номінальна вага вантажу, що піднімається, Н; Gв – вага візка, Н; Dх.к – діаметр ходового колеса, см; d0 – діаметр осі ходового колеса, см; f - коефіцієнт тертя кочення колеса по рейці, див. таблиця 12;  - коефіцієнт тертя ковзання на осі ходового колеса, таблиця 13.

Рис. 5.2. – Ходове колесо крана

Таблиця 11

Коефіцієнт Kр, що враховує тертя реборд і маточин коліс об рейку

Тип механіму

Обід ходового колса

Привід механізму

Kр

Кран

Циліндровий

Центральний

1,5

Кран

Циліндровий

Роздільний

1,1

Візки

Циліндровий

Троллейне підведення

2,5

Візок

Циліндровий

Гнучким кабелем

2,0

Таблиця 12

Коефіцієнт тертя кочення сталевих коліс по рейці

Головка

рейки

Діаметр ходового колеса, мм

200, 250, 320

400, 500, 560, 630

710

800, 900

100

Плоска

0,03

0,05

0,06

0,7

0,7

Скруглена

0,04

0,06

0,08

1,00

1,20

Таблиця 13

Коефіцієнт тертя ковзання і кочення

(умовно приведені до валу або осі)

Підшипник

Мастило густе

Мастило рідке

КОВЗАННЯ

сталь по сталі

0,09…0,11

0,04…0,06

сталь по чавуну

0,07…0,09

0,04…0,06

сталь по бронзі

0,06…0,08

0,04…0,06

КОЧЕННЯ

Кулькові

0,01…0,015

Роликові

0,015…0,02

Голчаті

0,05…0,07

6.1.3 Знаходимо статичну потужність двигуна, кВт:

,   (5.3)

де Wв – сила опору переміщенню від сил тертя, Н; п – швидкість пересування, м/хв.; м – ККД механізму пересування, ККД редуктора. ( = 0,97 однієї зубчастої передачі в масляній ванні).

При великих швидкостях (коли виникають значні сили інерції) потужність двигуна заздалегідь знаходиться по формулі, кВт:

,  (5.4)

де Рі – сила інерції маси візка (крана) і вантажу, Н

,   (5.5)

= = 1,5…1,6 - коефіцієнт короткочасного перевантаження двигуна в період несталого руху, для двигунів змінного струму з фазовим ротором; tр – час розгону механізму до номінальної швидкості, який визначається з умови відсутності буксування по тому, що допустимому прискоренню:

,   (5.6)

[а]  допустиме прискорення з умов відсутності буксування, яке визначається по наступному виразу:

, (5.7)

де g =9,81 м/с2 - прискорення вільного падіння; з - коефіцієнт зчеплення приводних ходових коліс з рейкою: для кранів, що працюють на відкритому повітрі с=0,12; для кранів, встановлених в закритому приміщенні с=0,15; для кранів, що працюють з пісочницею с=0,25; m - число приводних ходових коліс; n - загальне число ходових коліс; kз = 1,1…1,2 - коефіцієнт запасу зчеплення; м – ККД механізму пересування.

Аналогічно, як і при виборі двигуна по таблицях, необхідно враховувати, що один і той же двигун при різних режимах роботи може розвивати різні потужності. Тому при необхідності повинен бути виконаний перерахунок потужності якщо режим роботи двигуна не відповідає режиму роботи механізму пересування, по формулі (5.2).

Окрім цього, двигун повинен бути перевірений по пусковому моменту: при цьому одержаний коефіцієнт короткочасного перевантаження двигуна повинен бути менше допустимого для двигуна даного типу.

 д

,   (5.8)

де (5.9)

mD2)д - маховий момент мас, що розташовані на валу електродвигуна, кг/м2;

, Нм – номінальний момент двигуна;

С=1,15…2,25 коефіцієнт, що враховує кінетичну енергію подальших мас приводу механізму пересування, що обертаються;

Мmах – максимальний момент, що розвивається двигуном, Нм (береться з каталога при виборі двигуна).

1.4 Вибір редуктора

Передавальне число механізму пересування при номінальній частоті обертання ротора двигуна n д і ходового колеса nх.к, рівне:

,    (5.10)

де nх.к = /(Dх.к) – частота обертання ходового колеса, об/хв.; Dх.к – діаметр ходового колеса, м; пер – швидкість пересування, м/хв.

Потім розв’язується питання про реалізацію передавального числа в редукторі або в необхідності використовування відкритої зубчатої передачі залежно від кінематичної схеми механізму пересування і його компоновки, що приймається. У останньому випадку передавальне число розбивається на два: відкритої зубчатої передачі і редуктора:

Uпро = uрuо.п..   (5.11)

Редуктор вибирається, виходячи з передавального числа і передаваної потужності або моменту, що крутить. При цьому необхідно враховувати радіальне навантаження на вихідному валу редуктора. Звично в механізмах пересування візка або крана передбачається установка вертикального редуктора типа ВКН, ВК, ВКУ або горизонтального редуктора типа Ц2, Ц3 ([3], [5], [8], [10], [12], [13]).

1.5 Вибір гальма механізму пересування

Гальма механізму пересування вибираються по ДСТу, по гальмівному моменту, який визначається з умови погашення кінетичної енергії поступально рухомих і обертаються мас приводу механізму пересування з вантажем, що транспортується, по формулі:

 (5.12)

де tт – час гальмування механізму пересування, с.

,    (5.13)

[] - допустиме уповільнення за відсутності явища «юза»,м/с2,

,  (5.14)

(mD2) - маховий момент мас, що обертаються, розташованих на валу двигуна, кгм2;

(mD2) = (mD2)д +(mD2)м + (mD2)ш

(mD2)д - маховий момент ротора двигуна, кгм2;

(mD2)м - маховий момент сполучної муфти, кгм2;

(mD2)ш - маховий момент гальмівного шківа, кгм2.

Значення махових моментів знаходиться по ДСТах на ці вузли і деталі, [3], [5], [10], [12], [13].

Щоб уникнути руху нерухомих коліс юзом при гальмуванні, виконується ще перевірка на відсутність буксування по наступному     виразу:

,   (5.15)

де Gкр – вага крана або візка, Н; m - число приводних ходових коліс; n - загальне число ходових коліс;  - коефіцієнт зчеплення приводних ходових коліс з рейкою.

1.5.1 Перевірка гальма на питомий тиск і на питому роботу тертя.

У основу сучасного кранобудування встановлений принцип максимальної надійності машин, тривалої роботи їх без ремонту і заміни деталей, що зношуються. У зв'язку з цим при виборі і проектуванні гальм для забезпечення їх довговічності прагнуть, по можливості, знижувати питомий тиск на колодках. Питомий тиск зумовлює інтенсивність зносу колодки і шківа, а також частоту заміни колодки або її обкладання.

Згідно норм Держнаглядохоронпраці всі гальмівні пристрої повинні бути перевірені на питомий тиск колодок по формулі:

,   (5.16)

де N = (2Мт)/(Dш) - нормальне зусилля притиснення колодки до шківа, Н; Мт – гальмівний момент, що розвивається гальмом в процесі гальмування, Н; Dш – діаметр гальмівного шківа, м; Вш - ширина колодки, м;  =60…100, кут обхвату шківа однією колодкою, в градусах;  - коефіцієнт тертя колодки по шківу.

