Специальные краны: Методические указания к курсовому и дипломному проектированию

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования « ПЕНЗЕНСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ»

СПЕЦИАЛЬНЫЕ КРАНЫ

Методические указания к курсовому и дипломному проектированию для студентов специальности 190205 «Подъѐмно-транспортные, строительные, дорожные машины и оборудование»

Пенза 2009г.

2

Изложена последовательность расчѐта устройств специальных кранов. В основу методических указаний положено изучение и расчѐт механизмов, конструкция которых отличается от механизмов, применяемых на грузоподъѐмных кранах общего назначения. Основное внимание уделено анализу и конструированию грузозахватных приспособлений, имеющих наибольшее применение на практике. Методические указания подготовлены на кафедре «Транспортнотехнологические машины и оборудование» и предназначены для студентов специальности 190205. Составители: Н.Е. Курносов, Ю.К. Измайлов, Л.П. Корнилаева, А.В. Тарнопольский, А.А. Земцов. Рецензент: Главный инженер ОАО «Пензмаш» Колтунов А.А.

3

Содержание

Введение 1.

Структура и содержание курсового проекта 1.1 Тематика курсового проекта. 1.2 Объем и содержание курсового проекта. 1.3 Основные требования к пояснительной записке.

2.

Общие сведения по специальным кранам.

3.

Методические указания и рекомендации по проектированию

механизмов и элементов специальных кранов. 3.1 Грейферные лебѐдки 3.2 Кабельный барабан 3.3 Расчѐт механизмов мостового (кольцевого) крана 3.4 Проектирование механизмов мостового завалочного крана 3.5 Особенности проектирования литейных кранов 4.

Специальные грузозахватные устройства 4.1 Электромагнитные ГУ 4.2 Проектирование вакуумных ГУ 4.3 Грейферные ГУ 4.4 Эксцентриковые ГУ 4.5 Клиновые ГУ 4.6 Грузозахватные траверсы

4

Введение Специальные краны являются одним из важнейших средств механизации погрузо-разгрузочных, складских, технологических, монтажных и других работ. Большое разнообразие конструкций специальных кранов, их сложность, требует при подготовке инженера большое внимание уделять методам расчѐта таких грузоподъѐмных машин. Изучение курса «Специальные краны» создаѐт основу и формирует техническое мышление студента, а выполнение курсового проекта помогает на практике реализовать конструкторские методы решения сложных инженерно-технических задач. Проектирование рациональных и оригинальных конструкций специальных кранов в значительной степени зависит от умения сочетать уже известные варианты механизмов грузоподъѐмных машин (ГПМ) и вводить новые, соответствующие требованию и отвечающие современному развитию техники. Поэтому курсовое проектирование должно быть основано на максимальном применении нормализованных и стандартных узлов с наличием оригинальных механизмов, выполняющих специальные операции при транспортировании грузов. Основной целью курсового проектирования является расширение и углубление знаний, полученных в процессе теоретического обучения, развития навыков самостоятельного решения инженерных задач и применения на практике методик расчѐта и конструирования специальных кранов. Процесс проектирования специальных кранов, как правило, включает в основном два этапа: разработку и конструирование механизмов подъѐма, передвижения и поворота кранов, отличных от типовых механизмов грузоподъѐмных машин общего назначения, и проектирование грузозахватных устройств специального назначения. Настоящие методические указания устанавливают содержание, объѐм и порядок выполнения курсового проекта, включая указания и рекомендации по проектированию специальных подъѐмно - транспортирующих механизмов, технико-эксплуатационные характеристики выпускаемых заводами России ГПМ специального назначения.

5

1 Структура и содержание курсового проекта 1.1

Тематика курсового проекта

Тематика курсового проектирования должна соответствовать программам дисциплин, рассматривающих вопросы расчѐта и конструирования грузоподъѐмных устройств (ГПУ) и наряду с этим увязываться с практическими требованиями производства (предприятия). Тематика должна отвечать требованиям реальности – это, прежде всего, еѐ научность, современность и направленность к получению студентами навыков самостоятельной инженерной работы. В каждом задании на курсовой проект должен быть элемент новизны. Одним из основных требований к теме курсового проекта является еѐ комплексность, т.е. решение ряда взаимосвязанных задач. Вместе с тем один из частных вопросов темы проекта должен быть разработан более подробно, на основе общего решения задачи. Тематика курсового проектирования [1] должна отвечать фактическому состоянию оснащения предприятия подъѐмно-транспортными устройствам (ПТУ) по итогам производственной практики студентов с анализом технической литературы, содержащей последние достижения науки и техники, включая патентные исследования. Тематика курсовых проектов должна охватывать широкий круг вопросов, касающихся конструирования и эксплуатации ПТУ циклического и непрерывного действия, механизации транспортировки, погрузки, разгрузки и складирования спецгрузов, применения ПТУ в технологических процессах при механообработке, в металлургии и других видах современного производства. Темой дипломного проекта могут служить, например, такие: 1 Разработка какого-либо механизма (например, механизм подъѐма специального крана). 2 Разработка грузозахватного устройства специального крана. 3 Научно-исследовательская тема (исследование отдельных факторов на работоспособность ПТУ, экологию и т.п. при эксплуатации ПТУ). 4 Разработка конструкции какого-либо крана, например, литейного крана для литейно-металлургического производства.

1.2. Объѐм и содержание курсового проекта Курсовой проект включает графическую часть и расчѐтно-пояснительную записку.

6

Графическая часть в объѐме 4-х листов формата А1 должна соответствовать требованиям ЕСКД. Примерное содержание каждого чертежа следующее: 1-й лист – общий вид специального крана или сборочной единицы ПТУ в соответствии с темой проекта; 2-й лист – чертѐж сборочной единицы крана, подвергающейся модернизации; 3-й лист – кинематическая, пневматическая, гидравлическая и другие схемы механизма, функциональная схема, циклограмма работы и.т.д., схема полиспаста, запасовки каната и др.; 4-й лист – чертежи основных деталей проектируемого механизма. Содержание листов в отдельных случаях может быть изменено в зависимости от направленности темы курсового проекта. В проекте должны решаться вопросы разработки и совершенствования подъѐмно - транспортных устройств с современных и экономически эффективных позиций.

1.3. Основные требования к пояснительной записке Расчѐтно-пояснительная записка выполняется на листах формата 210x297 мм, должна иллюстрироваться эскизами, рисунками, фотоснимками, таблицами и схемами, дополняющими графическую часть проекта. В записке должны быть даны все расчѐты на основные проектируемые элементы и кратко изложены основные принципиальные положения, поясняющие принятые в проекте решения. Расчѐтно-пояснительную записку рекомендуется строить по такой схеме: – Титульный лист (обложка - приложение А); – Задание на курсовой проект, подписанное ведущим преподавателем и утвержденное заведующим кафедрой (Приложение Б); – Реферат; – Содержание; – Введение; – Область применения и особенности проектируемого изделия (ГОСТ 2.120 73); – Обоснование конструктивного решения и техническое предложение; – Проектные расчѐты; – Прочностные расчѐты; – Ожидаемые технико-экономические показатели; – Заключение;

7

– Список использованных источников; – Приложение. Во введении излагается состояние вопроса и даѐтся постановка задачи проектирования. В этом разделе анализируются применяемые для решения данной задачи ПТУ, даѐтся их краткая оценка с точки зрения выполнения операций по транспортированию грузов, их технических решений, экономичности использования, экологии и.т.п. На основе этого обосновывается необходимость проектирования нового подъѐмно – транспортного устройства или модернизации существующего. В заключении этого раздела обосновывается актуальность, приводится формулировка цели проекта и пути решения поставленной задачи. В разделе «Обоснование конструктивного решения и техническое предложение» рассматривается техническое решение и концепция вновь разрабатываемых или модернизируемых механизмов подъѐмно – транспортного устройства [1]. Этот анализ выполняется на основе техникоэкономического сравнения вариантов применения устройств по основным техническим и экономическим показателям качества. В заключении данного раздела даѐтся описание принятых для дальнейшей разработки технических решений. В разделе «Проектные расчѐты» производится расчѐт и обоснование конструктивных параметров на вновь разрабатываемые механизмы в соответствии с заданием на проектирование. Эскизы сборочных единиц и компоновочные решения при проектировании механизмов приводятся в записке. После обоснования конструкции механизмов в качестве необходимого условия требуется обосновать металлическую конструкцию подъѐмно – транспортной машины, так как без этого нельзя получить окончательную компоновку машины в целом. Проверка на прочность, а также выносливость наиболее ответственных деталей ПТУ (барабанов, осей, валов и др.) производится в разделе «Прочностные расчѐты». В этот раздел можно отнести также расчѐты долговечности подшипников, устойчивости машины в целом, расчѐт фундаментных плит, болтов крепления и др. В разделе «Ожидаемые технико-экономические показатели» проводится сравнительный анализ целесообразности применения спроектированной машины с базовым вариантом. «Заключение» к пояснительной записке составляется в соответствии с ГОСТ2.106 – 68 и содержит краткие выводы по результатам работы, предложения по их использованию и основные технико-экономические показатели. Список использованных источников оформляется в соответствии с ГОСТ 2106–68 в порядке их упоминания и ссылок на них в тексте.

8

В приложении приводится обязательный, информационный материал, поясняющий содержание основного текста пояснительной записки. После приложений в записку помещаются спецификации и ведомость проекта. 2 Общие сведения по специальным кранам а) Классификация специальных кранов Специальные краны по конструкции можно условно разделить на краны мостового и стрелового типов [2]. К специальным кранам мостового типа относят мостовые, козловые, полукозловые, с несущими канатами, кабельные и мосто-кабельные краны, краны-штабелеры, мостовые перегружатели. К специальным кранам стрелового типа относят стреловые, башенные, портальные, полупортальные, мачтовые, вантовые, жестконогие, консольные и плавучие краны. По конструкции грузозахватного устройства и назначению различают крюковые, грейферные, магнитные, магнитно-грейферные, траверсные, с лапами, мульдо-магнитные, мульдо-грейферные, мульдо-завалочные, штыревые, копровые, закалочные, литейные, посадочные, для раздевания слитков, колодцевые, ковочные и контейнерные краны. По виду перемещения краны бывают стационарными, приставными, самоподъемными, радиальными, передвижными, самоходными и прицепными. б) Расчѐт производительности Специальные краны, используются в различных отраслях промышленности, на транспортировках штучных и насыпных материалов. Техническая производительность этих кранов определяется по тем же формулам, что и кранов общего назначения: П=QсрZ, где Qср – масса груза, перемещаемого за один цикл; Z – число циклов в час. При перемещении сыпучих грузов [3] производительность находят по формуле П=UγψZ, где U – вместимость грейфера или ковша, γ – объемная масса груза; ψ – коэффициент заполнения рабочего органа. Число циклов работы машины в час Z=3600/Tц, где Tц= t i – цикл работы машины, определяемый среднесуточной затратой времени t, с на отдельные элементы подъемно-транспортных операций, связанных с захватом груза, подъемом, перемещением его к месту разгрузки и возвращением рабочего органа машины обратно. Число машин, требующихся для осуществления подъемно-транспортной операции на j-м участке завода, определяется отношением грузопотока Аj и расчетной производительности выбранной грузоподъѐмной машины ППj на этом участке. Если кран обслуживает несколько участков, то общая потребность в машинах этого типа составит:

9

К

( А j / П Пj ) .

Расчетная производительность подъемно-транспортной машины Пп=Пки, где ки=кгркв – коэффициент использования машины по грузоподъемности кгр и по времени кв. Полный коэффициент использования машины во времени определяется произведением: кВ=кС кГ, где кс – коэффициент суточного использования (учитываются потери на профилактические осмотры, сдачу смен); кг – коэффициент годового использования с учетом нормативных простоев в ремонте, нерабочих дней, аварийных простоев и простоев технологического оборудования. Фактическое использование машины оценивается коэффициентом кф, который определяется отношением фактической продолжительности работы Тф к календарному фонду Т и связан с коэффициентом использования по времени зависимостью кФ=TФ/Т=квкп. Коэффициент кп характеризует особенности или недостатки в организации производственного процесса, в том числе подъемно-транспортных работ и может быть получен сопоставлением расчетной и практической производительности машин. Коэффициенты использования машин по времени кв и грузоподъемности кгр связаны с режимом работы и заданной долговечностью. В зависимости от продолжительности включения (ПВ), которая определяется по отношению продолжительности работы ТРАБ механизма в течение цикла ко всей продолжительности цикла Тц, %: ПВ=(ТРАБ/ТЦ),100%, установлены режимы работы [2] и соответствующие им значения коэффициентов кР, кС и расчетные рабочие фонды времени, используемые в экономических расчетах (таблица 2.1). Таблица 2.1 – Характеристика режимов работы Группы режимов работы: по ГОСТ 25835-83 | по ПВ, % Ростехнадзору 1М,2М,ЗМ Легкий 15 4М Средний 25 5М Тяжелый 40 6М Весьма 40 тяжелый

Показатели кг кс Тф, ч

0,50 0,75 0,80

0,40 0,45 0,50 0,65

1160 1970 3270 4540

В течение года объем суточного поступления и отправления грузов не является постоянным и зависит от размера грузопотока, массы груза,

10

поступающих транспортных средств, возможных задержек в местах погрузки или на пути следования и носит вероятностный характер [2]. в) Расчѐт обслуживаемой специальным краном площади При расчѐте обслуживаемой площади мостовым радиальным краном, вращающимся относительно одной из опор, следует учесть, что она будет менее площади кольца радиусом R, где R – расстояние от оси вращения до ходового колеса крана [2]. Это уменьшение определяется расстоянием, на которое грузовая тележка не может подходить к кольцевому рельсу и к центральной опоре. Мостовой хордовый кран, как и радиальный, перемещается так же по одному кольцевому рельсу, однако площадь обслуживания у него меньше, чем у радиального из-за большей «мертвой зоны» у кольцевого рельса [2]. Большую площадь обслуживания можно получить при использовании поворотного мостового крана за счѐт активной рабочей зоны в центре рабочей площадки. Больше всего отличается расчѐт площади обслуживания и производительности мостового (кольцевого) крана, перемещаемого по двум кольцевым рельсам с радиусами Rmin и Rmax. Площадь, обслуживаемая краном (рисунок 2.1.) F

Rmin

Rmax

b

2

Rmin

a

2

,

где a и b – расстояние грузозахватного устройства в крайних положениях. и Rmax – радиусы ездовых путей кольцевого крана

Рисунок 2.1 – Схема к расчѐту обслуживаемой площади мостовым

(кольцевым) краном 1 – мостовой (кольцевой кран); 2 – тележка; 3 – ездовые пути

11

3. Методические указания и рекомендации по проектированию механизмов и элементов специальных кранов 3.1 Грейферные лебѐдки Данного типа лебѐдки [2],[4] предназначены для управления двухканатными грейферами (рисунок 3.1) и обычно применяются на специальных мостовых или стреловых кранах. Для проектирования грейферной лебѐдки необходимо чѐткое представление о движении замыкающего и поддерживающего (подъемного) канатов.

