Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Критический анализ предшествующих работ и постановка задач и целей исследования 9
Глава 2. Разработка динамических моделей крана, передвигающегося по рельсовому пути 29
2.1. Механизмы передвижения кранов и их особенности 29
2.2. Динамические параметры металлоконструкций мостовых кранов и их особенности 32
2.3.Особенности подкрановых путей мостовых кранов 35
2.4. Привод механизмов передвижения кранов 36
2.5. Механика качения колеса по рельсу 38
2.6. Тяговые усилия приводных колес 43
2.7. Требования , предъявляемые к расчетным схемам 50
2.8. Экспериментальные исследования процессов нагружения мостовых кранов в режимах их пуска и торможения 52
2.5.1. Экспериментальное исследование крана г.п 20/5т 56
2.5.2. Экспериментальное исследование магнитного крана г.п. 15т 62
2.6. Обобщенная динамическая модель крана, передвигающегося по рельсовому пути, и разработка методики расчета динамических нагрузок, действующих на крановую систему 71
Глава 3. Динамические нагрузки кранов при их пуске и торможении 76
3.1. Динамические модели мостовых кранов 76
3.2. Методика расчета динамических нагрузок металлоконструкции мостовых кранов в периоды их пуска и торможения 79
3.3. Динамические нагрузки крана при его форсированном пуске 92
Глава 4. Нагрузки крановой системы в режиме установившегося движения
Общие выводы 224
Литература 227
Приложения 243
- Динамические параметры металлоконструкций мостовых кранов и их особенности
- Экспериментальные исследования процессов нагружения мостовых кранов в режимах их пуска и торможения
- Обобщенная динамическая модель крана, передвигающегося по рельсовому пути, и разработка методики расчета динамических нагрузок, действующих на крановую систему
- Методика расчета динамических нагрузок металлоконструкции мостовых кранов в периоды их пуска и торможения
Введение к работе
К передвигающимся по рельсовому пути относятся многие типы грузоподъемных кранов. Это - мостовые и козловые краны, мостовые перегружатели, башенные и портальные краны, железнодорожные, консольные и некоторые другие специальные краны. Проблемы механики, связанные с взаимодействием крановой системы с рельсовым путем, в полной мере проявляются в тех случаях, когда передвижение самого крана является не эпизодическим, установочным движением, а когда это движение является технологическим и повторяющимся, как правило, каждый рабочий цикл. К такого типа кранам относится в первую очередь мостовые краны и отчасти козловые. Эти типы кранов и являются объектами настоящего исследования. Мостовые краны широко используются в машиностроении, металлургическом производстве, на заводах стройиндустрии, в других производственных отраслях. По данным [80] в СССР в 1988г. выпускалось до 40-50 тысяч в год мостовых кранов различных модификаций и назначения, а в эксплуатации их находилось до 400 тысяч единиц.
В настоящее время наибольшее распространение имеют двух-балочные мостовые краны с опорной грузовой тележкой, с гибким подвесом транспортируемого груза (на канатах), с раздельным приводом механизма передвижения, с двухребордными цилиндрическими колесами. Привод механизмов передвижения кранов - электрический, преимущественно от асинхронных двигателей, управляемых с помощью магнитного контроллера с системой полуавтоматического управления, контролирующего время работы двигателя на каждой механической характеристике при пуске двигателя или силового контроллера (реже). Тормоза механизмов передвижения - нормально-замкнутые, колодочные или дисковые с приводом от электромагнита или электрогидротолкателя. Подкрановый путь выполняется либо в виде кранового рельса специального профиля, либо в виде железнодорожного рельса нормальной колеи, либо (для кранов малой грузоподъемности) в виде квадратного бруса. Фабричная длина рельсов обычно 6-12 метров, стыки рельсов, как правило, не завариваются.
Мостовые краны являются тяжело нагруженными машинами: суточная загрузка кранов доходит до 70-80%, величины поднимаемых грузов доходят до 75-85% номинальной грузоподъемности, фактический режим работы кранов подчас завышается по сравнению с нормативным [38].