Інтенсивність зносу колодок залежить не тільки від питомого тиску, але і від швидкості ковзання колодок по шківу в процесі гальмування.

Тому виконується перевірка гальма на питому роботу тертя або нагріваючи по виразу:

Ат = q  q,   (5.17)

де =(Dшnш)/60 - колова швидкість на поверхні гальмівного шківа, м/с.

6.2 Розрахунок механізмів пересування з канатною тягою

Особливістю візків, що переміщаються за допомогою канатної тяги (рис. 5.3), є значний опір руху, що викликається втратами на тертя в опорах блоків і вигину підйомного каната при переміщенні по блоках поліспаста, втрати на провисання каната, а також опору переміщенню, виникаючі в ходових колесах від сил тертя кочення коліс по рейках, тертя на осях ходових коліс, тертя ковзання реборд коліс об головки рейки.

Повний опір переміщенню візка з канатною тягою рівний:

W = W1 + W2 + W3;

W = Kp;

(5.18)

де  = 0,96…0,98 - ККД блоку; [у] = (1/30…1/50)l - допустиме прогинання каната, провисання тягового каната звичайно приймається (0,1…0,15) м; l - довжина каната при крайньому положенні візка, м; q - маса одного погонного метра тягового каната. Для канатної тяги заздалегідь можна приймати q = 0,5 кг/м з подальшою перевіркою по розривному зусиллю і внесенням відповідних корективів в розрахунок.

Примітка: значення решти величин відповідає формулі (5.2).

2.1 Розривне зусилля в тяговому канаті, рівно:

Рр = WK,    (5.19)

де K - запас міцності каната (таблиця 4)

По розривному зусиллю по ДСТу вибирається тип і розміри тягового каната.

По аналогії з механізмом підйому визначаються геометричні розміри барабана. Частота обертання барабана визначається по заданій швидкості пересування візка:

,    (5.20)

2.2 Натягнення в тяговому канаті в нижній гілці з урахуванням опору кінцевого блоку, Н.

,    (5.21)

2.3 Окружне зусилля на приводному барабані механізму пересування з канатною тягою, Н:

,    (5.22)

2.4 Статична потужність двигуна механізму пересування візка з канатною тягою, кВт:

,   (5.23)

де м - ККД приводу механізму пересування.

2.5 Підбір редуктора залежно від прийнятої кінематичної схеми приводу механізму пересування з канатною тягою:

,    (5.24)

2.6 Вибір гальма механізму пересування з канатною тягою, Нм:

,   (5.25)

де K - коефіцієнт запасу гальмування в даному випадку можна прийняти рівним 1,5; м - ККД механізму пересування.

Для даної схеми механізму пересування перевірку двигуна по пусковому моменту і візка на буксування, тобто на запас зчеплення ходових коліс з рейками, виконувати не вимагається.

3 Розрахунок ходових коліс на міцність

Сучасний метод розрахунку ходових коліс кранів враховує об'ємний напружений стан в зоні контакту колеса з рейкою. При цьому ефективні приведені напруги не повинні перевищувати допустимі напруги з урахуванням числа оборотів ходового колеса за весь термін його служби. Напруга в зоні контакту обода ходового колеса крана і рейки, МПа, буде:

з опуклою головкою рейки:

;   (6.26)

з плоскою головкою рейки:

,   (5.27)

де Рmax - максимальний тиск ходового колеса, кН; В = В0 - 2r - робоча ширина рейки, см; В0 – загальна ширина рейки, см; r - радіус заокруглення головки рейки, см; Dх.к – діаметр ходового колеса, см; K - коефіцієнт, залежний від відношення радіусу заокруглення головки рейки до діаметру ходового колеса [5], [12]; Кf – коефіцієнт, що враховує вплив дотичного навантаження на напруги в зоні контакту [5], [12]; KD - коефіцієнт динамічності пари колесо-рейка визначається по виразу: KD = 1 + а;  - номінальна швидкість пересування, м/с; а – коефіцієнт, залежний від жорсткості шляху крана, м/с [5], [12]; Kн - коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження по ширині рейки приймається Кн =2,0 при спиранні на балансирні візки Кн =1,5.

Рис. 5.3. Схема механізму пересування з канатною тягою

Допустимі напруги при приведеному числі оборотів колеса «N» за термін служби:

,   (5.28)

де N = qNс - приведене число оборотів ходового колеса за весь термін служби; Nс – повне число обертів колеса за весь термін служби,

 (5.29)

де з =   - усереднена швидкість пересування колеса, м/с;  - номінальна швидкість пересування, м/с;  - коефіцієнт, залежний від відношення часу несталого рухи tп до повного часу пересування t [5], [12]; Тмаш - машинний час роботи ходового колеса за годиннику за весь термін служби, [5], [12]; q - коефіцієнт приведення числа оборотів [5], [12]. За відсутності початкових даних завантаження ходових коліс значення q допускається приймати залежно від відношення мінімального навантаження на ходове колесо Рmin до максимального навантаження Рmах; [0] - допустимі напруги при N 104 МПа [5], [12].

6.4 Компоновка механізму пересування

При компоновці механізму пересування необхідно приділити увагу наступним питанням:

1. Розташування механізмів пересування на рамі візка або на металоконструкції крана повинне забезпечити її мінімальні габарити (колію і базу),а також рівномірний розподіл маси візка або маси механізму пересування на ходові колеса або на раму металоконструкції.

2. Компонується механізм пересування візка з урахуванням можливого кріплення редуктора і розташування валу при вже намічених елементах рами візка. Таким чином, визначається положення приводних ходових коліс візка (колії).

3. Орієнтовно проектуються контури рами візка з обліком можливості проходу обслуговуючого персоналу при ремонтах і регулюваннях устаткування.

4. Визначається центр ваги рами візка, який з достатнім ступенем точності можна вважати розташованим в геометричному центрі візка.

5. Знаходиться база візка з умов однакового навантаження на приводні і не-приводні колеса.

6. В механізмах пересування з канатною тягою колія візка визначається компоновкою механізму підйому (відстанню між фермами крана), база - розмірами вантажних блоків.

Примітка: докладніші вказівки по компоновці механізмів пересування приведені в спеціальній літературі [12].

Необхідно зважити на те, що компоновка механізмів - це процес творчий, який вимагає узгодження і перегляду етапів проектування механізмів, опрацьовування декількох варіантів, аналізу і вибору найкращого , задовольняючого всім вимогам, створення сучасних вантажопідйомних машин.

6.4 Питання для самоконтролю

1. Які опори виникають при пересуванні візка крана?

2. Визначте потужність двигуна механізму пересування візка.

3. З яких умов вибирається гальмівні пристрої для механізмів пересування?

4. З яких умов виконується перевірка механізму пересування на буксування і на відсутність явища юза?

5. По яких параметрах вибирається редуктор?

6. Як виконується перевірка обраного двигуна?

7. Які додаткові опори виникають в механізмах пересування з канатною тягою?

8. Що потрібно зробити, якщо режим роботи двигуна не відповідає групі режиму роботи механізму пересування ?

9. Як визначити загальне передавальне число механізму?