Рисунок 3.1 – Двухканатный грейфер а – челюсти в раскрытом положении в начале зачерпывания материала; б – челюсти в закрытом положении после зачерпывания. Двухканатный грейфер имеет челюсти 8, верхнюю траверсу 3 и нижнюю 7, тяги 1. Челюсти представляют собой жесткие металлические конструкции, состоящие из двух вертикальных стенок и днища. Челюсти шарнирно соединены с нижней траверсой, а тяги – с челюстями и верхней траверсой. Управление осуществляется с помощью замыкающего 2 и поддерживающего (подъемного) 4 канатов. Замыкающий канат образует полиспаст между блоками траверс и наматывается на замыкающий барабан 6. Поддерживающий (подъемный) канат закреплен на верхней траверсе и наматывается на поддерживающий (подъемный) барабан 5. Подвеска грейфера на любом из канатов представляет собой простой полиспаст с кратностью, равной единице. При зачерпывании замыкающий канат наматывается на барабан 6. Благодаря замыкающему полиспасту траверсы сближаются, и режущие кромки челюстей, преодолевая противление груза, внедряются в него по траектории, называемой кривой зачерпывания. Поддерживающий (подъемный) канат в

12

процессе зачерпывания должен иметь ограниченное малое натяжение, не препятствующее движению верхней траверсы. В конце зачерпывания челюсти сходятся (рисунок 3.1) и образуют замкнутую емкость. Затем начинается подъем груженого грейфера при синхронном движении канатов вверх. Закрытый грейфер с помощью механизмов крана перемещается в необходимое место. Раскрытие грейфера происходит либо при остановленном замыкающем канате и движении поддерживающего (подъемного) каната вверх, либо при остановленном поддерживающем (подъемном) канате и движении замыкающего каната вниз, либо при встречном движении канатов. Материал из грейфера высыпается под действием собственного веса. Опускание грейфера для нового зачерпывания происходит при синхронном движении канатов вниз. Таким образом, для проектирования грейферной лебѐдки необходимо два независимых канатных барабана с индивидуальными приводами (рисунок 3.2), включающими электродвигатели 1 и 6, канатные (грузовые) барабаны 2 и 5, редукторы 3 и 7, тормоза 4 и 8. Основным отличительным требованием таких конструкций при их проектировании является обеспечение соотношений скоростей замыкающего и поддерживающего (подъемного) канатов, необходимых на различных стадиях работы двухканатного грейфера. При зачерпывании замыкающий барабан вращается на подъем, а замыкающий канат перемещается вверх. Поддерживающий (подъемный) канат должен иметь весьма малое натяжение, не препятствующее процессу зачерпывания. Траектория режущих кромок грейфера при зачерпывании определяется свойствами материала и характеристиками грейфера; управление зачерпыванием осуществляется замыкающим канатом. Скорость и направление движения поддерживающего каната должны соответствовать скорости и направлению движения верхней траверсы для любой фазы зачерпывания. В грейферах обычного типа с кривой зачерпывания, близкой к параболе, верхняя траверса при закрытии грейфера перемещается вниз, при этом поддерживающий барабан должен вращаться на спуск. У подгребающего грейфера верхняя траверса при зачерпывании перемещается вверх, в поддерживающем канате возникает слабина, которую следует устранить вращением поддерживающего барабана на подъем со скоростью, значительно меньшей скорости замыкающего барабана [4]. Подъем груженого грейфера должен начаться сразу после его закрытия. Следует осуществлять автоматический (не требующий от крановщика специальных переключений) переход от процесса зачерпывания к подъему, что особенно необходимо, когда крановщику не видно место взятия груза. Сначала происходит синхронизация движений канатов, затем канаты движутся вверх с равными скоростями. Раскрытие грейфера в подвешенном состоянии происходит при относительном движении траверс навстречу друг другу, что возможно при трех вариантах управления: остановленном поддерживающем канате и движении замыкающего вниз, остановленном замыкающем канате и

13

движении поддерживающего вверх, совмещенном движении поддерживающего каната вверх и замыкающего вниз (вариант раскрытия с движением канатов в одном направлении с разными скоростями является наименее производительным). Спуск (подъем) пустого раскрытого грейфера должен происходить при синхронном движении канатов. На современных мостовых грейферных кранах преобладающее распространение получила лебедка с независимыми барабанами (рисунок 3.2).

Рисунок 3.2 – Схема грейферной лебѐдки с независимыми барабанами (а) и изменение усилий S3 и SП соответственно в замыкающих и поддерживающих канатах (б). Грейферная лебѐдка с независимыми барабанами обычно устанавливается на тележке мостового крана (рисунок 3.2) и состоит из двух одинаковых однобарабанных лебедок: замыкающей и поддерживающей. Эти лебедки имеют соответственно замыкающий барабан 2 и поддерживающий 5, двигатели 1, 6, редукторы 3, 7 и тормоза 4, 8. По конструктивному исполнению эти лебедки аналогичны крюковым лебедкам мостовых кранов общего назначения. Нарезка барабанов 2 и 5, расположенных по одну сторону от плоскости симметрии колеи тележки, выполнена с направлениями, противоположными относительно друг друга. При таком выполнении барабанов канаты направляются к грейферу между барабанами. Грейфер должен располагаться в плоскости симметрии базы тележки для равномерного распределения веса грейфера. В расчетах канатов лебедок принимают линейное изменение усилия в замыкающих канатах при зачерпывании от нуля до значения веса Gгр + Gг грейфера с материалом. При подъеме груженого грейфера натяжения каждой группы канатов при нестрогом их выравнивании составляют (0,4—0,6) (Gгр +Gг), причем суммарное натяжение должно быть равно (Gгр +Gг ). Перегрузка поддерживающих канатов в ходе раскрытия оценивается значением (0,25…0,5) и возможна вследствие зависания материала в грейфере. При перемещении раскрытого грейфера натяжение поддерживающих канатов равно весу грейфера Gгр, а на замыкающие канаты действует их собственный вес.

14

При раскрытии, когда материал постепенно высыпается с грейфера, сумма усилий во всех канатах в каждый момент равна текущему значению веса грейфера с материалом. В конце раскрытия грейфер подвешен на поддерживающих мостах. Вертикальное перемещение пустого раскрытого грейфера осуществляется при работе обоих двигателей. При этом поддерживающий двигатель нагружен моментом от веса грейфера без груза, а замыкающий двигатель почти полностью разгружен. Канаты рассчитывают для случая подъема груженого грейфера в предположении о равномерном распределении веса грейфера на замыкающие и поддерживающие канаты при коэффициенте запаса прочности n=6. Каждый из двух двигателей выбирают по мощности N1

N2

0,6(G ГР

GГ )

V M

где V – скорость подъема; ηМ – КПД лебѐдки. Следовательно, общая установленная мощность лебѐдки с независимыми барабанами. N ОБ

1,2(GГР GГ )

V . зM

3.2. Кабельный барабан Для питания электрическим током электромагнитов, магнитных кранов, крюковых подвесок с приводным крюком и других устройств требуется применение кабельного барабана [2]. Кабельный барабан устанавливают обычно на тележке мостового крана (рисунок 3.3) рядом с грузовым барабаном.

15

Рисунок 3.3. – Тележка с кабельным барабаном Кабельный барабан 1, с которого кабель 2 подаѐтся, например, к управляемому (вращающему) крюку 3. При проектировании механизма кабельного барабана необходимо обеспечить синхронность намотки грузового каната и кабеля. Поэтому привод кабельного барабана проектируют от грузового барабана с помощью цепной (рисунок 3.4.) или зубчатой передачи. Для обеспечения

Рисунок 3.4 – Схема цепного привода кабельного барабана

16

возможности отключения кабельного барабана целесообразно применение кулачковой муфты 5, а также, фрикционной муфты 10 в качестве предохранительного устройства [2] от недопустимых случайных нагружений кабеля. Звездочка 2 зафиксирована на валу барабана 1 механизма подъема, а звездочка 4 соединена с наружным диском фрикционной муфты 10, внутренние диски которой могут вращаться относительно вала кабельного барабана 8. Вращение внутренних дисков фрикционной муфты передаѐтся валу кабельного барабана через кулачковую муфту, состоящую из двух частей 5 и 6. Подвижная часть 5 муфты связана с валом кабельного барабана через направляющую шпонку или другое устройство того же назначения. Кулачковую муфту включают вручную: при правом положении подвижной части 5 муфта отключена и вал кабельного барабана не вращается при подъеме груза; при левом ее положении вращение подъѐмного барабана передаѐтся валу кабельного барабана 8. При отсутствии необходимости кабельный барабан отключают, выводя кулачковую муфту из зацепления. Кабельный барабан 8 установлен на одном валу с кольцевым токоприемником 7. Кабель соединен е вращающимися частями кольцевого токоприемника. Укладку кабеля на барабан в один слой с равномерным шагом навивки производят с помощью кабелеукладчика 11, который перемещается по винту 12. Вращение передается винту от кабельного барабана через зубчатую передачу 9, 13. При высоте подъема груза Н и намотке кабеля непосредственно на кабельный барабан (без полиспаста) число витков на кабельном барабане: zH =H/π(Dб+dk) (здесь Dб – диаметр кабельного барабана; dк – диаметр кабеля). 3.3

Расчѐт механизмов мостового (кольцевого) крана

Для обслуживания зон, недоступных для главного крюка, кран обычно снабжается поворотным консольным краном, укрепленным на неприводной стороне моста [2]. Схема консольного крана приведена на рисунке 3.5. Он состоит из шахты 1, внутри которой по направляющим, посредством лебѐдки 2, установленной на кронштейне 3, перемещается подъемная колонна 4. Канат одним концом прикрепляется с помощью коуша 5 к верхней части шахты 1, далее проходит последовательно блоки 6,7,8,9,10,11 и закрепляется на барабане лебѐдки 2, образуя шестикратный полиспаст. Внутри подъѐмной колонны 4 помещается поворотная колонна 2, опирающаяся на опорно-поворотное устройство 3, которое устанавливается в нижней части подъемной колонны. Снизу к поворотной колонне прикрепляется поворотная платформа 14, на которой смонтированы механизм подъема, механизм выдвижения консоли и

17

механизм поворота. Канат механизма подъема крюка одним концом закрепляется на поворотной платформе, проходит через отклоняющие блоки 15, блок крюковой подвески и другим концом закрепляется на барабане 16 подъемной лебедки. При такой запасовке каната, когда механизм подъема заторможен, а консоль 17 выдвигается (или вдвигается), груз перемещается горизонтально. Вдвижение (выдвижение) консоли осуществляется тяговым канатом, который приводится в движение барабаном 18 механизма выдвижения консоли. Для надѐжного сцепления тягового каната с барабаном устанавливают устройство для постоянного натяжения ветвей каната. Направление движения консоли обеспечивается четырьмя вертикальными роликами 19 и четырьмя горизонтальными роликами 20.

Рисунок 3.5. – Схема консольного крана В верхней части поворотной платформы устанавливается механизм поворота 21. На выходном валу червячного редуктора стоит шестерня, которая,

18

обегая неподвижный зубчатый венец, поворачивает платформу 14 относительно оси поворотной колонны 12. В механизмах выдвижения консоли и поворота предусматривают установку фрикционных муфт для ограничения предельных нагрузок. Выдвижение консоли и подъем колонны являются установочными движениями. В шахте смонтированы защелка, поддерживающая колонну в транспортном (верхнем) положении, и клиновые ловители, заклинивающие ее в аварийных ситуациях при снятии нагрузки с верхних отклоняющих блоков полиспаста подъема колонны. При определении мощности двигателя механизма подъема колонны (рисунок 3.6) учитывают вес груза, находящегося на максимальном вылете, вес всех поворотных частей крана и трение между направляющими подъемной колонны и шахтой при полностью выдвинутой консоли [2]. Мощность двигателя, кВт: GГ

GК

2

N

'

G Г l Г GK l K VП h

,

M

где Gк, GГ, – веса груза и подъемных частей консольного крана, кН; lг – вылет груза, м; lК – расстояние от равнодействующей веса подъемных частей консольного крана до оси вращения колонны, м; h – длина направляющих колонны, м; μ – коэффициент трения между направляющими колонны и шахтой; VП – скорость подъема колонны, м/с; ηм – КПД механизма подъема. Сопротивление выдвижению (вдвижению) консоли в период установившегося движения без учета ветровой нагрузки и силы сопротивления от провисания тягового каната и уклоном пути: WКОН

d

2 f1

1 1

GГ

D1

2а 1 в

GКОН

2d 1 в

S,

где GКОН – вес консоли; μ1 – коэффициент трения в подшипниках роликов; f1 – коэффициент трения качения консоли по роликам; D1 – диаметр ролика; d1 – диаметр цапфы роликов; а, а’, в (размеры при полностью выдвинутой консоли); ΔS – сопротивление от разности сил в подъемных канатах: S

S4

S0

GГ

1 1

где η – коэффициент сопротивления блока.

4

,

19

Рисунок 3.6 – Расчетная схема к определению сопротивления выдвижению консоли Мощность двигателя механизма выдвижения консоли: N

WКОН

S

VB

,

M

где VВ, М – скорость выдвижения и КПД механизма вдвижения консоли соответственно. При работе крана на открытом воздухе необходимо учитывать ветровую нагрузку. Проверку отсутствия буксования каната на барабане проводят по уравнению Эйлера: S НБ S СБ е , 2

где SНБ и SСБ – усилия в ветвях каната, набегающих и сбегающих с барабана; е – основание натуральных логарифмов; μ2 – коэффициент трения между канатом и барабаном; α – угол обхвата барабана канатом. Статическая мощность двигателя механизма поворота, кВт: M C M B nП , 9550 М

N

где МС – момент сопротивления в опорах относительно оси поворота, Нм; МВ – момент от ветровой нагрузки на кран в рабочем состоянии, Нм; nп – номинальная частота вращения поворотной части крана, мин -1; ηМ – КПД механизма поворота. При малых статических сопротивлениях вращению и больших силах инерции мощность двигателя предварительно определяется из выражения: N

Нм;

МС

М В М ИН nП , 9550 М

где МИН – момент сил инерции масс поворотной части крана с грузом, ψ – кратность среднего пускового момента двигателя. Момент сил инерции:

20 М ИН

n

1,1...1,2 J 1n1u M

М

QL2 n П

mi Ri2

nП 1

1 , 9.55t П

здесь J1 – момент инерции изделий, находящихся на первом (быстроходном) валу механизма, кг·м2 ; п1 – частота вращения вала двигателя, мин1 ; им – передаточное число механизма; Q – масса груза, кг; L – максимальный вылет груза, м; mi – масса i-го элемента поворотной части крана, кг, отстоящего на величину Ri от оси вращения платформы, м; tП – время разгона механизма поворота до номинальной скорости, с. 3.4 Проектирование механизмов мостового завалочного крана Мостовой завалочный кран (рисунок 3.7) служит для подачи шихты в мартеновскую печь и состоит из следующих основных узлов[5]: моста 1 с механизмом передвижения 2, главной тележки 3 и вспомогательной тележки (на рисунке не показана), шахты 4, колонны 5 квадратного сечения. На конце колонны 5 подвешена кабина 6, к которой шарнирно прикреплены рама со шпинделем и хобот 7.

1 – мост; 2 – механизм передвижения; 3 – главная тележка; 4 – шахта; 5 – колонна квадратного сечения; 6 – кабина; 7 – хобот Рисунок 3.7 – Мостовой завалочный кран Рабочий цикл крана обеспечивают механизмы: передвижения моста вдоль цеха, передвижения главной тележки вдоль моста, вращения кабины 6 с

21

хоботом 5 и мульдой относительно вертикальной оси, качания хобота с мульдой в вертикальной плоскости, вращения хобота с мульдой относительно своей оси, захвата мульды, подъѐма и опускания нижней кабины, передвижения вспомогательной тележки вдоль моста. Основная работа (подача шихты в печь) и вспомогательная работы (разравнивание шихты, перестановка мульд на стеллажах в нужном порядке перед завалкой) выполняются сочетанием нескольких движений главной тележки. Для повышения производительности работы крана путѐм снижения времени цикла загрузки машинисты совмещают некоторые операции, т.е. включают в работу одновременно два, три механизма. При этом одновременно работающие механизмы испытывают дополнительные нагрузки в периоды неустановившихся движений. Расчет мощности электродвигателя механизма подъема производят для случая разгона механизма вверх, когда двигатель должен преодолеть вес кабины, колонны, хобота и груженой мульды. Кроме этого – трение в верхней и нижней опорах колонны и силы инерции поднимаемых масс. Суммарное натяжение подъѐмных канатов (рисунок 3.8 а): P

где щ

(G1

G2

G3

G4 ) ( H 1

H ,1 )

(G1

G2

G3 g

G4 )

a

P1

2H1

P1 , g

м1d1 2 f1 ; G1, G2, G3, G4 – вес кабины, колонны, хобота груженой мульды D1

соответственно: P1 – вес понимаемых частей; H1,H1’ – горизонтальные реакции в нижней и верхней опорах колонны; ω– коэффициент сопротивления в опорах колонны; μ1– коэффициент трения в подшипниках направляющих роликов; d1 – диаметр цапфы ролика; f1 – коэффициент трения качения роликов по колонне; D1 – диаметр ролика; a – ускорение поднимаемых частей; g – ускорение силы тяжести. Мощность при пуске механизма: N

PVП

1 ; з

здесь VП – скорость подъѐма кабины; η – КПД механизма подъѐма. Расчет механизма вращения кабины[5].