Несмотря на то, что конструкции мостовых кранов совершенствовались многие годы, в настоящее время имеют место многочисленные преждевременные отказы крановой системы (кран -подкрановый путь). Кроме эксплуатационных и технологических, таких как нерегламентируемое обслуживание, нарушение правил эксплуатации и т.п., причинами отказов являются конструктивные несовершенства крановых узлов и последствия несовершенства современных методов их расчета.
Наиболее характерными причинами и последствиями ранних отказов являются: малый срок службы крановых колес [69,77,146] и подкрановых рельсов, усталостные разрушения концевых балок в местах установки колес и их соединениях с главными балками [38], а также разрушение тихоходных валов механизмов передвижения с навесными редукторами [111], расшатывание и изнашивание колеи рельсового пути, в редких случаях сход колес с рельсов, поломки направляющих роликов в кранах с безребордными ходовыми колесами [69,177] и некоторые другие.
Выбраковка крановых колес происходит в основном из-за повышенного износа их реборд. Нередки случаи, когда крановые колеса служат 4-3, атоиі месяц при регламентированном сроке 5-12 лет, срок службы подкрановых рельсов снижается до 50-40 % регламентированного. Аналогичная ситуация наблюдается и в зарубежных странах[69Д70]. По данным [95] в нашей стране в конце 80-х годов выпускалось до 480 тысяч крановых колес, на изготовление которых расходовалось 80 тысяч тонн высококачественной стали. Большая часть этих колес шла на замену изношенных. Эти сведения подкрепляются нашими наблюдениями на Череповецком металлургическом комбинате, ЗИЛе, АЗЖ, Московском заводе "Серп и молот", Карачаровском механическом заводе и других.
Известно много способов повышения долговечности ходовых колес и подкрановых рельсов: применение сорбитизации и других методов термообработки колес, смазывание их реборд, замена штампованной заготовки колес катанной, замена цилиндрических колес колесами другого профиля (конического и более сложного). Однако, главная причина малой долговечности ходовых колес и рельсов - возникновение значительных поперечных (по отношению к направлению рельсового пути) нагрузок на колеса изучалась мало, подчас на низком теоретическом уровне, без должного экспериментального подтверждения рекомендацией по совершенствованию ходовой части кранов.
Усталостные разрушения концевых балок в местах установки колес и в узлах соединения с главными балками считались следствием циклического нагружения металлоконструкции крана только за счет работы механизма подъема груза. Нагрузки на концевые балки, возникающие при передвижении крана, определялись либо по упрощенным схемам, либо вовсе игнорировались.
К последним относятся вертикальные ударные нагрузки значительной величины, возникающие при проходе ходовыми колесами местных неровностей рельсового пути, а также поперечные горизонтальные нагрузки, действующие на концевые балки, вызывающие их изгиб и весьма опасное кручение.
Другой важной причиной инициации данной работы послужило наличие устаревших норм на установку крановых колес, регламентируемых ГОСТом, стандартами других стран, а также использование в практике проектирования кранов нормативных коэффициентов , не имеющих теоретического или экспериментального обоснования ("коэффициент реборд" при расчете сил сопротивления передвижного крана, "коэффициент толчков", максимальное отношение пролета крана к базе крана и других), отсутствие теоретического обоснования путей снижения динамических нагрузок и путей рационального конструктивного совершенствования ходовой части кранов, в том числе с использованием средств автоматического управления.
Динамические параметры металлоконструкций мостовых кранов и их особенности
Опираясь на эти положения, рассмотрим коротко предшествующие работы, посвященные исследованию механики передвижения кранов по рельсовому пути. Сразу отметим, что в учебной литературе и некоторых монографиях по грузоподъемным кранам эти вопросы рассматриваются в очень ограниченном объеме и в упрощенной форме. Так в [5,68] приводятся расчеты по определению сил сопротивления передвижению кранов, расчет запаса сцепления приводных колес крана с рельсами, определение средних величин ускорения абсолютно жесткого крана при его пуске по величине "среднепускового" момента приводного двигателя, время торможения крана без учета маятниковых колебаний груза и некоторые другие простейшие расчеты.
Исследованию тех или иных вопросов механики передвижения кранов по рельсовому пути посвящено значительное количество работ, в основном в периодических изданиях и в некоторых монографиях [3, 11, 32, 33, 34, 37, 43, 47, 54, 62, 63, 64, 69, 90, 91, 95 и др.].