10.Найдите число оборотів ходового колеса, якщо задана швидкість пересування візка.

Таблиця 14

Початкові дані для розрахунку

Варіант

Qн, т

mт, т

Vпер, м/хв

Група режиму роботи

Струмопівід троллейний

Струмопівід кабельний

1

2

3

4

5

6

7

1

3

1,9

35

-

К

2

5

2,0

40

Т

-

3

7

2,2

37

-

К

4

10

2,4

32

-

К

5

12

2,9

30

Т

-

6

16

3,6

35

-

К

7

18

4,0

40

Т

-

8

20

4,2

30

-

К

9

25

4,5

37

Т

-

1

2

3

4

5

6

7

10

27

4,8

35

Т

-

11

30

5,0

32

-

К

12

35

5,2

28

-

К

13

40

5,8

30

Т

-

14

50

6,0

20

Т

-

15

56

6,2

25

-

К

Візок з канатною тягою

16

1,0

0,2

16

-

-

17

1,5

0,23

14

-

-

18

2,0

0,3

15

-

-

19

2,5

0,35

12

-

-

20

3,0

0,4

15

-

-

21

3,5

0,42

20

-

-

22

4,5

0,48

21

-

-

23

5,5

0,52

18

-

-

24

5,0

0,5

17

-

-

25

8,0

0,55

16

-

-

Практичне заняття №6

Тема:Розрахунок компоновка механізму повороту

Мета заняття - ознайомитися з порядком розрахунку і компоновки механізмів

повороту вантажопідйомних машин.

 Початкові дані, (таблиця 15 )

а) Вантажопідйомність - Q гр, т,

б) Виліт - а, м,

в) Висота підйому вантажу - Н, м,

г) Частота обертання крана -n кр, мін-1,

д) Група режиму роботи - i M.

1 Розрахунок механізму повороту крана

Для визначення потужності двигуна механізму повороту пово-

ротної частини крана необхідно заздалегідь побудувати геометри-

чну розрахункову схему крана і вибрати типи і конструкцію опор його

поворотної частини.

Розрахункові геометричні схеми поворотної частини крана приведені на рисунку 1.

1.1 Для одноопорних кранів (Рис.1.8 а)

З урахуванням висоти підвіски h під  0,5 м знаходиться верхня точка стріли крана, тобто

Н про = Н + h під

 Висота колони звичайно приймається в межах hдо=(0,45 - 0,6)·а.

З умови рівності моментів в навантаженому М н і розвантаженому Мр

стані крана щодо осі повороту знаходиться вага противаги Н.:

 (6.1)

де з = 0,5 а -відстань від осі обертання крана до центру ваги

противаги, м;

у =(1/4 -1/6 ) а - відстань від осі обертання крана до центру

тяжкість крана, м;

G кр= (1/1,2 -1/3) G гр -вага поворотної частини крана з механізмами, Н. 

З умов рівності перекидаючого і поновлюючого моментів знаходяться горизонтальні реакції на опори крана, Н.

 (6.2)

Вертикальна реакція на опору, Н:

V= G гр + G кр + G пр  (6.3)

8.1.2 Для двохопорних кранів ( Рис.1.8б)

Необхідно мати на увазі, що проектований кран повноповоротний, тому верхня опору розташовують так, щоб розтяжкине торкалися виступаючих частин візка.

Точка кріплення верхньої опори з урахуванням підвіски рівна:

Н до = Але + (0,5-0,6)м

Рис. 6.1. – Розрахункова схема поворотної частини крана

Вагу поворотної частини крана з візком можна приймати рівним, Н:

G кр.= (0,6 - 0,85) G гр

Відстань від центру ваги поворотної частини крана до осі повороту

можна приймати в = ( 0,25 - 0,3)·а.

Визначення опорних реакцій виходить з умови рівності

перекидаючого і поновлюючого моментів, М опрвост.

Н г =    (6.4)

Вертикальна реакція від ваги вантажу поворотної частини крана рівна Н:

V = G гр + G кр   (6.5)

1.3 Для монорельсових кранів (Рис.1 8в)

Вага противаги монорельсового крана визначається по виразу (8.1)

Висота колони звичайно приймається в межах h к= (0,45- 0,5)·а

Горизонтальні опорні реакції монорельсового крана рівні Н:

 (6.6)

Вертикальна опорна реакція від ваги вантажу і поворотної частини крана

у Н рівна:

V = G гр + G кр +G пр   (6.7)

1.4 Вибір конструкції і типу опор поворотних кранів

Можливе використовування різних конструкцій і типів опор поворотних кранів представлених на рисунку - 2.8.

Радіальні опори поворотних кранів можуть бути:

1) на підшипниках ковзання,рисунок – 2.8.а

Рис. 6.2. – Конструкції опор поворотної частини крана

Момент опору повороту від сил тертя, Н м.

  (6.8)

де d -діаметр цапфи підшипника ковзання, м,

- коефіцієнт тертя ковзання, таблиця 13.

2) на підшипниках кочення, рисунок - 2.8 в

Момент опору повороту від сил тертя. Н м.

  (6.9)

де f - приведений коефіцієнт тертя кочення, таблиця 13.

d - внутрішній діаметр підшипника, м.

У кранах на колоні нижню опору, що сприймає горизонтальне навантаження (радіальні), звичайно виконують у вигляді роликової

коробки, закріпленої на поворотній частині крана..

3) роликова коробка, рисунок 2.8.б.

Момент опору від сил тертя в роликовій коробці, Н м.

(6.10)

де Rk -радіус колони. Залежно від вантажопідйомності діаметр колони приймається D к= 250 -350 мм. з розрахунку на вигин.

r р = (0,4 -0,5) Rk - радіус ролика, см;

r про = ( 0, 4 - 0,5) rр - радіус осі ролика, см;

=300 -угол розташування роликів по відношенню до горизонтальної сили, діючій на радіальну опору.

Опори, що сприймають вертикальні навантаження, можуть бути на підшипниках ковзання, рисунок 3.8.

1) Суцільна п'ята.

Момент опору повороту від сил тертя, Н м:

,   (6.11)

де d - діаметр п'яти, см.

Діаметр п'яти визначається з умови допустимого питомого тиску по формулі:

  ( 6.12)

де =0,8-0,9 -коефіцієнт, що враховує зменшення площі

п'яти за рахунок канавок;

q =(12 -15) М Па -допустимий питомий тиск.

2) Кільцева п'ята

Момент опору повороту від сил тертя, Н м:

( 6.13)

де d н - зовнішній діаметр кільцевої п'яти, см ;

d в - внутрішній діаметр кільцевої п'яти, см:

 ( 6.14)

Можна приймати співвідношення діаметрів в межах: d в /d н =0,4- 0,6

На підшипниках кочення рисунок - 3.8 а:

 (6.15)

де V - сила ваги поворотної частини крана з вантажем, Н ;

R б.д - радіус бігової доріжки наполегливого шарикопідшипника, см:

d ш - діаметр кульки опорного підшипника, див.

Рис. 6.3. – Конструкція опор

1.5 Визначення потужності двигуна механізму повороту.