22

Рисунок 3.8 – Схемы к расчету механизма вращения колонны В центре тяжести поворотных частей (кабины с колонной, хобота и груженой мульды), в точке O (смотри рисунок), действуют силы: P1 – вес поворотных частей; F1 – сила инерции поворотных частей при разгоне тележки; F2 – сила инерции поворотных частей при разгоне крана; F3 – касательная сила инерции поворотных частей при разгоне вокруг оси координат; F4 – центробежная сила поворотных частей. Кроме того, на колонну действует окружное усилие Р2 от шестерни открытой зубчатой передачи. Радиальным усилием в зацеплении пренебрегают ввиду небольших от него реакций в опорах колонны. Полагая, что при разгоне моста, тележки, поворота кабины движения будут равноускоренными, значения выше перечисленных усилий определяются формулами: F1

m1VT

1 ; F2 tT

m1VK

1 ; F3 tK

2m1

n KБ R ; F4 t KБ

4

2

m1nKБ R; P2

M ДВ u

M

1 ; r0

где vт, vк, tт, tк – скорости и время разгона тележки и крана соответственно; m1 – масса кабины с колонной и мульды с грузом; МДВ – среднепусковой момент двигателя механизма поворота, u и з М –передаточное число и КПД этого механизма; nКБ и tКБ – частота вращения и время разгона кабины; R и r0 – размеры по рисунку3.8 а.

23

Реакции от этих сил в опорах колонны определяются из уравнений статики – сумма моментов от рассматриваемых сил относительно точек А и В равна нулю. Для наглядности формулы сведены в таблице 3.1. Результирующие реакции на нижний и верхний подшипники при положении хобота по направлению движения крана: T

( H1 T2

H 2 T4 ) 2

(T1 T3 ) 2 ;

T'

( H '1 T ' 2

H '2 T '4 )2

(T '1 T ' 3 ) 2 .

Реакции в подшипниках от нагрузок F3 и F4 невелики и в практических расчетах ими пренебрегают [2]. Максимальные реакции оси хобота, когда результирующие реакции от усилий F1 ,F2 и P2 совпадают с направлением реакции силы Р1 (рисунок 3.8, в). (T1 ) 2

TMAX

(T2

H 2 )2

H1 ;

T ' MAX ( T '1 )2 ( T ' 2 H ' 2 )2 H1' . Таблица 3.1 – Реакции в опорах колонны мульдо – завалочного крана Усилие Нижний направляющий Верхний направляющий подшипник подшипник R R ' Р1 H P H P 1

F1 F2 F3 F4 Р2 Р3

1

1

h

1

h

a h h a h T2 F2 h a h T3 F3 h a h T4 F4 h в H 2 P2 h

a h h a h ' T2 F2 h a h ' T3 F3 h a h ' T4 F4 h в ' H 2 P2 h

Р1

Р1

T1

F1

T1

'

F1

Максимальный момент сопротивления повороту кабины от статических и инерционных нагрузок: ' '' М=МТР + М TP M TP M ИН .МАХ М ИН .ВР .М , М TP T ' МАХ rf – момент силы трения в нижней горизонтальной опоре; М 'TP P2 ry f ' – момент силы трения в верхней горизонтальной опоре; М '' TP P3 ry f ' – момент силы трения в упорном подшипнике; r, f – соответственно ry , f '' – радиус подшипника по шарикам, его коэффициент трения; ry , f ' – соответственно радиус упорного подшипника по шарикам и его коэффициент трения; МИН.МАХ – максимальный момент от инерционных сил F1,

24

F2, F3; МИН.ВР.М – приведенный к оси вращения колонны момент сил инерции вращающихся масс механизма. При повороте кабины момент для преодоления инерционных усилий F1 ,F2 ,F3 изменяется в зависимости от угла поворота хобота (рисунок 3.8 (б)): M ИН

F3 R F1R cos б F1 R sin б

Приравнивая первую производную поворота

0

VT VK cos б sin б) . tT tK

dM ИН к нулю, находим значение угла dб

, при котором момент достигает максимума: VK VT cos б 0 sin б 0 tK tT

где j K

F3 R m1 R(

0

VK – среднее ускорение крана; jT tK

и tgб 0

jK , jT

VT – среднее ускорение тележки. tT

Таким образом, максимальный инерционный момент от сил F1, F2 и F3 будет определяться уравнением: М И .МАХ

F3 R m1 R(

VT j cos arctg K tT jT

VK j sin arctg K ) . tT jT

Пусковая мощность двигателя механизма вращения колонны, кВт, определится максимальным моментом сопротивления повороту, Нм, и заданной частотой вращения колонны мин-1: N

Mn , 9550з M

где з M – КПД механизма. Определение момента сопротивления Мп затруднено, так как неизвестны окружное усилие на зубчатом колесе открытой передачи – Р2, размер r0 этого колеса и приведенный к оси вращения колонны момент инерции вращающихся масс механизма – МИН. ВР. М. При ориентировочных расчетах для выбора двигателя реакции ТМАХ и Т’МАХ рекомендуется определять без учета окружного усилия Р2, а влияние величины Р2 учитывать КПД опор колонны. Приблизительное значение момента сил инерции вращающихся масс механизма можно взять по выполненным уже расчетам механизмов вращения. Номинальная мощность двигателя: NH

N , л

где л – кратность среднепускового момента двигателя. По величине NH выбираем двигатель, который в заключение проверяется на время разгона. Расчет мощности электродвигателя механизма качания. При заданной амплитуде качания головки хобота h крутящий момент на валу кривошипа изменяется по синусоидальному закону (рисунок 3.9): MK

в Gr sin а

Gh

c 2(c в)з 1

sin ,

25

где G – общий вес качающейся рамы с хоботом и груженной мульдой, приложенный в центре тяжести системы; r –радиус кривошипа; а, в и с – геометрические размеры системы по рисунку 3.9; – угол поворота кривошипа; з 1 – КПД, учитывающий трение в шарнирах рамы хобота. Максимальное значение крутящего момента будет при sin = 1: c M K .MAX Gh . 2(c в) Мощность приводного двигателя определяется по эквивалентному моменту: Mэ

1 [ M K21 d 2 0

2

M K2 2 d ],

MK – момент двигателя при подъѐме хобота; uм – передаточное число uM з 2 MKз 2 механизма; M K 2 – момент двигателя при опускании хобота; з 2 – КПД uM привода механизма качания. M K1

Рисунок 3.9 – К расчету механизма качания: а – расчетная схема, б – график изменения крутящего момента на валу кривошипа После интегрирования и преобразования уравнения получаем: Мэ=(0,5…0,7)

МК 1 з4 ; uM з

26

здесь коэффициент 0,5 соответствует случаю полного оборота кривошипа, а 0,7 – наиболее частому случаю работы при среднем положении кривошипа с моментом, близким к максимальному. Мощность электродвигателя, кВт, в зависимости от МЭ определяется уравнением: Nэ

М э n ДВ 9,55

;

здесь МЭ – в кНм; nДВ – частота вращения вала двигателя, мин-1. Механизм вращения хобота. Под действием веса хобота со шпинделем G1, веса мульды G2 и веса шихты в мульде GШ, в опорах шпинделя возникают реакции А и В, ( рисунок 3.10). При вращении хобота эти реакции создают моменты сопротивления вращению: MA

d1м (GШ 2 MB

G2 )(с1 в1 а1 ) G1 (с1 в1 ) ; в1

d 2м (GШ 2

G2 )(с1 а1 ) G1с1 , в1

где d1, d2 – диаметры роликоподшипников; размеры а1, в1, с1 – по рисунку 3.10; – коэффициент трения роликоподшипников.

Рисунок 3.10 Схема к расчету механизма вращения хобота Кроме рассмотренных сил сопротивления повороту при нагрузке мульды могут возникать сопротивления, связанные с трением мульды о шихту, которая уже находится в печи. Момент сил трения о шихту может быть определен приблизительно: М2= G1' f h, где G1' – нормальное усилие груженой мульды на шихту, обычно его принимают как часть общего веса мульды с грузом, G1' =(0,4…0,5)G1; f ≈ 0,3 – коэффициент трения мульды о шихту; h – расстояние от оси вращения до конца мульды.

27

Момент сопротивления от возможного нецентрального положения материала в мульде М3 также определяется приближенно: М3=Gшe, где е – эксцентриситет полезной нагрузки в мульде, по опытным данным е 0,02в ; в – ширина рабочей части мульды. Иногда при расчетах этот момент не учитывают, поскольку действует он кратковременно. Таким образом, общий момент сопротивления вращению: М=М1+М2+М3, Mщx где М1=МА+МВ, а статическая мощность двигателя привода N , где щx з – частота вращения хобота, рад./с.; з – КПД привода механизма вращения. 3.5 Особенности проектирования литейных кранов По назначению различают три типа литейных кранов [5]: миксерный, заливочный, разливочный. Конструкция любого литейного крана, независимо от его типа, состоит из следующих основных узлов: металлоконструкции моста с механизмом передвижения, главной тележки и вспомогательной тележки. Металлоконструкция моста cостоит из четырѐх пролетных сварных балок коробчатого сечения. Концы балок соединены жестко коробчатыми концевыми балками. Главными балками моста являются наружные пролетные балки, по которым перемещается главная тележка. Внутренние балки меньшего сечения предназначены для движения вспомогательной тележки. Они расположены ниже главных балок. При таком расположении балок вспомогательная тележка проходит под главной тележкой и может осуществлять двустороннее опрокидывание ковша. При этом канаты главной тележки не мешают движению вспомогательной тележки, так как проходят между наружными и внутренними балками. Мост опирается на шестнадцать ходовых колес, попарно объединенных в балансирные тележки. Ходовые колеса – безребордные с направляющими боковыми роликами. Ролики удерживают кран от схода с рельсов и воспринимают боковые усилия, возникающие при перекосах крана. Для равномерного распределения нагрузок на ходовые колеса поперечная балка моста по оси главных продольных балок опирается на два главных балансира. Каждый балансир таким же способом опирается на середины двух балансирных тележек. Благодаря шарнирному соединению балансиров между собой и металлоконструкцией моста кран при передвижении опирается всеми ходовыми колесами независимо от неровностей рельсового пути. Храповая передача встроена в зубчатое колесо выходного вала редуктора (рисунок 3.11). Храповое колесо 1 с внутренними зубьями выполнено вместе с зубчатым венцом 2 и свободно насажено на ступице диска 3 с собачками 4, которые

28

пружинами 5 прижимаются к зубьям храповика. Диск закреплен на выходном валу редуктора шпонкой. Схема, поясняющая работу храповой передачи, приведена на рисунке 3.12. При подъеме груза, когда оба двигателя работают с одинаковым числом оборотов, крутящий момент от них передается на храповые колеса 4 и 4'. Храповые зубья нажимают на собачки 5 и 5’ дисков 6 и 6', создавая крутящие моменты на выходных валах редукторов, и через открытые зубчатые передачи приводят во вращение барабаны 8 и 8'. В случае выхода из строя одного из двигателей (аварийный режим), например 1', двигатель 1 с перегрузкой в два раза будет вращать барабан 8 по описанной выше схеме. Механизм подъема главной тележки состоит из двух одинаковых симметрично расположенных и соединенных вместе однобарабанных электрических лебедок (рисунок 3.11).

Рисунок 3.11 Схема механизма подъема главной тележки Каждая лебедка состоит из электродвигателя, двух короткоходовых тормозов, двухступенчатого редуктора, открытой зубчатой пары и барабана. При этом зубчатые венцы двух барабанов находятся в постоянном зацеплении. На каждом грузовом барабане закреплены два конца канатов двух сдвоенных полиспастов. Нижние подвижные блоки полиспастов установлены на траверсе, выполненной в виде сварной балки, на которой закреплены пластинчатые крюки. При подъѐме ковша с расправленным металлом чрезвычайно важно обеспечить большую надежность в работе механизма подъѐма. Это достигается применением двух двигателей, специальной храповой передачи (рисунок 3.12) и двух тормозов на каждом двигателе. Последнее обусловлено требованиями правил Ростехнадзора. Храповая передача выравнивает нагрузки между двигателями и устраняет опасность перерыва в работе механизма подъѐма в случае выхода из строя одного из двух двигателей.

29

Рисунок 3.12. Храповая передача. Поскольку барабаны связаны друг с другом зубчатыми венцами, вращение от барабана 8' передается через выходной вал редуктора 7' диску 6'. При этом собачки 5' будут проскальзывать по храповым зубьям, т.е. произойдет размыкание кинетической цепи. Храповые устройства обеспечивают выравнивание оборотов двигателей в случае увеличения или уменьшения скорости вращения одного из двигателей. Для опускания груза усматривается электрическое включение электромагнитных тормозов вышедшего из строя двигателя. При проектировании механизма подъема главной тележки необходимая кратность полиспаста подвески траверсы зависит от грузоподъемности, скорости подъема и типа каната. Ее ориентировочные значения можно принимать по графику. При проектировании, а также перед установкой на кран канаты должны быть проверены расчетом по формуле: F0 Z p S , где F0 – разрывное усилие каната в целом, принимаемое по сертификату; Zp – минимальный коэффициент использования каната (коэффициент запаса прочности), определяемый по нормам ГГТН в зависимости от группы классификации механизма по ИСО 4301/1; S – наибольшее натяжение ветви каната при статическом нагружении: G S , a uП з П G ( m Г mТР mК )g , G – суммарный вес поднимаемого груза с учетом веса траверсы и канатов при нижнем положении груза, а – количество полиспастов механизма подъема, а=4; uП – кратность полиспаста; з П – КПД полиспаста. По величине разрывного усилия F0 [n]S подбирают требуемый канат. В механизме главного подъема литейных кранов целесообразно применение стальных канатов двойной свивки с линейным касанием проволок

30

типа ЛК-3 в прядях и металлическим сердечником МС по ГОСТ 7667-80. При этом следует выбирать канаты грузового назначения Г из проволоки марки I крестовой свивки, нераскручивающиеся, с пределом прочности проволок при растяжении σв=1764 мПа (180 кгс/мм2). Технические условия на канаты даны в ГОСТ 3241-80. Выбор электродвигателя осуществляют по заданному режиму работы механизма и статической мощности привода. Общую статическую мощность механизма главного подъема определяют при установившемся движении поднимаемого груза: N0

