8. Вибір ходових коліс візка

За формою робочої поверхні ходові колеса поділяють на циліндричні, конічні, бочкоподібні.

За конструкцією – на одно-, дворебордні та безребордні. Ходові колеса виготовляють без спиць, із суцільними дисками, ливарним способом із сталі 40Л і 55Л, або штампуванням і прокатуванням на спеціальних колесопрокатних станах із сталі 35, 50, 70, 65Г, 50Г2, 38ХГН, а також збірні – великих діаметрів. Інколи колеса виготовляють із високоміцного чавуну. Для підвищення зносостійкості коліс, поверхню кочення термічно обробляють: НВ 300…400, h = 10…30 мм.

У візках мостових кранів застосовують одноребордні ходові колеса; для мостів – дворебордні колеса із циліндричним ободом. Безребордні із горизонтальними опорними роликами та колеса із конічним ободом (приводні) – для усунення перекосів моста.

При розрахунку колеса на міцність, визначають силу, яка діє на одне ведуче колесо. За умови рівномірного навантаження на колеса візка, величина цієї сили буде:

де – вага вантажу (зчіпна вага), яка діє на ведучі колеса.

– зчіпна вага возика (визначалися раніше) за залежністю (31).

Розрахована сила, що діє на одне ведуче колесо:

де к₁ = 1,2 – коефіцієнт режиму роботи (табл.1.9);

γ – коефіцієнт змінності навантаження визначають за залежністю:

де G = 63760 Н – вага номінального вантажу; G₀ = 24520 Н – вага візка;

Користуючись таблицею 1.10 приймаємо мінімальне стандартне значення коефіцієнта j = 0,8.

Таблиця 1.9. Значення коефіцієнта режиму роботи

Таблиця 1.10. Значення коефіцієнта j – коефіцієнта змінності навантаження

Для колеса із сталі 65Г із твердістю поверхні кочення НВ320…350 (додаток Г1) місцеві напруження зминання при лінійному контакті (циліндричний обід колеса):

де Е_зв – зведений модуль пружності, Па; для сталевих колеса і рейки Е_зв = 2,1·10¹¹ Па;

в = 0,048 – робоча ширина рейки (переріз рейки 60х60 мм) (додаток Е1) в = В-2r₁ = 60 – 2·6 48 мм;

r₁ = 6 мм – радіус заокруглення рейки; R = 125 мм – радіус колеса.

Місцеві напруження зминання для точкового контакту (конічний обід колеса і рейка із заокругленою головкою):

де R_max – більший із двох радіусів (R₁ або R_к) поверхонь, що контактують, м; R₁ – радіус заокруглення рейки, м; m – коефіцієнт, який залежить від співвідношення меншого та більшого радіусів контактних поверхонь: R_к/ R₁, якщо R_к < R₁, або R₁/ R_к, якщо R_к > R₁ (табл.1.11).

Таблиця 1.11. Значення коефіцієнта m

2. Розрахунок механізму пересування крана

2.1 Вибір кінематичної схеми і вихідних параметрів

Існує дві основні схеми механізмів пересування крана: з роздільними приводами ( рис.2.1,а ) та із центральним приводом ( рис.2.1, б ).

Рис. 2.1. Кінематичні схеми механізмів пересування крана:

а – з роздільними приводами; б – з центральним приводом.

Механізм пересування крана із роздільним приводом передбачає меншу металоємкість, а за всіма іншими основними характеристиками переваг не має, тому розглянемо обидві представлені схеми.

Для розрахунку обох схем механізмів приймаємо відомі із першого розділу вихідні дані: вантажопідйомність ; довжина прольоту L=12 м; висота піднімання вантажу H=6.0 м; швидкість пересування крана ; група режиму роботи механізму – 4 (ТВ = 25% ).

Використовуючи графічні залежності маси крана від вантажопідйомності Q ( рис.2.2, б ) визначаємо масу крана:

Попередньо вибираємо діаметр ходових коліс (додаток Г1, Г3). Колеса із сталі 65Г дворебордні із циліндричним ободом, твердість поверхні кочення НВ 320…350, ширина в =100 мм. Рейки із закругленою головкою типу КР 70.

Діаметр цапфи: d = ( 0,2…0,25 ),

Приймаємо d =100 мм (табл.1.1). Колеса встановлені на радіальних сферичних дворядних роликових підшипниках, коефіцієнт тертя ковзання Коефіцієнт тертя реборд ( табл. 1.3 ). Коефіцієнт тертя кочення К =6

Рис. 2.2. Залежність загальної маси крана від вантажопідйомності і

довжини прольоту для режимів роботи груп: а – 3; б – 4; в – 5.