Будь-який кран обладнаний механізмом повороту повинен мати три опори,

два - сприймаючі горизонтальні (радіальні) навантаження, створювані поновлюючим моментом і одне сприймаюче вертикальне навантаження від власної ваги поворотної частини машини з вантажем, що транспортується, тобто

сумарний момент опору повороту крана від сил тертя :

М w= М 1тр + М 2тр3v

Потужність двигуна механізму повороту, кВт, рівна:

,   (6.16)

де n kp - номінальна частота обертання поворотної частини крана, об/мин;

м - КПД механізму повороту, рівне м=р о.п. 

По каталогу 12,8 вибирається двигун, виписуються його параметри

1.6 Перевірка двигуна механізму повороту за часом пуску

Вибраний двигун перевіряється на час розгону і порівнюється з

що допускається:

 (6.17)

тут Q - маса вантажу, що піднімається, кг;

m кр -масса крана, кг;

(mD2) -маховий момент ротора двигуна, кгм;

с= 1,1 - 1,2 -коеффіциент, що враховує подальші маси приводу, що обертаються;

М пус= (2,5 -3,4) М н -пуськової момент асинхронного двигуна з фазовим ротором, Н м;

М н =9750 N/n д - номінальний момент двигуна, Н м;

u = n д/n кр - загальне передавальне число приводу ;

n д -мчастота обертання валу двигуна, об/мин;

а  виліт стріли крана, м;

в - відстань до центру ваги поворотної частини крана від осі повороту крана, м.

Значення часу розгону, що допускається, визначається по наступному виразу:

    (6.18)

тут  - рекомендований кут повороту крана за час розгону:

для групи режиму механізмів 1М, 2М, 3М  = / 12 рад;

для групи режиму механізмів 4М  =  / 9 рад;

для групи режиму механізмів 5М  =  / 6 рад.

1.7. Вибір редуктора і відкритої зубчатої передачі

Вибирається кінематична схема приводу механізму повороту

вантажопідйомної машини, виробляється розбиття передавального числа

механізму на передавальне число редуктора і відкритою зубчатою передачею з

циліндровими або конічними колесами, по формулі:

u о.п. = u / u р (8.17)

Переважно відкриту зубчату передачу приймати одноступінчату, передавальне відношення якої приймається в межах 4....10 при циліндровій передачі, і 1,0...6,3 при конічній . При цьому передавальне відношення повинне бути рівне одному із значень стандартного ряду (ГОСТ 2185-66) u о.п. =4,0; (5,5); 5,0; (5,6); 6,3; (7,1); 8,0; ( 9,0);10, відповідно для конічних передач u о.п.= 2,5 ;(3,15); 4,0; ( 5,0); 6,3.

Число зубів шестерні відкритої передачі можна приймати рівним

z ш =20 - 30 (z min = 17).

Модуль зубів шестерні і колеса слід призначати з ряду стандартних модулів (ГОСТ 9563-60) m =8;(9);10; (11);12;(14);16; (18)

Міжцентрова відстань відкритої зубчатої циліндрової передачі знаходиться з наступного виразу, мм:

Ширина зубчатого вінця (колеса), мм.

У = m

де  = 12 - коефіцієнт ширини зуба циліндрової відкритої передачі.

Редуктор вибирається по передавальному числу і максимально допустимій потужності 12, таблиця 3.4 стр.149.,[5] таблиця V.1.43.

1.8 Вибір гальма механізму повороту крана

Необхідний гальмівний момент механізму повороту крана визначається з умови погашення кінетичної енергії обертальний--рухомих мас вантажу і поворотної частини крана, Н м:

(6.18)

тут t з -время уповільнення або гальмування, звичайно приймається рівним часу розгону двигуна (див. 6.17.).

По гальмівному моменту по каталогу вибирається гальмо 8,12,5.

Згідно правилам Держнаглядохоронпраці гальмо повинне бути перевірений на питомий тиск і на питому роботу тертя (нагріваючи), див. 6.10 і 6.11.

2 Компоновка механізму повороту крана

Залежно від призначення, типу і конструкції крана привід

механізму повороту можна розташувати як на поворотній, так і на

неповоротної частини крана. Якщо вантажопідйомна машина стаціонарна, то привід механізму повороту розташовується на фундаменті .Якщо привід механізму повороту розташований на поворотній частині крана, то (рисунок 4.8) в цьому випадку приводна зубчата шестерня, що знаходить в постійному зачіпляючому з нерухомим зубчатим колесом, обертаючись, оббігає його, примушуючи повертатися поворотну частину вантажопідйомної машини з вантажем.

Робота такої відкритої зубчатої передачі відноситься до планетарних передач і її передавальне число рівне:

Компоновка приводу механізму повороту стосовно найбільш поширеної схеми із застосуванням черв'ячного редуктора полягає у встановленні взаємного розташування електродвигуна, гальма і редуктора, а також всього приводу щодо зубчатого вінця або цевочного колеса. При такій компоновці керуються необхідністю зручного доступу до всіх складальних одиниць для регулювань і обслуговування. При конструюванні вузла кріплення редуктора необхідно забезпечити точність установки шестерні відкритої передачі щодо зубчатого вінця.

Рис. 6.4. – Схеми компоновки механізмів повороту

8.3 Питання для самоконтролю

  1.  Як влаштовані механізми повороту вантажопідйомних машин?
  2.  Як знайти розрахункову потужність двигуна?
  3.  Як визначити необхідний гальмівний момент?
  4.  Як визначити передавальне число механізму повороту?
  5.  Як визначити передавальне число відкритої передачі при?
  6.  Приводній шестерні, що нерухомо обертається?
  7.  Як визначити передавальне число відкритої передачі при?
  8.  Приводної шестерні, що рухомо обертається?
  9.  Запишіть опір повороту в наполегливому підшипнику.
  10.  Запишіть сумарний опір повороту від сил тертя?
  11.  Як перевірити двигун механізму повороту за часом пуску?
  12.  Запишіть опір повороту в роликовій коробці?

Таблиця 15

Початкові дані для розрахунку

Варіант

Q, т,

Н, м,

n кр. мін-1,

а, м,

Група режиму роботи

Одноопорні крани

1

1,5

6,5

2,0

6,0

2

2,0

7,0

2,2

6,5

3

2,5

7,5

1,5

7,0

4

3,5

8,0

1,75

7,5

5

4,0

5,0

1,2

5,0

6

4,5

4,6

2,5

5,0

7

5,0

5,5

2,0

5,0

8

6,0

6,0

2,0

5,5

Двохопорні крани

9

2,0

5,0

1,5

6,5

10

2,5

5,5

2,0

6,0

11

3,0

6,0

2,5

7,0

12

3,5

6,5

3,0

7,0

13

4,0

7,0

2,5

6,5

14

4,5

7,0

2,2

8,0

15

5,0

7,5

2,0

8,0

16

5,5

8,0

1,8

7,5

17

6,0

10

1,5

8,0

Монорельсові крани

18

3,0

5,0

2,0

5,0

19

3,5

5,5

2,2

5,5

20

4,0

5,0

1,8

5,5

21

4,5

6,0

1,5

6,5

22

5,0

6,5

2,5

7,0

23

5,5

7,0

2,4

6,5

24

6,0

7,5

2,0

7,0

25

7,0

8,0

1,8

7,5


Практичне заняття №7

Тема:Розрахунок фундаментів і фундаментних болтів стаціонарних поворотних кранів

Мета заняття: Вивчити методику проектування фундаментів

стаціонарних стріловидних кранів і розрахунку фундаментних болтів, їх перевірку

на міцність і надійність.