GV

,

где V – скорость подъема; – общий КПД механизма: П Б О Р М , здесь П , Б , О , Р , М , – КПД, учитывающие потери соответственно в полиспастах, барабанах, открытых парах, редукторе, соединительных муфтах. Ориентировочно при проектном расчете можно принимать 0,75...0,85 (меньшие значения для больших кратностей полиспаста). Расчетная мощность для одного электродвигателя с учетом необходимости подъема ковша в аварийном режиме: N =(0,60...0,65) N 0 . В этом режиме двигатель осуществляет подъем при пониженной скорости ковша за счет своей перегрузочной способности (на первом или втором положении командоконтроллера). При выборе электродвигателя по справочнику необходимо учитывать следующее: – номинальная мощность выбранного электродвигателя NА; должна быть близка к расчетной и, как правило, не меньше ее, т. е. NA N; – относительная продолжительность включения двигателя ПВдв должна соответствовать относительной продолжительности включения механизма ПВМ; – электродвигатель должен обеспечивать кратковременную работу с полным грузом в аварийной ситуации при выходе из строя одного из приводов, т. е: МДВ.ПУСК.МАХ МДВ.АВАР, где МДВ.ПУСК.МАХ – максимальный момент электродвигателя, принимаемый по каталогу; МДВ.АВР – максимальный статический момент от груза, приведенный к вату одного из электродвигателей. На главном подъеме современных литейных кранов применяют крановые электродвигатели постоянного тока серии Д и переменного тока – асинхронные с фазным ротором серий МTF, МТН и 4МНТ. Электродвигатели постоянного тока используют преимущественно при больших грузоподъемностях, большом количестве включений в час, широком диапазоне регулирования скорости. В обоснованных случаях предпочтение следует отдавать асинхронным электродвигателям переменного тока, имеющим

31

значительно меньшие массу (в 2...3 раза) и стоимость (в 2...2,5 раза), чем электродвигатели постоянного тока при одинаковых номинальных моментах. Передаточное число привода механизма определяют по формуле: n ДВ uM , nБ где пДВ – частота вращения вала двигателя, мин-1; пБ – частота вращения барабана, мин-1, n Б

Vu П D1

(D1 – расчетный диаметр барабана по центрам

навитого каната). Повышение крутящего момента в приводе механизма главного подъема от электродвигателя до барабана обеспечивается с помощью редуктора и открытой зубчатой пары (смотри рисунок 3.11) Выбор редуктора производят исходя из передаточного числа привода, заданного режима работы и величины подводимой к редуктору мощности. При этом необходимо выполнить ряд условий: – с целью рациональной компоновки привода передаточное число открытой пары принимают в пределах uО.П = 3,5...5,5. Тогда передаточное число редуктора определится из выражения:

uM , uO.П

uP

где uМ – передаточное число механизма. – номинальная расчетная мощность редуктора NPEД по каталогу должна обеспечивать передачу статической мощности от груза при длительной работе, т. е.:

N РЕД

N ВХ ,

где NРЕД – номинальная расчетная мощность редуктора, подводимая к входному валу (указывается в характеристике редуктора); NВХ – статическая мощность от груза, приведенная к входному валу редуктора и определяемая по формуле:

N ВХ

0 ,5GV з Пз Бз Оз Рз М

– редуктор должен допускать кратковременную передачу максимального момента от полного веса груза МРЕД.МАХ В аварийной ситуации – при выходе из строя одного из двигателей. Невыполнение условия требует корректировки передаточного числа открытой пары с соответствующим изменением и пересчетом при необходимости других взаимосвязанных параметров механизма вплоть до кратности полиспасту и диаметра барабана. Подбор тормоза производится по величине тормозного момента, необходимого для удержания груза в статическом состоянии с нормативным запасом торможения. Необходимый тормозной момент каждого тормоза определяют по формуле:

32

М Т кТ М СТ.Т , где кт – коэффициент запаса торможения (в случае применении двух тормозов в каждом приводе принимают кт>1,1). МСТ.Т – статический момент от груза при торможении, приведенный к тормозному валу: М СТ .Т

GD1 au

,u

u П u О. П u Р ;

а – число полиспастов. По величине расчетного тормозного момента и режиму работы механизма по справочнику подбирают типоразмер тормоза. В механизмах главного подъема литейных кранов применяют колодочные тормоза с короткоходовыми электромагнитами постоянного тока серии ТКП, обладающие высокой надежностью и износостойкостью их электромагнитных приводов. В соответствии с расчетными размерами элементов проектируемого механизма и габаритами подобранных комплектующих изделий выполняют компоновку, заключающуюся в разработке компоновочного чертежа или схемы с целью рационального построения механизма, уточнения его основных размеров. Проверку двигателя по времени пуска (разгона) определяют методом среднепусковых моментов в предположении, что пусковой момент электродвигателя остается постоянным и равным среднеарифметическому между минимальным и максимальным пусковыми моментами. Время пуска, с: t

Jn ДВ

1 М СР. П

М СТ

9,55

(Q mТР m K )VD Б , аu П u О. П u Р

где J – момент инерции вращающихся масс первого вала одного привода (ротора двигателя, муфт, тормозных шкивов и т. д.), кгм2; =1,1... 1,2 – коэффициент, учитывающий инерцию последующих вращающихся масс; nДВ – частота вращения вала электродвигателя, мин-1; Q, тТР, тк – грузоподъемность, масса траверсы, масса канатов соответственно, кг; V – скорость подъема, м/с; DБ – диаметр барабана, м; а=4 – число полиспастов; uП, uО.П, uР – кратность полиспаста, передаточные числа открытой зубчатой пары и редуктора; – КПД полиспаста, барабана, открытой пары редуктора П Б О Р соответственно. M СТ

(Q

mТР m К ) gDБ , а u П u О. П u Р

где статический момент на валу двигателя одного привода; М СР. П

М min

M max 2

0,5(1,1 M НОМ

2,0М НОМ ) 1,55М НОМ ,

где М НОМ

9550

МНОМ – номинальный момент двигателя;

N НОМ 40% , n ДВ 40%

33

NНОМ 40% – мощность электродвигателя при ПВ=40% по каталогу, вне зависимости, в какой режимной группе будет эксплуатироваться (или эксплуатируется) механизм, кВт. Время разгона должно быть в пределах 1...2 с. Время торможения при спуске груза: 1,2 J n ДВ

91

(Q

tT 9,55( М Т .СУМ

mТР

т К )V П

n ДВ Q0 D Б ) 2u П и ОП и Р

2

,

где JΣ – момент инерции вращающихся масс первого вала обоих приводов, кг·м2; МТ.СУМ – суммарный момент всех тормозов, Нм; G0=GГ+GТР+GК – веса груза, траверсы, канатов, Н. Рекомендуемое значение ускорения при торможении составляет порядка 0,1 м/с2. 4 Специальные грузозахватные устройства Производительность грузоподъемных машин в значительной степени зависит от продолжительности захватывания поднимаемых грузов и их освобождения по завершении подъемно-транспортных операций [7]. С целью повышения производительности, удобства в работе и обеспечения надлежащего качества технологических операций грузоподъемным машинам придают различные грузозахватные устройства (ГУ) или в более общем виде – грузозахватные приспособления (ГП). Грузозахватные приспособления обеспечивают снижение трудоемкости при выполнении строительно-монтажных, погрузочно-разгрузочных и складских работ, обслуживания различных технологических процессов, например, на морских, речных и железно- дорожных терминалах, в машиностроении- на сборке и монтаже изделий; на металлургических предприятиях – при манипулировании крупными заготовками, в том числе и раскаленными, либо в расплавленном состоянии; в энергетике – на тепловых и гидроэлектростанциях, шлюзах, плотинах; в судостроении – при строительстве судов, стыковке секций корпусов; в атомной энергетике – при загрузке тепловыделяющих элементов и др., что определяет многообразие их конструктивного построения и широкий диапазон технических параметров. Грузозахватное устройство или грузозахват (ГУ) – несъемная или съемная часть грузоподъемной машины (ГПМ), предназначенная для захватывания (подхватывания или прихватывания) и удержания груза при его подъѐме и перемещении в процессе выполнения подъѐмно-транспортных, погрузочно-разгрузочных, складских, строительномонтажных и других работ, а также в ряде случаев и его освобождения. Различают две группы грузозахватных устройств: первая – несъемные грузозахватные устройства, т.е. постоянно соединенные с грузоподъемной машиной, являющиеся непосредственно элементом механизмов подъема; это так называемые

34

грузозахватные (или рабочие) органы – крюки грузовые, петли, клещи, электромагниты и др.; вторая – съемные грузозахватные устройства, навешиваемые на грузозахватные органы для более эффективного и безопасного манипулирования грузом, для облегчения и удобства его захватывания или автоматизации подъемно-транспортных операций – стропы, захваты, траверсы и др. Съѐмные грузозахватные устройства, представляют собой самостоятельные изделия многократного использования, не являясь ни структурной единицей ГПМ, ни частью груза. Они легко снимаются с рабочего органа ГПМ и отсоединяются от груза. Помимо этого, по функциональным возможностям ГУ в целом можно разделить на два вида: универсальные, используемые для работы с любыми грузами, и специализированные или специальные (СГУ), используемые для определенного их вида. Универсальные ГУ могут использоваться для перегрузки самых различных грузов, однако требуют большего времени для захватывания и освобождения и непригодны для класса специальных грузов, например, раскаленного или расплавленного металла, длинномерного проката, и др. Это грузовые крюки и петли, стропы, сетки, грузовые площадки и др. Грузозахватные устройства являются связующим звеном между грузоподъемной машиной и грузом при его перемещении; при этом взаимодействие с грузом при его транспортировании может осуществляться различными способами: – подхватом и поддержанием; – зажимом и удержанием; – притягиванием; – зачерпыванием; – комбинацией перечисленных способов (зажим и подхват, притягивание и подхват и т.п.). Для повышения производительности и удобства в работе, ГПМ оснащают различными ГУ, конструкция которых выполняется с учѐтом свойств и особенностей конкретных грузов. Такие грузозахватные устройства, как несъемные, так и съемные, предназначены для определенных видов работ или специализированных технологий и в отличие от универсальных называются специальными грузозахватными устройствами (СГУ). Большинство из них представляет собой достаточно сложные конструкции, например, рабочие клещи клещевых кранов; вакуумные ГУ; управляемые захваты различной конструкции для штучных грузов; траверсы для монтажных и демонтажных работ, работ с тяжеловесными и длинномерными грузами (прокат, лесоматериалы и др.), сталеразливочные ковши для транспортирования расплавленного чугуна или стали, грейферы для перегрузки насыпных и навалочных грузов, подъемные электромагниты для транспортирования стальных и чугунных слитков, проката, скрапа, стружки и т.п. В качестве несъемных ГУ, т.е. грузозахватных или рабочих органов специальных кранов

35

применяют управляемые клещи, кантователи, спредеры, вилы, механизмы толкания и др. Общую классификацию ГУ [7] можно представить в следующем виде (рисунок 4.1)

Грузозахватные устройства

Зачерпывающие

Рисунок 4.1 – Общая классификация грузозахватных устройств

Совковые

Притягивающие

Ковшовые

С автоматическим управлением

Грейферные

С полуавтоматическим управлением

Комбинированные

Клиновые

Эксцентриковые

Клещевые

Контейнерные

Подхваты

Штырьевые

Рамно-строповые

Штырьево-строповые

Фрикционнозажимные

Зажимные

Поддерживающие

С жестким подвесом

Магнитные

С дистанционным управлением

С ручным управлением

Строповые

Комбинированные

Вакуумные

С гибким подвесом

37

Ниже рассмотрим особенности расчета и проектирования некоторых ГУ, наиболее широко применяемых на машиностроительных предприятиях, в строительстве и других отраслях. 4.1 Электромагнитные ГУ Электромагнитными ГУ оборудуются в основном краны с электроприводом (мостовые, козловые), реже самоходные стреловые. Электромагнитные ГУ подвешиваются на крюковой подвеске или траверсе, если груз длинномерный. Применение грузозахватных кранов, снабженных такими ГУ при выполнении погрузочных- разгрузочных работ, исключает необходимость зачаливания груза, обладающего ферро магнитными свойствами, что обеспечивает существенную экономию рабочей силы и времени. Электромагниты по форме корпусов подразделяются на круглые (серии М) и прямоугольные (серии ПМ). Круглые применяют для перегрузки стальных болванок, чушек, металлолома и т.д. Прямоугольные – для подъема и перемещения листовой и прутковой стали, труб, балок, проката и т.д. Наиболее распространенны электромагниты круглой формы. Для подъема длинномерных грузов (балок, рельсов, проката и т.д.) применяют траверсы с прикрепленными к ним несколькими электромагнитами. Корпусы электромагнитов должны быть водонепроницаемыми и защищать соленоидные катушки от ударов в процессе работы. Изоляция катушек допускает значительные перегревы при длительных включениях. Обычно катушки электромагнита рассчитываются на 220 В постоянного тока при продолжительности включения ПВ=50%. Наряду с этим, грузоподъемность электромагнита зависит от формы груза и его температуры. Она уменьшается при наличии зазоров между грузом и полюсными башмаками, а также, с повышением температуры грузов. При температуре свыше 200°С магнитная проницаемость, а, следовательно, и грузоподъемность резко снижается и при 720°С становится равной нулю. Снижается грузоподъемность электромагнита при транспортировке чугунных чушек по сравнению со стальными болванками в 1.6…3 раза. При работе электромагнитных ГУ имеется опасность отрыва и падения груза по причине случайного выключения электроэнергии. В тех случаях, когда перемещение грузов должно производиться не на специально огороженной площадке с запрещѐнным доступом людей, 37

38

электромагнитные ГУ для обеспечения безопасности оборудуют предохранительными устройствами с отдельным электроприводом. В некоторых случаях на ГПМ устанавливают буферную аккумуляторную батарею, от которой в момент отключения источника основного электропитания подаѐтся электроэнергия к электромагниту. Грузоподъѐмные электромагниты являются серийной продукцией. Параметры электромагнитов гарантируются соблюдением оговоренных в технической документации условий эксплуатации. Допустимые колебания электропитания 85-105% от номинала (220 В постоянного тока). При работе с ПВ > 50% необходимо снижать напряжение на катушке электромагнита до U= 1555/ ПВ Д (ПВД – действительное значение ПВ). Притягивающая Максвелла:

сила

электромагнита

определяется

формулой

2

FЭМ

Jn g 25 A( RВ RM ) 2

где Jn – число ампер-витков обмотки; А – площадь соприкосновения груза с полюсами электромагнита; RВ и RМ – магнитное сопротивление соответственно воздушных и металлических участков пути магнитного потока, g – ускорение свободного падения. Условие надежного удержания груза FЭМ> GГ, или FЭМ=КЗ GГ, где КЗ – коэффициент запаса равный 1,1…1,15. При транспортировании кранами длинномерных грузов (сортовой прокат, листы) применяют траверсы, на которые подвешивают несколько электромагнитов. Особенности проектирования таких систем подробно изложены в [2,8]. 4.2 Проектирование вакуумных ГУ Принцип действия вакуумных ГУ состоит в создании разряжения (вакуума) в полости камеры, прижимаемой к поверхности поднимаемого груза, в результате чего под действием атмосферного давления возникает сила прижатия ГУ к грузу. При этом, как и в случаях применения электромагнитных ГУ обеспечивается удобство и быстрота захвата и освобождения груза [7]. Наиболее эффективно применение вакуумных ГУ при перемещениях изделий из относительно воздухонепроницаемых материалов с гладкой поверхностью (стекла, металла, полированного мрамора, гранита, полимерных материалов и др.). 38

39

Конструкция вакуумных ГУ и характер их использования зависят от способа создания разрежения в грузозахватной камере, методов еѐ девакуумирования и других факторов. По способу создания вакуума в камере различают: насосные, эжекторные (рис.4.2, б) и безнасосные (рис.4.2) ГУ. Насосные вакуумные ГУ (рисунок 4.2а), получившие наибольшее распространение, оборудуются вакуумными насосами, с помощью которых в полости грузозахватной камеры создается вакуум и за счет внешнего атмосферного давления возникает сила притяжения груза к вакуумной камере. Для освобождения Рисунок 4.2. – Принципиальные груза служит вентиль для схемы вакуумных ГУ соединения полости камеры с атмосферой и выравнивания давления в камере с атмосферным. Насосные вакуумные ГУ подразделяются на автономные и жестко связанные с ГПМ; у автономных насосное и вспомогательное оборудование, приборы управления и контроля компонуются вместе с вакуумными камерами и располагаются на раме грузозахвата в виде автономного агрегата – универсальной вакуум-захватной траверсы (рисунок 4.3.).

Рисунок 4.3 – Автономная вакуум-захватная траверса: 1 – траверса; 2 – вакуумные камеры; 3 – насосная установка; 4 – манометр К металлоконструкции траверсы 1 прикрепляются вакуумные захватные камеры 2, посредством вентилей и трубопроводов соединяемые с системой вакуумирования в виде вакуум-насоса 3. Уровень вакуума контролируется вакуумметром 4. Такие ГУ применяются в основном как сменные грузозахватные приспособления. Насосные ГУ с расположением насосного и вспомогательного оборудования на ГПМ могут иметь с ней гибкую или жѐсткую связь и 39

40

находят применение, например, на кранах мостового типа для перегрузки листовых грузов с ровной и гладкой поверхностью Эжекторные ГУ (рис.4.2 б) основаны на принципе эжекции, когда для отсасывания воздуха из вакуумной камеры используется кинетическая энергия, например, сжатого воздуха цеховой пневмомагистрали или компрессора. Конструктивно они проще и легче насосных, однако, ограничены из-за невозможности создания высоких разрежений ниже 53 кПа или 400 мм рт. столба, что требует применения вакуумных захватных камер больших размеров. Поэтому эжекторные ГУ эффективны главным образом в стационарных заводских условиях для транспортирования изделий небольшой массы с гладкой поверхностью на незначительные расстояния. Б е з н а с о с н ы е Г У (рис. 4.2, в) с переменным объѐмом полости вакуумной камеры могут быть с ручным, механическим, пневматическим или гидравлическим приводом, а также самовакуумирующимися под действием груза. Они находят все большее применение, что обусловлено их простотой и независимостью от источников энергии. Их недостатком является ограниченное время сохранения рабочего вакуума, что снижает надежность удержания груза и ограничивает их применение только с грузами воздухонепроницаемыми и с гладкими поверхностями (листовой металл, стекло, пластмасса и т.п.).

Рисунок 4.3 – Схемы безнасосных вакуумных ГУ По конструкции вакуумообразующей камеры эти ГУ (рисунок 4.3.) разделяют на гибкие – тарельчатые или колоколообразные (рисунок 4.3,а), поршневые (рисунок 4.3, б), диафрагменные (рис.4.3, в) и сильфонные (рис.4.2, г). В гибких грузозахватных камерах вакуум создаѐтся разрежением воздуха при деформации резиновой камеры; в поршневых – посредством изменения объѐма при перемещении поршня в цилиндре или наоборот при перемещении цилиндра относительно поршня. Изменение объѐма цилиндра может осуществляться под действием веса поднимаемого груза или принудительно, например, под действием пружины или штока гидравлического или пневматического подъѐмника. Диафрагменные ГУ близки по принципу действия поршневым. Изменение объѐма камеры в них осуществляется 40

41

перемещением эластичной диафрагмы. Сильфонные ГУ в виде складывающегося гофрированного цилиндра по конструкции и принципу действия аналогичны диафрагменным. Основных элементом вакуумного грузозахвата является вакуумная грузозахватная камера, конструктивное совершенство и качество которой в значительной мере определяет эффективность ГУ. Работоспособность камеры зависит от конструкции, материала герметизирующего уплотнения и способа его установки. Материал уплотнения должен обладать достаточной эластичностью, обеспечивающей плотный контакт с поверхностью груза, допускать возможность простого монтажа и демонтажа. Это вулканизирующаяся и губчатая резина, неопреновый каучук, ячеистый эластомер, силикон. Для транспортирования изделий с шероховатыми поверхностями дополнительно со стороны груза может наклеиваться пористая резина, что улучшает контакт. Крепление уплотнения к корпусу камеры может осуществляться приклеиванием, привулканизированием, защемлением, прижатием дополнительными деталями. На рисунке 4.4. представлено устройство одного из вариантов вакуумной захватной камеры. Резиновое уплотнение 1 закреплено между наружным 2 и внутренним 3 дисками, образуя вместе с ними, промежуточной резьбовой втулкой 4 и гайками 5 и 6 тарелку. Последняя установлена на штоке 7 со Рис. 4.4 – Вакуум-захватная камера сферической головкой. Шток при помощи пружины 8 упруго сопряжѐн с крепежным наконечником 9. что обеспечивает хорошее прилегание камеры и прижатие еѐ к грузу. Для откачки воздуха используется штуцер 10. Вакуумные захватные камеры различаются на камеры для грузов с плоской и криволинейной поверхностью. Захваты для плоских поверхностей имеют тарельчатую (преимущественно) или прямоугольную форму. Вакуумная камера для грузов с криволинейным контуром поверхности имеет соответствующую конфигурацию. Существуют вакуумные камеры, форма которых может изменяться в соответствии с криволинейной (преимущественно цилиндрической) формой захватываемого груза. Для этого камера снабжается чувствительными датчиками, реагирующими на изменение контура поверхности груза, 41

42

включая гидротолкатели, штоки которых через рычаги воздействуют на гибкие пластины захватных камер, придавая им форму поверхности груза. Расчет вакуумных ГУ Основными параметрами вакуумного оборудования, определяющими его работоспособность и эффективность при использовании в вакуумных захватах, являются: – предельный вакуум; – максимальное вакуумное давление; – быстрота действия (быстродействие). Предельный вакуум – это максимальное разрежение, которое можно получить данным насосом, впускной патрубок которого уплотнен заглушкой с вакуумметром. Для механических насосов он составляет 0,133...3500 Па. Максимальное вакуумное давление – это предельно большое давление в выпускном патрубке насоса, при котором он нормально работает или при котором насос еще может осуществлять разряжение. У механических насосов максимальное вакуумное давление несколько больше атмосферного. Быстрота действия – это производительность насоса S Н , л/с, измеряемая объемом воздуха V, удаляемого из замкнутого разряжаемого объема системы в единицу времени t [7]: Sн=

dV pн л/с, dt

где pн – давление на входе у впускного патрубка в рассматриваемый момент времени. Быстроту действия механических насосов принято определять при атмосферном давлении на входе впускного патрубка, т.е. в начальной стадии откачки. При известном начальном давлении p1, равном атмосферному, и конечном – p2 откачиваемого объема необходимая быстрота действия (производительность) вакуумного насоса выражается формулой: V t

Sн = 2,3 lg

p1 , л/с, p2

где V – объем откачиваемой системы, л; t – время разряжения от начального до конечного давления, с. Расчет заключается в определении размеров и количества вакуумных захватных камер, обеспечивающих удержание конкретных грузов в определенных условиях эксплуатации при действии сил: статических от веса груза Gг, динамических Fдин, ветровых Fв и др.) 42

43

Равнодействующая R всех внешних сил раскладывается на нормальную N и касательную Т силы (рисунок 4.5.). В процессе захвата, подъѐма и перемещения груза грузоподъѐмность вакуумного ГУ не остаѐтся постоянной и определяется соотношением сил: удерживающей F, отрывающей N и сдвигающей Т груз. Удерживающая сила (сила притяжения захвата) определяется разностью давлений и площадью камеры: F pa ka pв Ak A kn , где рa – нормальное атмосферное давление, равное 100 кПа; рв – предельное давление внутри вакуумной камеры, pв 15..35 кПа; ka – коэффициент, учитывающий отклонение атмосферного давления от нормального; в средней полосе России Рис. 4.5. – Расчѐтные схемы вакуумных давление составляет 93 кПа ГУ: (700 мм рт. ст.), т.е. kа = а – с горизонтальной; б – с вертикальной 0,9..0,92; А – геометрическая контактными плоскостями площадь вакуум захватной камеры, ограниченная еѐ внутренним контуром; kA – коэффициент уменьшения площади А вследствие деформации уплотнения (для уплотнений из губчатых резин при А=0,2...0,4 м2 kA = 0,95...1,0); kn – коэффициент увеличения силы вакуумного притяжения из-за тока воздуха в месте стыка уплотнения с поверхностью груза (принимается равным 1,1 при объѐме камеры V0,1 м2 и 1,0 при V 0,25м2). В проектных расчѐтах вместо коэффициентов ka, ks, kn можно принимать обобщенный коэффициент k p k a k s k n 0.8...0.85 , тогда: F pa pв Аk p . Значения отрывающей N и сдвигающей силы Т зависят от положения вакуумного грузозахвата (горизонтальное или вертикальное) и направления движения (подъѐм или перемещение) ГУ с грузом. При горизонтальном положении захвата: 1) при подъѐме груза, когда направления силы тяжести груза и силы его притяжения к ГУ совпадают: г г N под Gг Fдин Fв , а Т под 0. 2) при перемещении груза: 43

44 г г N пер Gг , а Т пер Fдин Fв Fтр , где Fтр – сила трения между грузом и ГУ. При вертикальном положении захвата: 1) при подъѐме груза с боковым захватом, когда сила тяжести груза направлена под углом 90° к силе притяжения его к ГУ: в в N под Fв , а Т под Gг Fдин Fв Fтр . 2) при перемещении: в в N пер Fдин Fв , а Т пер Gг . Сила трения Fтр определяется как Fтр=(F–N)f; где F и N – соответственно значения удерживающей и отрывающей сил; f – коэффициент трения между поверхностью груза и контактирующей с ним поверхностью уплотнения вакуумной камеры. Установленные экспериментально значения коэффициентов трения приведены в таблице 4.1. Для надѐжного удержания груза вакуумным ГУ необходимо, чтобы составляющие удерживающих сил были больше соответствующих составляющих сил отрыва, т.е. F>N, а Fтр>Т. Введя соответствующие запасы надѐжности работы ГУ (коэффициентов по силам отрыва kN и сдвига kT), эти неравенства представим в виде F= kN N, а Fтр= kT Т.

Таблица 4.1 – Значения коэффициента трения между поверхностями груза и уплотнения вакуумной камеры Материал соприкасающихся поверхностей

Коэффициент трения f

Бетон по губчатой резине Бетон по мягкой вулканизированной резине Сталь по губчатой резине Сталь с поверхностной ржавчиной и окалиной по губчатой резине Сталь по мягкой резине Полированный мрамор и гранит по мягкой резине Синтетические полимерные материалы (стеклопластик и т.п.) по мягкой резине Стекло, полированный мрамор по губчатой резине Синтетические полимерные материалы (стеклопластик и т.п.) по губчатой резине

0,6…0,8 0,5…0,7 0,3…0,5 0,5…0,7 0,3…0,5 0,3…0,5 0,3…0,5 0,3…0,4 0,4…0,6

Допускаемые предельные значения сил отрыва N зависят не только от активной площади вакуумной камеры и разрежения воздуха в ней, но и от возможности уплотнения вакуумной камеры, т.е. удельного давления рк в контакте уплотнения вакуумной камеры и поверхности груза, 44

45

обеспечивающего еѐ герметизацию, что проверяется расчетом при разнице сил притяжения и отрыва: F N рк min Aу , где Аy – контактная площадь уплотнения; pкmin – минимально допускаемое давление в контакте уплотнения, обеспечивающее герметизацию камеры. Значения минимального удельного давления в кГ/см2 на герметизирующей контактной площадке уплотнения вакуумного захвата представлены в таблице 4.2. Таблица 4.2 – Значения минимального удельного давления для различных материалов Поверхность груза

Губчатая резина по ТУ109-РТИ

Стальной прокат Гладкие асбоцементные плиты Бетон с гладкой поверхностью Полированный мрамор и гранит Стекло Текстолит Оргстекло Слоистый пластик

0,6…1,0

Материал уплотнения Резиновая смесь 1432А по Резина ТУ204-54Р гр. по ГОСТ 7338 1а 1…2 1,5…2,5

Резина 7889 по ТУ МХП У251-54 3…4

0,4…0,9

0,8…1,5

1,2…2,0

–

0,8…1,2

2…3

3…4

5…6

0,4…0,6

0,7…1,0

0,9…1,2

–

0,4…0,5 0,4…0,6 0,4…0,5 0,4…0,6

0,6…0,9 0,6…0,9 0,7…1,0 0,6…0,8

0,8…1,1 – 0,8…1,1 0,8…0,9

– 3…4 – –

Подставив выражения N и F, через отношение N/F выразим коэффициент снижения грузоподъемности вакуумного ГУ: N F

(F

pk min Ay ) F

.

При наиболее благоприятных условиях коэффициент ξ=1, при небольшой активной площади камеры и грубой поверхности груза значение его приближается к нулю и ГУ становится неработоспособным. Например, для камеры диаметром d = 40 см при ширине контактного кольца b=1 см, р0=50 кПа, рк=0,1 МПа значение коэффициента ξ =0,78. Итак, для надежной работы вакуумного ГУ с учетом достаточного уплотнения в контакте вакуумной камеры с поверхностью груза должны выполняться следующие условия: F kN N и F N kT T f . Для универсального ГУ, не связанного с определѐнными условиями работы, с некоторым допущением в сторону увеличения: F N T f k, 45

46

где принимается k=kN=kT=2. Приравняв это выражение к формуле (1.12) с учѐтом принятого количества камер т в ГУ, получим выражение для необходимой площади каждой вакуум-захватной камеры в качестве исходного параметра для определения размеров вакуумных камер при принятом их количестве и заданном (выбранном) минимальном давлении в них: N ( pa

А

T f k pв ) m k p

,

Или при заданной площади каждой камеры определяем их необходимое количество: N ( pa

m

T f k . pв ) A k p

В расчетной практике целесообразно определять необходимую площадь вакуумных захватных камер, приняв их число, а также минимальное предельное давление в них, которое для крановых вакуумных захватов может быть принято в пределах 150…380 мм рт. столба (0,2…0,5 кг/см2), т.е. pа–pв=610…380 мм рт. столба или 0,8…0.5 кг/см2. Как показывают экспериментальные исследования, при увеличении силы отрыва груза N от захвата по отношению к силе прижатия груза F к захвату (подъемной силе) увеличивается натекание воздуха в полость вакуумной камеры, которое относительно невелико при N = (0,6…0,8)F, но резко увеличивается при дальнейшем увеличении N. Поэтому при проектировании вакуумного грузозахвата необходимо рассчитывать фактическое значение удельного давления pк в контакте уплотнителя и поверхности груза и сравнивать со значениями минимально допускаемого удельного давления pкmin для соответствующих материалов (см. таблицу 4.1.), т.е. должно проверяться условие надежности уплотнения вакуумной грузозахватной камеры: pк

F

N Aу

pк min .