Початкові дані (таблиця 17)

а) вантажопідйомність - Q гр, т ;

б) виліт стріли - а, м;

в) висота підйому - Н, м;

г) група режиму роботи - i М.

1 Розрахунок і перевірка фундаменту стаціонарних кранів

Фундамент крана призначається для зрівноваження своєю вагою перекидаючого моменту і забезпечення за рахунок цього стійкості крана. При розрахунку фундаментів приймають його вільно, що стоїть на поверхні грунту, бічним тиском грунту нехтують, що йде в запас.

1.1 Розрахунок фундаменту одноопорного крана (рис.1.10)

Вага фундаменту визначається з умови стійкості крана, тобто коли момент перекидаючий М опр, і момент відновлюючий М від, знаходятся з залежності:

М опр  М від. або  М опр = М від.

тут  = 1,8 - 2,0 - коефіцієнт запасу стійкості фундаменту.

Оскільки перекидання крана можливе навколо ребра « А», рисунок 1.10, то рівняння моментів складається відносно точки А.

(7.1)

де G кр = (1/1,2-1/3) G гр.  вага поворотної частини крана, до Н;

G пр - вага противаги, кН, дивися формулу (6.1)

у =(1/4 - 1/6)а -відстань від осі обертання крана до центру ваги крана.

с= 0,5 а -відстань від осі обертання крана до центру ваги противаги.

2d - сторона квадратного фундаменту приймається з технологічних умов, звичайно коливається в межах від 2,5 до 4,0 м

Маса фундаменту відповідно рівна, т:

mф = ,

тут g = 9,81 м/с2 - прискорення вільного падіння.

Об'єм фундаменту визначається залежно від виду матеріалу кладки,

Vф = ,

де  =1,5 -1,7 т/м3 - об'ємна вага бетону.

Геометричний об'єм фундаменту, м3, рівний:

V ф = [h 1+ ( 0,2 -0,3 )] ( 2d)2 .

де h 1 - глибина промерзання грунту в даному кліматичному поясі, опора фундаменту повинна бути глибше на 0,2 -0,3 метра нижче за грунтові води. У нашому кліматичному поясі звично приймають глибину фундаменту 0,9 -1,2 м. Звичайно фундамент виконується у вигляді прямокутної або багатокутної бетонної конструкції. З метою підвищення стійкості нижня опора фундаменту може мати більші розміри, ніж верхні. Ці розміри повинні бути такими, щоб в місці стику фундаменту з грунтом тиск на грунт не перевищував допустимого.

1.2 Перевірка фундаменту на міцність і стійкість

Під дією перекидаючого моменту і вертикального навантаження

виникає тиск фундаменту на грунт, який рівний:

10-6 (7.2)

де q - сумарний тиск на грунт, МПа;

M з =G гр а + G кр в + G ф d - G пр з - момент, що згинає фундамент, Н м,

W =   - момент опору перетину фундамента,м3.

При побудові сумарної епюри тиску можуть мати місце три випадки:

1) на частини підошви фундаменту тиск негативний;

2) тиск по всій підошві фундаменту позитивний, проте  мінімальний тиск рівний нулю;

3) тиск в усіх точках підошви позитивний. Останній випадок свідчить про правильний вибір розмірів фундаменту. Для уникнення руйнування грунту під фундамент повинна виконуватись наступна умова : q =  q.

де q = 1,5 -коеффіциент запасу стійкості фундаменту 

Таблиця 16

Допустимий тиск [q] ( МП а) на грунт

Для грунту, базальту, діабаза 

3

Для вапняку і пісковика

1....1,5

Для щебінки (галечного грунту)

0,3...0,6

Для суглинку, глини, дрібного піску

0,2...,03

Для піску з гравієм

0,35...0,45

Для піску середньої крупної

0,25...0,35

Для вологого піску

0,1...0,2

Для мокрої глини

0,05...0,2

Для болотистого грунту, торфу

0,025...0,05

1.3. Розрахунок фундаментних болтів одноопорного крана

Колона крана встановлюється своїм конічним хвостовиком у втулку фундаментної плити (рис. 2.10), яка кріпиться до фундаменту так званими фундаментними болтами, закладеними в тілі фундаменту.

Умова для розрахунку болтів грунтується на рівності моментів перекидаючого М опр і поновлюючого М вос відносно точки «Б» рисунок 2.10:

М опр = М вост

З цієї рівності, зусилля виникаюче у фундаментному болту,(Н) рівно:

, (7.3)

Рис. 7.1 – Схема для розрахунку фундаменту одноопорного крана

де r - відстань від осі крана до розташування болтів, м.

n - число болтів з одного боку фундаментної плити.

Діаметр фундаментного болта знаходиться з умов його розриву, (мм).

   (7.4)

тут  = (70 - 80 ) М Па напруги, що допускаються, для Ст. 3 і Ст. 4.

2. Розрахунок фундаменту двохопорних кранів (рис.7.2)

Оскільки двухопроний кран має дві опори, то розрахунок фундаменту знаходимо з умови відсутності його зрушення щодо грунту. Вагу фундаменту визначають з умови його стійкості при дії зміщуючої сили Н г ( дивися формулу 8.4) в припущенні відсутності лобового і бічного опору грунту на підставі по формулі:

(7.5)

де q = 1,5 ... 2,0 - запас стійкості фундаменту;

f = 0,5 ...0,6 - коефіцієнт тертя між підставою фундаменту і грунтом.

Задавшися розмірами фундаменту по аналогії з одноопорним краном  визначається тиск між фундаментом і грунтом по наступному виразу:

 q , (7.6)

тут q - допустимий тиск на грунт,МПа ( таблиця 16).

2.2 Розрахунок фундаментних болтів двохопорного крана 

Фундаментні болти двохопорних кранів розраховуються з умови створення сили тертя між фундаментною плитою і фундаментом забезпечуючої відсутність зрушення плити під дією зсовуючої сили Н г ( 8.4) по формулі:

(7.7)

Рис. 7.2. – Схема до розрахунку фундаменту двохопорного крана

де k 1 = до - коефіцієнт запасу, (див. формулу 10.5);

n - число фундаментних болтів, приймається від 4 до 8;

звідки   розривне зусилля на один болт.

Діаметр болта визначається з умови розриву з урахуванням попереднього затягування болта по формулі:

  (7.8)

тут  = 1,25 - 1,3 -коеффіциент, що враховує попереднє затягування болта;

  р = (70 -80 ) М Па напруга, що допускається, для Ст.3 – Ст.4.

3. Питання для самоконтролю

1. З яких умов визначається вага противаги?

2. Призначення противаги.

3. Призначення фундаменту крана..

4. З яких умов визначається вага фундаменту одноопорного крана?

5. З яких умов визначається вага фундаменту двухопороного крана?

6. З яких умов визначається глибина заставляння фундаменту крана?

7. Визначте об'єм фундаменту, виходячи з його геометричних параметрів.

8. Визначте об'єм фундаменту,зная його масу.

9. Які деформації сприймає подушка фундаменту?

10. Які доцільні співвідношення цих деформацій?

11. У чому відмінність в розрахунку фундаментних болтів одноопорного і двохопорних кранів?.

Таблиця 17

Початкові дані для розрахунку

Q, т

Висота підйому, Н, м

Виліт крана, а, м.

Група режиму роботи

1

2

3

4

5

Одноопорні крани

1

5,0

6,0

5,0

2

3,0

8,0

7,5

3

1,0

10,0

9,0

4

8,0

12,0

10,0

5

10,0

7,0

6,5

6

7,0

8,0

7,8

7

2,0

9,0

8,0

8

4,0

11,0

10,0

9

6,0

7,0

7,0

10

4,0

8,0

7,0

11

5,3

10,3

8,2

12

7,6

11,5

10,5

13

5,7

12,3

10,8

Двохопорні крани

14

1,0

6,0

6,5

15

2,0

5,3

5,5

1

2

3

4

5

16

3,5

5,5

6,0

17

4,5

4,7

5,5

18

5,2

4,5

5,0

19

6,4

5,0

5,8

20

7,0

6,5

7,2

21

8,3

6,0

6,4

22

7,0

5,7

6,2

23

6,5

5.3

6,5

24

5,5

5,0

6,6

25

4,5

4,5

5,5

Практичне заняття №8

Тема:Стійкість стріловидних і козлових кранів

Мета заняття: Вивчити методику розрахунку на стійкість стріловидних і козлових кранів відповідно до норм і правил Держнаглядохоронпраці.

Для безпечної роботи стріловидних і козлових кранів повинна бути гарантована їх стійкість, що виключає всяку вірогідність їх перекидання навіть за самих не сприятливих умов нагруження. Кількісним показником стійкості кранів є коефіцієнт стійкості. Розрізняють два коефіцієнти стійкості крана - при навантаженому стані крана розглядається коефіцієнт вантажної стійкості, при розвантаженому розглядається коефіцієнт власної стійкості крана.

1 Стійкість монорельсових кранів

При розрахунку стійкості монорельсових кранів нехтуємо вітровим

навантаженням, вважаючи, що кран працює в приміщенні. Враховуючи що монорельсові крани мають невеликі робочі швидкості, інерційні навантаження також не враховуються.

При розрахунку стійкості монорельсових кранів розглядаються чотириможливих випадку, (рис.8.1), ( Таблиця 18).

Перше положення - стріла направлена уздовж рейкового шляху.

1) Кран навантажений - коефіцієнт вантажної стійкості визначається з умови рівності перекидаючого і поновлюючого моментів,

по наступному виразу:

(8.1)

2) Кран розвантажений - коефіцієнт власної стійкості рівний:

  (8.2)

де G кр=( 0,7 - 0,8) G гр -орієнтіровочно вага крана, кН;

G пр - вага противаги, див. (6.1);

G т = (0,15 - 0,18) G гр - орієнтовна вага візка з механізмами;

у = (0,2 - 0,3) а -відстань від осі повороту крана до його центру ваги;

з = ( 0,4 - 0,5) а -відстань від осі повороту крана до центру ваги

противаги;

до = 0,4 а -орієнтіровно можна приймати відстань від осі поворота крана до ходового колеса.

Друге положення -стріла направлена поперек рейковому шляху.

3) Кран навантажений -коеффіциент вантажної стійкості визначається при умови, щоб рушійна сила, крану з рейки Н сд,була менше сили тертя колеса по рейці по наступному виразу:

 (8.3)

4) Кран розвантажений - коефіцієнт власної стійкості рівний:

  (8.4)

де  = 0,15 - 0,17 коефіцієнт тертя ковзання ходового колеса по рейці;

Нсд - сила зсовуюча з рейок кран при положенні стріли перпендикулярно рейка, яка рівна:

,

Рис. 8.1 – Схема до розрахунку стійкості монорельсового крана

де h - відстань між верхньою і нижньою опорами, яка знаходиться з наступного виразу:

h = Н + 1,1...1,2 м

Н - висота підйому вантажу, м.

У разі невиконання цих умов на візок укладається, баласт необхідний для забезпечення стійкості крана.

2 Стійкість універсальних стріловидних кранів

Універсальні стріловидні поворотні крани повинні володіти певним запасом стійкості в навантаженому і розвантаженому станах, що забезпечує відомий ступінь надійності проти перекидання. Перевірка на стійкість виробляється з урахуванням максимально допустимого кута нахилу крана у бік ребра перекидання.Згідно правил Держнаглядохоронпраці для універсальних стріловидних поворотних кранів необхідно розглядати три положення, (мал. 8.2), (Таблиця 22):

Перше розрахункове положення, Стріла крана направлена у бік ухилу

і перпендикулярно ребру перекидання. Кут нахилу крана приймається

максимальним, т. е мах = 30 при роботі без аутріггеров і мах =1,50 при роботі з аутріггерамі. Стріла опущена ( максимальний виліт крана амах ) в крайнє нижнє положення з номінальним вантажем.

Рис. 8.2. – Схема для розрахунку стійкості універсальних стріловидних кранів

Таблиця 18

Початкові дані для розрахунку

Варіант

Q, т.

а, м.

Н, м.

Група режиму роботи

1

2

3

4

5

1

3,0

7,0

7,5

2

4,0

6,0

6,5

1

2

3

4

5

3

5,0

6,5

7,0

4

6,0

7,0

7,2

5

7,0

4,5

5,0

6

8,0

5,5

5,8

7

9,0

6,5

7,0

8

10,0

6,0

6,4

9

11,0

6,8

7,4

10

12,0

5,5

6,0

11

3,5

7,5

8,0

12

4,5

6,3

7,0

13

5,5

6,0

6,8

14

6,5

5,3

5,5

15

7,5

6,5

7,0

16

8,5

5,5

6,0

17

9,5

6,5

7,0

18

10,5

7,0

7,3

19

11,5

4,5

5,0

20

12,5

5,0

5,8

21

8,2

6,0

6,7

22

9,4

5,5

6,2

23

10,2

7,0

7,5

24

8,6

6,4

7,0

25

9,3

6,7

7,4

Коефіцієнт вантажної стійкості визначається по наступному виразу:

, ( 8.4)

де МQ = G гра- в) - момент створюваний вагою номінального вантажу щодо ребра перекидання, що проходить через точку «А», Н м;

МV = G кр з +в ) соs  - h1sin  - момент, створюваний вагою поворотної частини крана з противагою, щодо ребра перекидання з урахуванням можливого ухилу опори крана ;

2в = 1,52 м - колія крана;

з = (1/10 -1/12)а відстань від осі повороту до центру ваги крана;

h1 - висота розташування центру ваги поворотної частини крана, орієнтовно можна приймати рівною 1,5... 1,8 м.;

- момент сил інерції, створюваний вертикальними

інерційними силами при гальмуванні механізму підйому;

V п - швидкість підйому вантажу, м/мін;

час гальмування механізму підйому;

 т = (0,2 ...0,8 ) м/с2 -гальмування механізму підйому вантажу;

 (8.5)

Рівність 12.5 - момент сил інерції, що виникає від маси вантажу і стріли, в період несталого руху механізму зміни вильоту стріли;

приведена маса стріли до її головки;

m з =(0,15 ...0,20)·Q - маса стріли крана, т ;

t р = (3...5) з, час розгону механізму підйому стріли;

h = Н + (0,5 ...0,6)м - відстань до головки стріли від опори крана;

- кут нахилу стріли, для розрахунку можна прийняти (200 ...300).