4.3 Грейферные ГУ Данные специальные грузозахватные устройства применяют для подъѐма и транспортирования сыпучих и кусковых материалов. Отличие грейферных кранов от типовых мостовых или стреловых заключаются в применении вместо крюковой подвески грейферов. Грейферные краны имеют лебѐдку с одним или двумя барабанами, один из которых предназначен для наматывания замыкающего (челюсти) каната 46

47

(замыкающий), второй – для наматывания поддерживающего каната (подъѐмного). Существует большое разнообразие конструкций грейферов, однако общим признаком большинства из них является зачерпывание материала челюстями свободно лежащего на нѐм грейфера. Основными классификационными параметрами грейферного крана является грузоподъѐмность крана, ѐмкость грейфера и вид грузов, для которых он предназначен. Грейферы могут быть сменными грузозахватными приспособлениями, навешиваемыми на крюк ГПМ и грузозахватным органом специальных кранов. По кинематическим признакам и типу привода смыкания челюстей грейферы подразделяются на одно -, двух – и четырѐхканатные. По числу челюстей, определяемому родом перегружаемого материала, грейферы подразделяются на двухчелюстные – для сыпучих грузов, многочелюстные – для крупнокускового материала, трѐх и четырѐхлапые – для длинномерных грузов. Тип челюстей одноканатных грейферов – дуговой с одношарнирным креплением. У двух и четырѐхканатных и приводных грейферов тип челюстей может быть дуговым, плоскодуговым, лопастным (лапчатым), вильчатым с одно -, двух – или многошарнирным креплением. По форме траектории движения челюстей при зачерпывании груза грейферы разделяются на подгребающие и роющие. У подгребающих грейферов челюсти при зачерпывании движутся по прямой, близкой к горизонтальной (пологой) линии, что позволяет им сгребать материал, обеспечивая сбор сыпучих материалов, рассыпанных тонким слоем. У роющих грейферов челюсти заглубляются в материал. По возможности грейферов к разгрузке вагонов они могут быть приспособленными или неприспособленными к такой операции. Наиболее распространѐнная группа грейферов – это одно -, двух -, трѐх -, четырѐхканатные (и более) грейферы с различным числом челюстей и разным назначением: для сыпучих, кусковых, лесных материалов, труб, скрапа и т.д. У канатных грейферов замыкание челюстей осуществляется при помощи канатов. Отличительной особенностью одноканатных грейферов (рисунок 4.6) является использование однобарабанных лебѐдок подъѐма кранов общего назначения. При этом грузовой канат лебѐдки выполняет одновременно функции подъѐма грейфера и замыкания его челюстей. Одноканатные грейферы могут (рисунок, 4 а) иметь замыкающий канат 4, заканчивающийся серьгой (скобой) 5 для навески на грузовой крюк крана или (рисунок, 4 б) грузовой канат крана запасовывается непосредственно на верхнюю траверсу 6 ГУ. Одноканатные ГУ бывают 47

48

бесполиспастные, полиспастными и барабанными. Зачѐрпывание груза, подъѐм гружѐного грейфера, раскрытие челюстей для его разгрузки и опускание порожнего грейфера – четыре операции рабочего цикла одноканатного грейферного ГУ. При раскрытых челюстях 7 и связанных захватным устройством 2 головки 1 и траверсы 3 замыкающий канат 4 сближает (стягивает) траверсы 3 и 6. Челюсти 7 поворачиваются вокруг шарниров на траверсе 3 со сближением точек А и В, внедряются в материал и зачѐрпывают его. Головка 1 вплотную подходит к траверсе 6. В таком положении грейфер с грузом поднимается на требуемую высоту и перемещается к месту разгрузки.

Рисунок 4.6 – Одноканатные грейферы: а – с грейферным канатом; б – с подвесом к канату грузовой лебѐдки крана Раскрывание челюстей и выгрузка материала под собственным весом происходит после отсоединения головки 1 от травесы 3, например, с помощью тросового выключающего устройства, опорой грейфера на разгружаемый материал или на специальное устройство над местом разгрузки. Известны конструкции с принудительной разгрузкой. Для нового зачѐрпывания раскрытый грейфер перемещают к месту загрузки и опускают на загружаемый материал, одновременно соединяя с помощью запорных (захватных) устройств головку 1 с траверсой 3. Захватные (замыкающие) устройства часто представляют собой достаточно сложную рычажную систему, включающую собачки, защѐлки, запорные рычаги, пружинные амортизаторы, канатные или гидравлические демпферы, гидротолкатели для размыкания челюстей и т.д. Если одноканатный грейфер подвешен на грузовой крюк ГПМ, то полезная работа подъѐма гружѐного ГУ уменьшается в связи со значительным перемещением конца замыкающего каната при 48

49

зачѐрпывании материала, особенно, при наличии в грейфере замыкающего полиспаста. При смыкании челюстей длина вытягиваемого каната будет l3 (c1 c2 )u П (с1 и с2 – исходное и конечное расстояния между блоками C и D полиспаста; U П – кратность полиспаста). Полезная высота подъѐма Н в этом случае будет H H 0 l3 , (Н0 – паспортная высота подъѐма грейфера). Поэтому применение одноканатных грейферов с полиспастами большой кратности ограничено, особенно при небольшой высоте подъѐма груза, когда выгрузка материала на штабель или высокую платформу может оказаться невозможной. Поэтому одноканатные грейферы чаще выполняются по бесполиспастной схеме. Если грузовой канат лебѐдки грейфера связан через замыкающее устройство лебѐдки с нижней траверсой (рисунок 4.6,б), то ход каната неограничен. В этом случае грейфер становится несъѐмным грузозахватным устройством. В грейферных кранах так же могут использоваться грейферы с механизмом, обеспечивающим замыкание и размыкание челюстей. В этих грейферах механизм замыкания встроен в конструкцию грейфера и представляет собой канатную лебѐдку, установленную на одной из траверс, либо рычажную или гидравлическую систему, стягивающую траверсы [2,4,6]. Однако для питания такого механизма необходим кабельный токоподвод, что усложняет конструкцию. Такой грейфер также тяжелее, вместе с тем он проще в управлении. К другим недостаткам одноканатного грейфера можно отнести: значительный собственный вес грейфера, который тем больше, чем выше сопротивление зачѐрпыванию; конструктивная сложность эффективных и надѐжных замыкающих устройств и связанные с этим снижение надѐжности и затруднения в управлении ГУ; предрасположенность в поднятом положении к вращению ГУ вокруг вертикальной оси; снижение эффективной высоты подъѐма груза из – за значительного перемещения конца замыкающего каната при смыкании челюстей, особенно в полиспастных грейферах. Применять одноканатные грейферы целесообразно при перегрузке сыпучих мелкокусковых материалов с невысокой объѐмной плотностью. Наибольшее распространение при проектировании специальных грейферных кранов получили применение конструкции 2 – х канатных и 4 – х канатных грейферов. Они требуют оборудования кранов специальными двухбарабанными грейферными лебѐдками: один барабан несѐт подъѐмный канат 1; другой замыкающий 2 (рисунок 4.7).

49

50

Рисунок 4.7 – Двухканатный грейфер Подъѐмный крепится к верхней траверсе 3, замыкающий, свободно проходя сквозь траверсу 3 и огибая блок (блоки) 4 нижней траверсы 5 с шарнирно соединѐнными челюстями 6, также крепится к верхней траверсе с обратной стороны. По кинематике двух – и четырѐхканатные ГУ аналогичны. Различаются они тем, что двухканатный грейфер имеет одинарный полиспаст замыкания и один замыкающий канат, а четырѐхканатный – сдвоенный полиспаст и два замыкающих каната. Поддерживающих канатов может быть один или два. При опускании порожнего грейфера на груз с разомкнутыми челюстями и подъѐме его с грузом с сомкнутыми челюстями барабаны подъѐмного 7 и замыкающего 8 канатов работают синхронно с одинаковыми линейными скоростями. Управление канатами и обеспечение их натяжений и скоростей, необходимых для нормальной работы грейфера, осуществляется грейферными лебѐдками. При смыкании и размыкании челюстей подъѐмный канат неподвижен, а замыкающий работает на подъѐм при зачѐрпывании материала (смыкание челюстей) и свободно сматывается с барабана при выгрузке материала (размыкание челюстей). Раскрытие челюстей грейфера происходит либо при остановленном замыкающем канате и движении поддерживающего каната вверх, либо при остановленном поддерживающем канате и движении замыкающего каната вниз, либо при встречном движении канатов с разными скоростями. Двухканатные грейферы проектируются как полиспастные, так и бесполиспастными. Бесполиспастные применяются для перегрузки лѐгких материалов. Замыкающий канат в них крепится к нижней траверсе без 50

51

связи с верхней. Полиспастные в зависимости от назначения имеют одинарный, сдвоенный или спаренный полиспаст кратностью от 2 до 8 [4]. По характеру зачѐрпывания грейферы делятся на обычные и подгребающие, по числу челюстей – на 2 – х челюстные и многочелюстные. Подгребающие грейферы предназначены для зачѐрпывания материала из тонких слоѐв [2], а также выгрузки сыпучих материалов из вагонов, трюмов судов и т.п. Многочелюстные грейферы (количество челюстей от 3 до 8) находят применение при перегрузке труднозачѐрпываемого материала (крупнокусковые материалы, металлическая стружка и т.п.). Челюсти таких грейферов имеют серповидную форму и крепятся шарнирно к нижней цилиндрической траверсе. Челюсти располагаются друг относительно друга под углом 120° – 45°. Приводные грейферы, также как и одноканатные, работают по схеме двухканатных: подъѐмным механизмом крана через поддерживающий канат и самостоятельным приводом смыкания челюстей. Они имеют различные модификации. Наиболее современными являются три типа грейферов в зависимости от привода: электромеханический, электрогидравлический и гидравлический (пневматический). Электромеханические широко используются в двух вариантах: лебѐдочные, в том числе талевые, и винтовые (с центральным винтом и с винтовыми тягами). Во всех вариантах смыкание и размыкание челюстей осуществляется от механизма смыкания, размещѐнного на грейфере. При лебѐдочном и талевом варианте это осуществляется стягиванием канатного полиспаста, связывающего верхнюю и нижнюю траверсы, путѐм наматывания каната на барабан. При винтовом варианте – вращением центрального винта или двух винтовых тяг. В обоих случаях гайки, связанные с челюстями, поворачивают их в материале для его зачѐрпывания. Известны конструкции применения зубчатых передач вместо винтовых пар. Электрогидравлические и гидравлические приводные грейферы получают в последнее время, особенно в ведущих зарубежных странах, широкое распространение. Гидравлическими грейферами оснащают гидравлические краны и погрузчики. Насосная группа расположена па ГПМ, питание смыкающего механизма осуществляется шлангами. Пневматические ГУ получают питание сжатого воздуха от компрессорной установки, также расположенной на ГПМ. У электрогидравлических грейферов насосная группа находится на корпусе грейфера. Применяемое в этих грейферах стягивающее устройство в виде гидроцилиндра, соединяющего верхнюю и нижнюю траверсы, отличается простотой конструкции. 51

52

По кинематической схеме известные электрогидравлические грейферы можно подразделить на три группы: с горизонтальными, вертикальными и наклонными цилиндрами. Они имеют ряд преимуществ по сравнению с канатными грейферами: не нужна двухбарабанная грейферная лебѐдка, более высокий коэффициент полезного использования, лучшая приспособленность к стандартизации и унификации. Некоторые специалисты считают, что со временем электрогидравлические приводные грейферы должны вытеснить канатные. Однако по более объективным оценкам предполагается, что ведущая роль в ближайшее время сохранится за многоканатными грейферами. Из двухсот моделей грейферов, выпускаемых в последнее время в нашей стране, насчитывалось всего шесть одноканатных и восемь приводных моделей, в т.ч. две модели электрогидравлического грейфера. В течение последнего десятилетия практика производства и применения многоканатных грейферов не изменилась. Расчѐт основных параметров двухчелюстных грейферов Исходными данными при расчете грейфера [4,6] являются грузоподъемность крана Q или емкость грейдера V и вид перегружаемого материала, определяемый его объемной плотностью и гранулометрическим составом. Расчет грейфера [4,6] заключается в определении его геометрических параметров, минимально – допустимого значения его массы mгр. min по условиям прочности и жѐсткости и максимально допустимого значения массы грейфера в загруженном состоянии mгр. max по грузоподъемности ГПМ. После этого вычисляются несколько значений mгр.i в зависимости от кратности внутреннего полиспаста замыкающего каната и выбирается окончательно оптимальная величина mгр (наиболее близкая к mгр. min ) и соответствующая ей кратность полиспаста. Номинальный объѐм канатных двухчелюстных грейферов общего назначения по ГОСТ 24599 определяется как объѐм условного геометрического тела, очерченного пунктиром на рисунке 4.8, с углом естественного откоса τ0 (таблица 7) у основания призмы. При этом масса зачерпываемого материала mм в сумме с массой грейфера mгр должна составлять k1Q , т.е. m м k1Q mгр .

52

53

Рисунок 4.8 – Геометрические параметры двухчелюстного грейфера Масса грейфера mгр не должна превышать k2Q, тогда: M m Q( k1 k2 ), где К1 и К2 –корректирующие коэффициенты, зависящие от насыпной плотности грунта [4. таблица 8]. С другой стороны, масса материала определяется его плотностью и k3 (Коэффициентом K 3 ѐмкостью (объѐмом) грейфера – mM V учитывается крупность и уплотняемость перегружаемого материала — [ 4.таблица 5]. Объѐм грейфера определяется, во – первых, из равенства V k3 Q k1 k2 , т.е. V Q(k1 k2 ) /( pk3 ) и, во – вторых, по заданной грузоподъемности с учетом коэффициента k [таблица 7] наполнения и уплотнения: V Q(1 k2 ) /( pk ) . Из двух значений выбирается ближайшая стандартная величина после ее округления. Геометрические размеры грейфера определяются по выработанным практикой грейферостроения эмпирическим зависимостям, исходя из объѐма грейфера V [ рисунки 4.8, 4.9 и 4.10]. Ширина, длина и высота челюсти до шарнира тяги определяются соответственно по формулам[4, стр. 67]: B kш 3 V ; Lч kд 3 V ; h kд kh 3 V tg , где kш – коэффициент ширины челюсти при условии B 3ak max , особенно для крупнокускового материала; 53

54 K Д – коэффициент длины челюсти [4, табл. 5]; kh – коэффициент высоты челюсти [4, табл. 7]; arccos Lч / M – угол наклона к горизонтали хорды челюсти;

a k – расчетный размер типового куска [4, табл. 6 и 8].

Рисунок 4.9 – Расчѐтная схема грейфера в двух проекциях Хорда челюсти, т.е. линия, соединяющая кромку ножа челюсти с осью шарнира тяги закрытого грейфера (рисунок 4.10): M

L2ч

hч2

. Условный радиус (высота до центрального шарнира) челюсти: R (0,42k д k h 0,577k д 0,2)3 V . Условная высота призмы материала: eг Lчtg 0 , где 0 – угол естественного откоса.

Рисунок 4.10 – Размеры челюсти в замкнутом (а) и разомкнутом (б) положениях 54

55

Зазор между верхней точкой призмы и центром шарнира (рисунок 4.10): dм

0,2

3

V

.

Полная высота закрытого грейфера: H0

R h0

. Расстояние от центрального шарнира челюстей до верхней кромки головки: h0

5

V.

Длина тяг, связывающих головку грейфера с челюстью: Lч сr . sin cos

LТ

Углы наклона тяг к вертикали закрытого грейфера в плане (β) и профиле(δ): arctg a

(0,12 0,15) H 0 ;

b2

сr

Lч H0

hч

arctg

ar

0,5B br , H 0 hч ar

(0,25 0,3) B; c (0,15 0,2) Lч

–

конструктивные

размеры головки грейфера. Радиус поворота (высота) челюсти (рисунок 4.10): R2

R0

a2 ,

где a 0,2Lч – расстояние от центральной оси грейфера до центра arcsin a / R0 – угол наклона радиуса поворота челюсти шарнира челюсти; закрытого грейфера к вертикали. Радиус центра тяжести челюсти: rцт 0,8Е . Расстояние между шарнирами (плечо) челюсти: E

( R hч ) 2

( Lч

a) 2

. Толщина ножа s челюсти для материала с размером куска до 0,1 м. s 0,012 3 V , при размере куска более 0,1 м. s 0,014 3 V . Для лучшего заглубления в материал кромку контакта челюсти скашивают примерно до половинной толщины (т.е. толщина кромки челюсти s0 0,5s ) и упрочняют еѐ наплавкой, а при крупнокусковом материале кромку оснащают зубьями. Геометрические размеры при открытом грейфере (рисунок 4.10, б): b R0 sin ; ) hп cos( ) hb R0 cos ; c b n sin( hc n cos( ) hп sin( ); d b m sin( ) ht cos( ),

55

56

где m 0,7M hт 0,17M – координаты центра тяжести челюсти, а n 0,5M и hn 0,17 M – координаты центра тяжести перегружаемого материала; 90 ( y) – угол между высотой R0 и хордой М челюсти у закрытого грейфера; y – угол между высотой R0 и плечом Е arccos( R hч ) / E – угол прямоугольного треугольника, челюсти; построенного на плече Е, т.е. на прямой, соединяющей оси шарниров челюсти; 90 ( ) – угол между хордой М и плечом Е челюсти. Проверка: 180 . При полностью открытом грейфере его длина раскрытия L 2L p . Полуразмах челюсти: L p R sin max a 2 max 150 0 . Необходимый ход траверсы для полного раскрытия челюстей: hтp

R hб .