момент силою інерції, ( Н м) створюваний

відцентровою силою вантажу, що виникає при обертанні поворотної частини крана;

n -частота обертання поворотної частини крана, м/мін;

h п.гр- відстань від головки стріли до центру ваги вантажу (ця відстань узгоджується з викладачем);

момент від горизонтальних сил інерції

при гальмуванні і розгоні крана, Н м;

V пер - швидкість механізму пересування крана, м/мін;

t р = t т - час розгону і гальмування механізму пересування крана, з.

де  а - максимальні прискорення при пуску і гальмуванні механізму пересування крана, м/с2 Рекомендовані значення максимальних прискорень при перевантаженні вантажів  а = ( 0,1...0,25) м/с2.

М в= W гр h + W h 1 = F кр q до з кр n h 1 + F гр q до з гр n h (8.6)

де F кр і F гр – орієнтовно розрахункові площі поворотної частини крана і вантажу приймаються по рекомендаціях таблиці 19;

q - динамічний тиск вітру приймають по таблиці 20.

до - коефіцієнт, що враховує зміну динамічного тиску вітру по висоті, приймається по таблиці 21.

Таблиця 19

Розрахункова площа F гр і F кр залежно від маси m

m, т

F кр, м2

F гр, м2

0,5

3,6

2,0

1,0

5,0

2,8

1,5

6,2

3,5

2,0

8,1

4,0

2,5

10,0

5,0

3,0

12,0

5,6

4,0

13,5

6,3

5,0

15,0

7,1

8,0

17,2

9,0

10,0

21,0

10,0

12,5

23,5

12,0

16,0

25,0

14,0

20,0

30,0

16,0

Примітка. Вітрове навантаження на вантаж приймається не менше 500 Н

Таблиця 20

Динамічний тиск вітру

Призначення крана

Швидкість вітру, V,м/с

Динамічний тиск вітру, q, Па

Крани: будівельні, монтажні, стріловидні самохідні загального призначення

14,0

125

Крани, встановлені в річкових і морських портах

20,0

250

Таблиця 21

Коефіцієнт зміни динамічного тиску по висоті

Висота над поверхнею землі, м

10

20

40

60

До

1,0

1,25

1,55

1,75

з - коефіцієнт аеродинамічної сили приймається рівним 1,2;

n =1,0 коефіцієнт перевантаження.

Друге розрахункове положення. Стріла направлена в плані під кутом 450° до

напряму ребра перекидання у бік ухилу робочого майданчика.

Кут нахилу крана приймається максимальним  мах.

Коефіцієнт вантажної стійкості рівний:

(8.7.)

де - момент сил інерції від маси вантажу і стріли в період несталого руху механізму обертання крана;.

- проекція моменту до ребра перекидання;

- проекція моменту до ребра перекидання;

- враховується тільки при пересуванні крана з вантажем.

Третє розрахункове положення Стріла направлена перпендикулярно до ребра

перекидання. Кут нахилу крана рівний нулю.

Коефіцієнт вантажної стійкості рівний:

 (8.8)

3 Стійкість козлових кранів

Козлові крани, як і інші пересувні крани, повинні зберігати стійкість як в робочому, так і в неробочому стані. Перевірку стійкості козлових кранів слід проводити, як в подовжньому, уздовж рейкового шляху, так і в поперечному напрямі, упоперек рейкового шляху.

У подовжньому напрямі основними перекидаючими чинниками є: вітрове і інерційне навантаження, а в поперечному - навантаження викликаються вагою візки і вантажу на більшому плечі щодо ребра перекидання при розташуванні візка на кінці консолі, (рис 3 11) (Таблиця 23 )

Коефіцієнт вантажної стійкості в робочому стані уздовж підкранового шляху, рівний:

(8.9)

де а - половина бази крана, м;

h 1 - відстань від центру ваги крана до рейки,м .Для розрахунків можна прініять 0,7 Н·м.;

h 2 = H +(1,5...2,2)  - відстань від центру ваги візка до рейки,м.

Таблиця 22

Початкові дані для розрахунку

Q гр, т

Н, м

а, м

V гр,

м/мін

V пер,

 м/мін

Vп.стр,

м/мін

n, об/мін

mкр,

т

1

1,5

6,0

6,0

0,36

5,0

14,8

0,75

7,4

2

1,7

8,0

7,0

0,97

5,0

13,7

0,39

8,7

3

1,6

10,0

10,0

0,4

5,0

15,0

0,65

13,8

4

2,2

12,0

6,8

0,4

5,0

15,0

0,3

10,68

5

3,0

14,0

7,2

0,18

5,0

15,0

0,3

14,0

6

2,4

16,2

8,6

0,4

5,0

15,0

0,4

15,6

7

3,7

10,0

10,0

0,1

5,0

10,0

0,1

23,0

8

2,1

10,0

10,0

2,7

5,0

4,3

0,3

22,1

9

5,0

6,0

6,0

12,6

5,0

14,8

2,5

7,5

10

6,3

8,0

7,0

13,1

5,0

13,7

2,74

8,4

11

10,0

10,0

10,0

10,0

5,0

15,0

1,15

13,2

12

6,3

7,4

6,8

13,0

5,0

15,0

2,0

10,4

13

10,0

8,0

7,2

13,5

5,0

15.,0

1,6

14,3

14

10,0

10,2

8,6

15,0

5,0

15,0

1,6

15,5

15

16,0

10,6

8,45

8,0

5,0

10,0

1,6

24,0

16

16,0

10,0

10,0

7,2

5,0

4,3

1,5

22,7

17

16,0

10,0

12,0

20,0

3,0

15,0

2,8

23,0

18

25,0

14,0

13,8

6,0

1,7

15,0

1,2

30,0

19

25,0

10,0

8,0

11,25

2,5

15,0

1,5

27,8

20

10,0

26,0

9,0

9,0

2,5

12,0

1,5

38,0

21

18,0

30,0

30,0

10,0

2,5

12,0

1,0

38,0

22

10,0

13,8

13,0

7,0

3,5

6,0

2,5

12,3

23

12,0

12,0

10,0

9,7

4,7

10,0

2,8

17,0

24

15,0

12,5

15,0

12,0

5,0

10,0

2,0

16,3

25

25,0

14,0

13,0

11,5

5,0

10,0

1,8

23,0

 -сила інерції крана, Н;

t р = (3...5) з -час розгону механізмів козлиного крана;

- сила інерції візка з вантажем, Н;

Рис. 8.3. – Розрахункова схема до розрахунку стійкості козлового крана.

- вітрове навантаження на кран і візок з вантажем, Н ( див. 8.5)

Коефіцієнт вантажної стійкості в робочому стані впоперек підкранового шляху рівний:

(8.10)

тут з - половина колії крана, м;

у - довжина більшої консолі козлиного крана, м.