В качестве предварительного расчетного значения массы перегружаемого грейфером груза ГОСТ 24599 рекомендует принимать меньшее из значений, вычисляемых по следующим двум формулам: mM

k LBhM 1

0.4 L L3

0.6 0.8

mгр max B ln ; m'M L 2 Bq 0

VkV

,

где k – коэффициент, зависящий от формы поверхности штабеля, для горизонтальной плоскости поверхности k 1 ; hМ 0,3 – расчетная константа (модуль глубины); L3 hmpu – ход замыкающего каната; q0 – эмпирическая характеристика податливости материала внедрению [4, таблица 8]: k v – коэффициент наполнения и уплотнения материала [4, таблица 7]. Максимально допустимая по грузоподъемности ГПМ масса грейфера mгp max QK2 . Минимально допустимое значение массы грейфера по условиям прочности и жесткости определяется его объемом, насыпной плотностью материала ρ, геометрическими размерами В и L с учѐтом коэффициента жѐсткости ГУ (для углеродистых сталей с =1,5; для низколегированных с = 1,2) и коэффициента k3 влияния размеров куска mгр min Vpck 3 B / L. Оптимальная величина mгр находится в границах mгр.max  mгр  mгр.min , определяется несколько значений по формуле при различных кратностях полиспаста и выбирается масса желательно ближе к mгр.min :

56

57

mМ g 1 k p kф mгр 1

R0 tg E 0.5

3

k

1 k k A5 2 F1 A3 2k p kф

u П 1 T1

r E

T

4 2

R0 F0 A4 E

,

0,5 2T3 g

где – коэффициент, учитывающий перенос k p 0,75 0,80 равнодействующей сил сопротивления на режущую кромку челюсти; k ф – коэффициент, учитывающий влияние формы челюстей, принимается равным: 1,02 – 1,85 для грейферов с дуговым полукруглым днищем, рекомендуемых при зачерпывании мелких хорошо сыпучих неуплотненных материалов (МНУ и МСН) и 1,03-2,2 для грейферов с закругленно – плоским днищем, полукруглым в поперечной плоскости, рекомендуемых при зачерпывании слежавшихся крупнокусковых и других труднозахватываемых материалов (МУ, КУ, КНУ, KCH), растет с увеличением кратности u от 1 до 8; k 12 15 – задний угол челюсти в конечный момент зачерпывания, из условий наименьших энергетических затрат может быть равным 20 с учѐтом влияния задней стенки днища (в начальный момент черпания k 90 ) (рисунок 4.8); υ – угол трения материала о днище – [4.таблица 7]; 1 0,25 , 2 0,2 , 3 0,1 4 0,45 – коэффициенты, учитывающие соответственно относительные массы головки, нижней траверсы, тяг и челюстей; u uп 1 / б 1 – приведенная (силовая) краткость замыкающего б полиспаста; u = 1-8 – кинематическая кратность полиспаста; б 0,98 – КПД блока с подшипниками качения; kk

2tg 3Btg 0 tg

2tg

2

k

k

V – коэффициент, учитывающий некоторые B

параметры условий зачерпывания; 0 0 0 / 2 – угол скольжения материала при зачерпывании; – угол естественного откоса;φ0 – угол внутреннего трения – [4.таблица 7]. Сила сопротивления зачерпыванию (внедрению) челюстей: F1 Bs 0 p0 . Удельное сопротивление зачерпыванию: p0 1 ak / s0 31g f 02 yср сд 31 f 0 1/ f 0 , где ak – расчетный размер типового куска; s0 – толщина кромки челюсти с учетом скоса; f 0 – коэффициент внутреннего трения; yср KпзV / BL – расчѐтное среднее заглубление челюсти;

57

58

– коэффициент, учитывающий гранулометрический состав материала: для мелкосыпучих принимается от 0,1 до 0.5, для кусковых материалов – от 0,16 до 0,2; τсд – начальное сопротивление сдвигу [4.таблица 7]. Сила сопротивления на боковых сторонах челюсти: F2 2 p0 yi s0 / sin ai . Сила сопротивления перемещению материала по челюсти и трения по ней: F0 0,5 pgBy02ctg 0tg ( 0 0 )(1 k0 ) , kпз

где k 0

2 y 0 tg 0 3B tg 0 tg ( 0 2

0

)

– коэффициент, учитывающий степень

заглубления и физико-механические свойства зачерпываемого материала; ' y0 kпз L ctg – первоначальное заглубление челюсти – k действительный угол наклона закрытого грейфера; уi и аi – текущие значения заглубления и угла поворота челюсти. Интегральные коэффициенты T1 , T2 , T3 , A3 , A4, A5, характеризующие геометрические параметры процесса зачерпывания материала грейфером, зависят от обобщенного параметра (критерия) С и приведѐнной (силовой) кратности замыкающего полиспаста uп. Известны графики Ti Aj f (C, uп ) этих зависимостей. Обобщенный параметр: C 2 p0 s0 (1 k ) / Bp R0 g , pyср2 tg

где k

ctg 2

6 p0 s0 sin

0

sin '

– обобщенный коэффициент,

ср

– средний задний угол челюсти; н и к – начальный и конечный задние углы. Аналитические зависимости Ti Aj f (C, un ) , полученные на основе известных соответствующих графиков, имеют следующий вид: ср

(

н

k

)/2

lgT1 = (0,322 u п - 0,042)/C - (0,263 u п + 0,186); lgT 2 = (0,092u п + 0,24)/C - (0,088u п + 0,413); lgT 3 = (0,281 u п + 0,01)/C - (0,048 u п + 0,45); lgA 3 = (0,371 u п - 0,121)/C - (0,089 u п + 0,128); lgA 4 = (0,078u п + 0,276)/C - (0,068u п + 0,804); lgA 5 = (0,283 u п - 0,065)/C - (0,205 u п + 0,42).

58

59

Задавая значения кинематической кратности u от 1 до 8 и используя зависимости для соответствующих величин критерия С, определяют значения T1, Т2, T3, A3, А4, А5 и величины mгр по формуле. Из полученных значений массы грейфера выбирают оптимальную (наиболее близкую к mгр min ) и соответствующую ей силовую и кинематическую кратности внутреннего полиспаста замыкающего каната. Распределение общей массы грейфера, а, следовательно, и еѐ воздействие на его элементы ориентировочно можно принимать: – масса головки (верхней траверсы): mгол 0, 25mгр ; 1mгр – масса нижней траверсы: mнm 0, 2mгр ; 2 mгр – масса тяг: mm 0,1mгр ; 3 mгр – масса челюстей: mч 0, 45mгр . 4 mгр Зачерпывающая способность грейфера проверяется по линейной нагрузке на кромке челюсти: 0 пог

F3k (u 1) Lч 2 BR

R hч tg

au u 1

p0 пог .

Значение [P0пог] зависит от объѐмной плотности перегружаемого материала: ρ, т/м3 0,8-1,2 1,21-2 2,1-3 [P0пог], кН/м 20-25 25-30 30-50 Максимальное значение силы натяжения замыкающего каната Fзк G Qg имеет место в период смыкания челюстей ( 0) при полном использовании грузоподъѐмности ГПМ и восприятии всей нагрузки только замыкающим канатом. При этом наибольшую нагрузку имеют также тяги челюстей FT и усилие на головку грейфера FГ, передаваемое от полиспаста замыкающего каната: Fm

1 [Gгр ( 2cos

1

3

/ 2) Fг ]; Fг

Fзк (U n 1) .

Нагрузка, действующая на нижнюю траверсу грейфера: FНТ FЗК u П . Вертикальная составляющая реакции в шарнирах челюсти Fшв ( FHT 2Gгр ) / 2 . Вес зачерпнутого материала функционально зависим от угла раствора челюстей, т.е. GМ V g cos . Схема параметров нагружения элементов грейфера представлена на рисунке 4.9. 59

60

Определяемые на основе теории сыпучей среды силы сопротивления F1, F2 и F0 , возникающие на кромке челюстей при зачерпывании материала, можно условно заменить общей силой сопротивления F , приложенной к кромке челюсти, и разложить ее на горизонтальную Fa и вертикальную Fв составляющие, связанные между собой зависимостью FВ k a Fa Из условия равновесия челюсти можно определить горизонтальные составляющие силы сопротивления при зачерпывании Fa и реакции в шарнире N (усилие распора), а также коэффициент ka: Fa

FT (e cos

he sin ) Gгр (e 3 / 4 d

4

/ 2) cGм / 2

ka в hв N

Fa

,

, ka Bhв /( A Bв ) ,

Fт sin

где A Fm (e cos

he sin ) Gгр (e 3 / 4 d

4

/ 2) cGм / 2

и B

Fm cos

Gгр (

2

/2

3

/4

4

/ 2) cGм / 2 Fнт / 2 .

Так как максимум использования грузоподъѐмности ГПМ возможен при переходе от зачерпывания материала к подъѐму грейфера ( 0) , значения Fa , N , ka целесообразно находить при следующих базовых параметрах: arcsin hc

0,5(hч

E sin ; e Lm

Lч sin ); d

Lч; hе

E cos ; c

0,8R sin / 2; hd

0,35Lч ;

0,8R cos / 2 .

Fa2 Fв2 может быть По полученным значениям N , Fшв , FT и F проведен прочностной расчѐт элементов грейфера с учѐтом динамических нагрузок, зависящих от условий работы, и определяемых коэффициентом динамичности. Характер изменения усилий F3k , FT , N в процессе зачерпывания показан на рисунке 4.11.

Рисунок 4.11 – Характер загруженности грейфера в процессе зачѐрпывания: о – начало, к – конец зачѐрпывания

60

61

4.4 Эксцентриковые ГУ Эксцентриковые грузозахватные устройства (рисунок 4.12) предназначены для захвата и перемещения в вертикальном, реже в горизонтальном положении плоских грузов с твердой поверхностью. Они бывают с односторонним (рисунок 4.12,а) и двусторонним (рисунок 4.12,б) расположением эксцентриков. Для подъема длинномерных грузов применяют траверсы с навешенными на них несколькими эксцентриковыми ГУ (рисунок 4.12, г). Эксцентриковые ГУ бывают самозатягивающимися или с дополнительным поджатием посредством воздействия на эксцентрик гибкой тягой или рычажной системой. Наиболее Рисунок 4.12 – Эксцентриковые широкое применение ГУ эксцентриковые ГУ получили в заготовительных цехах, для перемещения листового металла различной толщины. Известны конструкции эксцентриковых ГУ различной грузоподъемности, предназначенные для подъема и транспортирования стальных плит толщиной до 420 мм, брусьев, профилей, секций судна и т. п. В них предусматривается регулирование размера зажимной щели, дистанционное управление и другие преимущества. На рисунке 4.13 представлена расчетная схема эксцентрикового ГУ. При подъеме груза (плиты, листа и т. п.) под действием силы его веса G г эксцентрик затягивается, Рисунок 4.13 – Расчѐтная возникают усилия распора N 1 между схема эксцентрикового ГУ эксцентриком и грузом и N 2 между скобой 61

62

захвата и грузом, создающие силы трения, удерживающие груз. При подъеме груза между эксцентриком, его корпусом (задней стенкой) и грузом в результате действия сжимающего усилия N возникают соответствующие силы трения: F1 f1 N1 и F2 f 2 N 2 , которые должны удерживать груз. Поскольку N1 N 2 N , суммарная сила трения, удерживающая груз, равна Fтр F1 F2 Nf1 Nf 2 N ( f1 f 2 ) , где f1 и f 2 – коэффициенты трения соответственно между эксцентриком и грузом, между скобой захвата и грузом. Условие удержания груза Fтр G2 или Fтр kGг , где k – коэффициент запаса, принимаемый от 1,2 до 1,5 в зависимости от рода груза, характера работы и точности значения принятых коэффициентов трения. Уравнение моментов относительно оси эксцентрика выразится как Nr sin Nf1r cos Nf 2 (r cos ) 0. После преобразования получим: tg f1 f 2 (1 /( r cos )), что и определяет параметры эксцентрика. Передаточное число в эксцентриковом ГУ: i

c b

r sin r cos

1 . tg

N

1 c Qг 2 b

R

1 Qг i 2 2

Сила сжатия: 1 . Qг i 1

Реакция в шарнире: 1.

Коэффициент полезного действия: 1 (0,5 f ш d / c) i 2 1,

где f ш – коэффициент трения в шарнире; d – диаметр оси шарнира. Рабочую поверхность эксцентриков рекомендуется профилировать const; r r0 e t , по логарифмической спирали tg где – текущая угловая координата построения профиля. t tg . Для надежного удержания груза на рабочие поверхности эксцентриков наносят насечку, повышая значение коэффициента трения, угол рекомендуется доводить до 10 . При 10 возникают трудности освобождения ГУ от груза ввиду возможного заклинивания. 62

63

4.5 Клиновые ГУ Клиновые грузозахватные устройства используются в основном для подъема и транспортирования грузов с полостями, в том числе, бетонных и железобетонных конструкций без монтажных петель, что позволит сэкономить значительное количество стали, идущей на их изготовление. Кроме того, клиновые ГУ в большей мере позволяют механизировать строповочные операции. Основными составными частями наиболее распространенного клинового (цангового) ГУ (рисунок 4.14) являются конусообразный клин 1, подвижный в вертикальном направлении, и подвижные в горизонтальном направлении распорные элементы 2 в виде конических сегментов, клиновидных или призматических кулачков, размещенных в отверстии (полости) 3 груза. При подъеме тяги 5 относительно обоймы 4 клин 1 раздвигает кулачки (сегменты) 2 в стороны до тех пор, пока не наступит состояние равновесия, при котором силы трения (в ГУ с гладкими элементами) или силы сопротивления материала груза врезанию зубьев распорных элементов ГУ становятся равными силе тяжести груза. После этого происходит его подъем. Для уменьшения износа и большей подвижности распорные элементы проектируют с шаровой поверхностью. Условие удержания груза в клиновом ГУ Рисунок 4.14 – Клиновые ГУ (см. рисунок 4.14, а) F Nf1 Gг где N – сила нормального давления (распорная сила); f1 – коэффициент трения между грузом и распорным элементом. Передаточная функция u клиновой пары зависит от коэффициента трения f 2 распорного элемента о клин: u

cos sin

f 2 sin f 2 cos

.

Сила нормального давления N зависит от коэффициента трения f 2 и количества распорных элементов n : N

Qг u n

cos sin

f 2 sin f 2 cos

.

Сумма горизонтальных сил, действующих на груз: N Gг u . 63

64

Чтобы избежать заклинивания, угол наклона граней клина проектировании ГУ не должен превышать 10 .

при

4.6 Грузозахватные траверсы Грузозахватные траверсы (ГТ) предназначены для подъема, перемещения, перегрузки и монтажа крупногабаритных и длинномерных грузов (металлических и железобетонных конструкций, технологического оборудования, цилиндрических элементов и т.п.) в случае необходимости присоединения ГУ к грузу в нескольких точках. ГТ нашли применение при возведении жилых и промышленных зданий; монтаже технологического оборудования, трубопроводов; подъема листовых, ферменных и вантовых конструкций [5]. Траверсы изготавливают балочными или решетчатыми в виде ферм [8]. Балочные траверсы могут быть из труб, швеллеров, двутавров или соединенных между собой уголков. Решетчатые траверсы изготавливают в виде простейших ферм с вершиной угла, обращенной вверх или вниз. Крепления ГУ траверсы выполняют с отверстиями, проушинами или уравнительными блоками. Навеска траверс на крюк грузоподъемного крана осуществляется при помощи пальца, закрепленного в середине траверсы, косынки с проушиной, кольца, а также гибких или жестких присоединяемых шарнирно, что полностью разгружает траверсы от действия изгибающих моментов. По конструкции ГТ различают на плоскостные и пространственные. Плоскостные траверсы применяются для подъема изделий с достаточной поперечной жесткостью; пространственные – для подъема и многоточечного закрепления протяженных изделий недостаточной поперечной жесткости: крупных блок-секций, механизмов, агрегатов, вертикальных конструкций в виде обечаек, царг, колонн и т.п. Конструктивно (рисунок 4.15) ГТ могут выполняться в виде серьги (рисунок 4.15, а), однобалочными (рисунок 4.15, б), с коромыслами (рисунок 4.15, в), х-образными в виде «паука» (рисунок 4.15, г), трехлучевыми (рисунок 4.15, д) и др. На рисунке 4.16 показана пространственная траверса, предназначенная для подъема и многоточечного закрепления крупных блок секций, механизмов и агрегатов.

64

65

Рисунок 4.16 – Пространственная траверса с многоточечным закреплением транспортируемого изделия

Рисунок 4.15 – Грузозахватные плоскостные траверсы

Конструктивно такая траверса состоит из стойки 1, подвешиваемой на крюк крана. К нижнему концу стойки шарнирно присоединены горизонтальные стержни 2, направленные радиально к оси стойки. Оси шарниров стрежней параллельны оси стойки. Все стержни соединены с верхним концом стойки оттяжками 3. Число грузовых стропов траверсы соответствует числу горизонтальных стержней. Каждый строп состоит из трех частей: собственно стропа 4 с крюком или скобой на нижнем конце и двух одинаковых по длине и расположенных под углом симметрично к оси стропа наклоненных тяг 5. Тяги прикреплены к концам стержней и объединяют их последовательно в замкнутую кинематическую цепь. На траверсе практически достигается равномерное распределение нагрузок между грузовыми стропами. Свободные концы канатных стропов ГТ

могут

заканчиваться

крюками 65

Рисунок 4.17 – Траверсы решѐтчатые (ферменные)

66

различных конструкций, взаимодействующих со скобами изделия или штырьевыми замками, укрепленными на ГТ с коушами. Штырьевой замок управляется тяговым канатом, с помощью которого фиксирующий штырь может выдергиваться дистанционно, вручную или автоматически электромагнитом. Несущие конструкции плоскостных и пространственных ГТ могут проектироваться в виде балок или решетчатыми (рисунок 4.17). Балки или лучи балочных ГТ представляют собой монолитные или сварные стержни. Монолитные стержни имеют сплошные сечения в виде двутавра, швеллера, трубы или другого прокатного профиля; сварные – сечения из парных уголков, двутавров или швеллеров, соединенных стальными пластинами или из стальных труб, усиленных элементами жесткости (уголками, пластинами). Собственная масса балочных ГТ относительна велика, длина их обычно не превышает 4 м. ГТ решетчатой конструкции выполняются длиной более 4 м, чаще всего, в виде треугольных ферм с вершиной угла, обращенной вниз – (см. рисунок 4.17, а) или вверх (см. рисунок 4.17, б). В случае применения треугольной фермы с расположением угла вниз сокращается потеря полезной высоты подъема. Однако такую траверсу следует проверять на устойчивость от кручения, также она требует высокой точности изготовления, что бы обеспечивать при нагружении расположение балки и нижних раскосов в вертикальной плоскости. Решетчатые балки с большими пролетами (10 – 12 м) имеют две основные вертикальные фермы с верхним и нижним параллельными поясами, соединенными между собой одинаковыми уголками. Оптимальная высота балки h в середине пролета, удовлетворяющая требованиям жесткости и наименьшей массы, принимается равной 0,125L (L – длина балки); ширина балки b назначается равной 0,66 h из условий устойчивости. Наклон раскосов решетки принимается в пределах 35…50 (в среднем 45 ). Крепление подвесок, стропов, такелажных приспособлений производится в узлах ферм. Как универсальные, так и специальные ГТ могут иметь постоянную или переменную (изменяемую) рабочую длину (рисунок 4.18). Для возможности изменения рабочей длины ГТ вдоль балки предусматривают несколько пар отверстий или листы с проушинами (рисунок 4.18, г) для крепления стропов. В таком случае ГТ оборудуются передвижными вдоль балки грузовыми обоймами. Изменение рабочей длины ГТ может достигаться также путем применения вставок при исполнении стержня балки составным из нескольких элементов (рисунок 4.18, б). Этот метод, расширяя диапазон использования траверсы, требует однако дополнительного времени на переналадку. Поэтому в эксплуатации, 66

67

особенно при массовых перегрузках однотипных грузов, целесообразнее иметь отдельные грузоподъемные траверсы для каждого вида груза. Подвески ГТ, с помощью которых они навешиваются на кран, могут закрепляться жестко в середине ГТ в виде пальца, кольца, петли, косынки с проушиной или с разнесенными точками присоединения с помощью Рисунок 4.18 – Траверсы: а – балансирные; б – жестких или переменной длины; в, г – разноплечие гибких тяг, прикрепляемых шарнирно к балке ГТ. Шарнирное соединение разгружает ГТ от изгибающих моментов, но приводит к потере полезной высоты подъема. Если канатные стропы связываются с ГТ балансирно, путем огибания строповым канатом роликов, закрепленных на ГТ (см. рисунок 4.15), то такие ГТ получили название балансирных. Они могут использоваться при подъеме грузов с точками захвата, расположенными на разных уровнях. Несколько иное конструктивное исполнение имеют ГТ с балансированными стропами (рисунок 4.18, а): применяются равно- и разноплечие уравновешивающие балансирные траверсы, используемые для подъема тяжеловесных грузов двумя кранами часто различной грузоподъемности (рисунок 4.18, в). Такие ГТ должны иметь две подвески для навешивания на два крана, а регулируемая длина плеч обратно пропорциональна грузоподъемности кранов, что исключает возможности перегрузки одного из них. Для подъема вертикального оборудования цилиндрической формы применяют плоскостные и пространственные траверсы (рисунок 4.19). Первые используют для подъема изделий с достаточной поперечной жесткостью, а вторые – для изделий, воспринимающих только вертикальные нагрузки [8]. 67

68

Рисунок 4.19 – Грузозахватные траверсы для подъема цилиндрических изделий в вертикальном положении: а – с несущей балкой из швеллеров и гибкими многоветвевыми стропами и переставными подвесками; б – пространственная треугольная с гибкими стропами и крюковыми подвесками; в – пространственная треугольная с валиками в подвесках Все конструкции грузоподъемных траверс, как правило, проектируются навешиваемыми на крюк грузоподъемного крана быстросменными грузозахватными приспособлениями. Расчет траверс Грузозахватные траверсы рассчитываются по методу допускаемых напряжений. При этом конструкция рассматривается в рабочем состоянии под действием нормативных нагрузок, а полученные напряжения [ ]. сравниваются с допускаемыми:

68

69

Допускаемые напряжения определяются для случаев воздействия основных и одновременно, основных и дополнительных нагрузок (таблица 4.3). Таблица 4.3 – Допускаемые напряжения для прокатной стали, МПа Напряженное Класс стали 38 44 С C C 4633 C 5250 состояние 23 29 Растяжение, 160/180 220/250 230/260 269/290 сжатие, сгиб Срез 100/110 130/145 135/150 155/170 Смятие торцовой поверхности

240/270

320/360

330/370

380/430

К основным нагрузкам относятся: собственный вес, временные вертикальные нагрузки, с учетом коэффициента динамичности и дополнительного веса льда или обледенения. Дополнительными считаются ветровые, температурные, монтажные нагрузки, а также нагрузки аварийного характера. В практических расчетах необходимо учитывать также изгибающий момент и прогиб в траверсе от ее собственного веса. В процессе подъема и перемещения траверсы с грузом с переменной скоростью, кроме статической нагрузки, на нее действует и динамическая. Следовательно, в практических расчетах необходимо учитывать коэффициент динамичности (таблица 4.4). Таблица 4.4 – Зависимость коэффициента динамичности кд от скорости подъема груза Скорость До 10 10-20 20-30 30-60 Свыше 60 подъема м/мин Коэффициент 1,15 1,30 1,45 1,60 Определяется динамичности расчетом Расчет траверс, работающих на изгиб Расчетную вертикальную нагрузку Р, действующую грузозахватную траверсу, вычисляют по формуле [8]. PT Qm Gтр к Д , РT Qm Gтр к Д , где Qm – вес поднимаемого груза, Н; Gтр – вес грузозахватной траверсы, Н; к Д – коэффициент динамичности [8]; 69

на

70

Изгибающий момент в траверсе определяют следующим способом: М из

P I , 2

где I – расстояние от точки захвата крюком крана траверсы до точки подвеса груза. Поперечное сечение грузозахватной траверсы следует выбирать согласно условию: М из Wтр , биз W – требуемый момент сопротивления поперечного сечения траверсы; биз – допускаемое напряжение при изгибе (см. таблицу 4.4). Расчет траверс, работающих на сжатие Усилие в канатной тяге, соединяющей траверсу с крюком крана, определяют пользуясь выражениями: – для однобалочной траверсы: Р

QТ GТР ; 2 cos

P

QТ GТР , 3 cos

– для трехлучевой траверсы: где

– угол наклона тяги к вертикали.

70

71

Рисунок 4.20 – Расчетные схемы грузозахватной траверсы: a – работающей на изгиб; б – работающей на сжатие и изгиб от собственного веса; в – работающей одновременно на изгиб и сжатие; г – разноплечей, при подъеме двумя кранами Изгибающий момент в балке траверсы рассчитывают по формулам: – для траверсы, работающей на сжатие и изгиб от собственного веса (рисунок 4.20, б): М из

GТР I 4

;

– для траверсы, работающей одновременно на изгиб и сжатие: I0 2

М из

QT

GTP I , 2 I0

где I 0 – плечо траверсы. Сжимающее горизонтальное усилие в балке траверсы определяют по выражениям: – для однобалочной траверсы: N

QT k Д tg 2

– для трехлучевой траверсы: 71

;

72

N

QT k Д tg

.

3

Поперечное сечение ГТ следует определять из условия: M ИЗ WTP

N F

б ИЗ ,

где F – площадь поперечного сечения траверсы, м 2 . Выбранная траверса проверяется на устойчивость: N F

б ИЗ

,

где – коэффициент продольного изгиба. Для расчета гибкости вначале определяют радиус инерции сечения i траверсы по формуле: J F

i

,

где J – осевой момент инерции. Тогда фактическая гибкости ГТ определяется выражением: L , i где L – длина траверс, м. Значение фактической гибкости грузозахватной траверсы проверяется условием = , где – предельно допустимая гибкость; для траверс из швеллера, двутавра и уголка = 150; для траверс из стальной трубы = 180. Расчет соединительных элементов (планок) составных балок грузозахватных траверс заключается в определении величины условной поперечной силы Qпп , принимаемой по всей длине траверсы постоянной: Qпп

7,15 10

6

2330

Е бсж

N

,

где Е – модуль упругости, Мпа. бсж – допускаемое напряжение при сжатии, Мпа. Условную поперечную силу можно считать постоянной по длине траверсы: – при равенстве числа соединительных планок с планками, лежащими в плоскостях, перпендикулярных оси, относительно которой производится проверка устойчивости; – при наличии сплошного листа и соединительных планок – пополам между листом и планками, лежащими в плоскостях, параллельных листу. При расчете трехгранных составных балок условная поперечная сила, приходящаяся на систему соединительных планок, расположенных в 72

73

одной плоскости, должна приниматься равной 0,8 Qп . Расчет соединительных планок и их крепления (рисунок 4.21) должен выполняться как расчет элементов безраскосных ферм: – на срез: Nc б бср ; F

– на растяжение от изгиба: Мн WTp

б

биз

,

где бср – допускаемое напряжение на срез, Мпа; М н – момент, изгиба.щий планку в ее плоскости, Нм; N c – сила , срезывающая планку, Н: Nc

Qпп I п b

,

где Qпп – условная поперечная сила, приходящаяся на одну планку одной грани. I п – расстояние между центрами планок, м. b – расстояние между осями ветвей составной балки, м.

Рисунок 4.21 – Схема к расчету соединительных планок Момент, изгибающий планку в ее плоскости, рассчитывается по формуле: Мn

Qnn I n . 2

Расчет траверс для подъема груза двумя кранами 73

74

При монтаже тяжелого оборудования, когда грузоподъемность одного крана оказывается недостаточной, применяют способ подъема и перемещения груза двумя кранами как равной, так и неравной грузоподъемности. В этих случаях необходимо наличие неравноплечих (балансирных) траверс.

Рисунок 4.22 – Схема к расчету балансирной траверсы В балансирной траверсе (рисунок 4.22) расстояния от точки крепления груза до точки подвеса траверсы к крюкам двух кранов обратно пропорционально грузоподъемностям кранов: l1 l2

m2 m1

где l1, l2 – расстояния от точки крепления груза до точек подвеса траверсы к крюкам кранов. m1, m2 – грузоподъемность, соответственно, первого и второго кранов. Расчетную вертикальную нагрузку, действующую на грузозахватную траверсу, определяют по формуле: PT QT vTP k Д . Изгибающий момент в траверсе равен: М из

Поперечное условия:

сечение

PT l1 l 2 . l1 l 2

грузозахватной WTP

74

M из . биз

траверсы

выбирается

из

75

Список используемых источников 1. Подъемно-транспортные, строительные, дорожные машины и оборудование: Методические указания (А. П. Кобзев, А. А. Карошкин, А. В. Емельянцев) – Саратов, - 1998, 32с. 2. Петухов П. З. Специальные краны (П. З. Петухов, Г. П. Ксюнин, Л. Г. Стерлин) – Л. Машиностроение, 1971-496с. 3. Грузоподъемные машины: учебник для вузов (М. П. Александров, Л. Н. Колобов, В. А. Лобов и др.) – М. Машиностроение, 1986 – 400с. 4. Сероштан В. И. Грузозахватные устройства: учебное пособие – М. издательство МГТУ им. Баумана, 2004-206с. 5. Наварский Ю. В. Специальные металлургические краны? Учебное пособие (Ю. В. Наварский, В. П. Жегульский) – Екатеринбург, УТТИ – УПИ, 2007-180с. 6. Таубер Б. А. Грейферные механизмы – М.Машиностроение, 1967-423с. 7. Никитин К.Д. Специальные грузоподъемные машины: Учебное пособие: В 9 кн., кн 1: Специальные грузозахватные устройства К.Д. Никитин, В.И. Сероштан, С.А. Соколов; под редакцией Никитина – Красноярск: ИПЦ КГТУ, 2008-128с. 8. Грузозахватные приспособления и тара: Учебное пособие М.Н. Хальфин, А.А. Короткий, Б.Ф. Иванов и др. – Ростов-на-Дону, «Феникс», 2006-143с.

75