Коефіцієнт власної стійкості крана в неробочому стані

рівний:

, (8.11)

де W н.с - сила вітру в неробочому стані на козловій кран, Н. Прі визначенні сили вітру в неробочому стані можна приймати динамічний тиск вітру (q) рівним 450 Па.

4 Питання для самоконтролю

1. Які показники визначають стійкість пересувних стріловидних кранів?

2. Які коефіцієнти стійкості необхідно визначити?

3. У яких положеннях необхідно розглядати стійкість монорельсових кранів?

4. Які положення і з якими навантаженнями необхідно розглядати стійкість універсальних стріловидних кранів?

5. У яких положеннях розглядається стійкість козлових кранів?

6. Які навантаження діють на універсальні стріловидні крани?

7. Які навантаження діють на козлові крани?

8. Які навантаження діють на монорельсовий кран?

9. З яких умов визначається коефіцієнт вантажної і власної стійкості для монорельсового крана?

10. З яких умов визначається коефіцієнт стійкості для стріловидних універсальних кранів?

11. У яких положеннях повинен знаходитися візок козлового крана при визначенні коефіцієнтів вантажної і власної стійкості?

Таблиця 23

Початкові дані для розрахунку

Q,

т

Н,

м

2с,

м

2а,

м

у,

м

Vгр.

м/мін

Vт

м/мін

Vкр

м/мін

mт,

т

mк,

т

1

8,0

9,0

16,0

9,0

4,5

9,6

30,0

96,0

2,0

30,0

2

8,0

10,0

25,0

10,0

6,3

12,0

38,0

100,0

2,5

39,0

3

12,5

10,0

16,0

10,5

4,5

9,5

32,0

100,0

3,0

35,0

4

12,0

12,0

25,0

11,0

6,3

12,0

35,0

110,0

2,8

44,0

5

13,0

11,0

32,0

11,2

6,3

15,0

40,0

115,0

3,5

56,0

6

14,0

12,0

30,0

11,2

8,0

19,0

48,0

120,0

4,0

58,0

7

16,0

9,5

32,0

9,0

6,3

15,0

31,0

90,0

4,2

60,0

8

18,0

9,8

24,0

10,0

7,0

16,0

30,0

100,0

4,4

62,0

9

20,0

10,0

20,0

10,0

7,5

15,0

32,0

110,0

4,5

66,0

10

22,0

12,0

32,0

11,0

8,0

19,0

35,0

110,0

4,8

68,0

11

25,0

14,0

25,0

11,2

8,0

14,0

34,0

115,0

5,0

70,0

12

27,0

10,0

30,0

11,5

5,0

9,5

25,0

80,0

5,0

71,0

13

28,0

12,0

30,0

11,0

5,5

10,5

28,0

85,0

5,2

71,5

14

30,0

14,0

25,0

12,0

6,0

11,0

30,0

90,0

5,5

72,0

15

32,0

14,0

16,0

9,0

6,5

12,0

30,0

100,0

5,6

73,0

16

16,0

12,0

25,0

10,8

7,0

14,0

31,0

110,0

4,0

75,0

17

18,0

15,0

20,5

11,0

8,0

18,0

32,0

100,0

4,2

60,0

18

14,0

16,0

25,0

10,0

9,0

15,0

35,0

120,0

3,5

62,0

19

15,0

14,0

25,0

10,2

10,0

14,2

38,0

120,0

3,8

55,0

20

15,0

12,0

30,0

9,0

8,0

13,0

38,0

115,0

3,8

56,0

21

10,0

10,0

30,0

9,0

10,0

16,0

40,0

120,0

2,8

37,0

22

10,0

15,0

30,0

10,6

8,6

18,0

40,0

120,0

2,5

36,0

23

12,0

16,0

25,0

11,0

9,0

12,0

39,0

100,0

2,6

38,0

24

15,0

12,0

20,0

10,5

10,0

10,0

42,0

110,0

3,0

50,0

25

16,0

10,0

18,0

11,0

8,0

8,0

30,0

100,0

3,9

55,0

Список рекомендованої літератури

  1.  Александров М.П., Колобов Л.Н., Лобов Н.А. і ін. Вантажопідйомні машини М., Машинобудування, 1986.-400 з. Александров М.П. підйомно-транспортні машини. Видавництво 5-е.М.: Висш. шк. 1979.-558 з.
  2.  Александров М.П., Решетов Д.Н. підйомно-транспортні машини (атлас конструкцій) .-М.: Машинобудування, 1971
  3.  Гохберг М.М. Металеві конструкції підйомно-транспортних машин.- Л.: Машинобудування, 1976.-454 з.
  4.  Довідник по кранах. Під общ. ред. Гохберга М.М.- Л.: Машинобудування, 1988, -Т.1,2-536 з.,559 з.
  5.  Вайнсон А.А. підйомно-транспортні машини. Видавництво 4-е. М.: Машинобудування, 1989. - 535 з.
  6.  Гайдамака В.Ф. Вантажопідйомні машини.- До.: Віща шк., 1989.-328 з.
  7.  Іванченко Ф.К. і ін. Розрахунки вантажопідйомних і транспортуючих машин. .: Віща шк.,1978. -576 з.
  8.  Іванченко Ф.К. Конструкції і розрахунок підйомно-транспортних машин. .:  Віща шк., 1988.-424 з.
  9.  Казак С.А. і ін. Курсове проектування вантажопідйомних машин.- . .: Висш. шк.,1989.-319 з.
  10.  .Румянцев Б.П., Кроль С.С. Приклади розрахунку кранів. - Луганськ : Видавництво ВУГУ, -155 з.
  11.  Румянцев Б.П., Леснічевській А.А., Бурко Я.В. Розрахунки і конструювання   механізмів вантажопідйомних машин. - Луганськ: Видавництво ВУГУ, 1998. -265 з.
  12.  Руденко Н.Ф. і ін. Курсове проектування вантажопідйомних машин.- М.: Машиностроение,1971.
  13.  Руденко Н.Ф., Руденко В.Н. Вантажопідйомні машини (атлас конструкцій).  М.: Машинобудування, 1970.
  14.  Вантажопідйомні крани промислових підприємств: Довідник. Абрамовіч І.І., Березін В.Н., Яуре А.Г. - М.: Машинобудування, 1989.- 360 з
  15.  Шабашов А.П. і ін. Мостові крани загального призначення. М.: Машиностроє ніє,1989. - 360 з.
  16.  Правила пристрою і безпечної експлуатації вантажопідйомних машин.  Видавництво Харків, 1994. -267.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

50685. Определение отношения Сp/Cv воздуха методом Клемана и Дезорма 22 KB
  Тема: Определение отношения Сp Cv воздуха методом Клемана и Дезорма. Цель работы: определение отношения Сp Cv.
50686. Моделирование дискретной случайной величины 267 KB
  Цель работы. Практическое освоение алгоритма программной генерации дискретной случайной величины и методов статистической проверки разработанного генератора.
50687. Форматирование таблицы с использованием встроенных форматов 120 KB
  Упражнение Отметим что к этой таблице уже был применен автоформат с именем Классический 1. После применения автоформата можно изменить форматирование некоторых ячеек таблицы. Примените к ячейке B1 следующий формат: диалоговое окно Формат ячеек закладка Число категория Денежный число десятичных знаков – 0 обозначение денежной единицы – р.