Наиболее подробно изучение динамических нагрузок в элементах механизма передвижения кранов было проведено С. А. Казаком [90,91,92]. В основу расчета была положена четырехмассовая дискретная цепочная динамическая схема, в которой учитывалась упругая податливость трансмиссии механизма передвижения, податливость моста при среднем положении грузовой тележки и раскачивание груза на канатах. Движущие или тормозные усилия принимались постоянными. При исследовании динамических нагрузок в трансмиссии механизма передвижения без учета упругих колебаний моста учитывались зазоры в зубчатых передачах механизма передвижения, размыкание силовой цепи механизма, зависимость движущего усилия асинхронного двигателя с фазным ротором от скорости ротора и переключения роторных резисторов. Поскольку влияние низкочастотных колебаний кранового моста на высокочастотные колебания механизма передвижения весьма мало, то рассматриваемый подход к решению задачи динамики механизма передвижения следует считать приемлемым. С. А. Казак рассмотрел также и динамическое нагружение кранового моста в случае среднего положения тележки с грузом в пролете, но не совсем корректно. Неполнота исследования рассматриваемого режима нагружения крановой металлоконструкции состоит в следующем: замена массы моста, имеющего значительный пролет, двумя дискретными массами произведена без учета реальной низкочастотной формы изгибных колебаний; не приводится методика перехода от расчета динамической силы в упругой связи к расчету изгибающих моментов в элементах металлоконструкции крана. Имея в виду, что рама моста является внешне статически неопределимой системой, методика такого перехода не является тривиальной задачей. Рассматриваемая С.А. Казаком динамическая схема не учитывает также специфику динамического нагружения моста при крайнем расположении грузовой тележки в пролете.
Расчету динамических нагрузок кранового моста при пуске и торможении для двух расчетных положений грузовой тележки в пролете посвящены работы М.М.Гохберга [62,63,64]. В монографии [63] М.М.Гохберг приводит теоретический расчет динамических нагрузок, действующих на мост в середине пролета по трехмассовой дискретной схеме, учитывающей маятниковые колебания груза на канатах и две дискретные массы кранового моста, соединенные упругим элементом, жесткость которого принимается равной жесткости моста в середине пролета без наложения на мост поперечных связей в местах расположения крановых колес. В расчет принимаются при среднем положении тележки с грузом только усилия приводных двигателей Р и силы сопротивления передвижению крана (Р/2); при крайнем положении тележки в пролете, кроме того принимаются в расчет боковые силы R одной стороны крана (рис. 1,3). Под боковой силой М.М.Гохберг понимал реакции рельса, действующие на реборды колес. Автор замечает: "По-видимому максимальное значение боковой силы в условиях динамического характера ее приложения не может превысить величины, получающейся при удвоенном значении силы сцепления колеса с рельсом, т.е. Rma Gkfcu, где GK- вертикальная нагрузка на колесо, г сц-коэффициент сцепления [63,стр. 125].
В справочнике [3] схемы для расчета горизонтальных динамических нагрузок на металлоконструкцию крана принимаются аналогичными схемам М.М. Гохберга (см.рисі.3).
Игнорирование упругих колебаний крановой металлоконструкции и игнорирование поперечных связей всех крановых колес в любых режимах передвижения кранов следует считать серьезным недостатком рассмотренных работ по динамике металлоконструкций мостовых кранов.
В рассмотренных методиках Казака С.А. и Гохберга М.М. расчета горизонтальных нагрузок главных балок по дискретным схемам вводится в расчет коэффициент жесткости моста в горизонтальной плоскости в середине пролета (Км). Расчету этого коэффициента посвящены работы М.М. Гохберга [63],Ф. Зедельмайера [180], П.Б. Гольмана [55], И.М. Одина [119].В нашей работе [88] проведен сравнительный анализ величины коэффициента жесткости, вычисленного по предлагаемым методикам и по нами принятой методике, учитывающей внешнюю статическую неопределимость моста, а также коэффициента жесткости полученного нами экспериментально на мостовом кране грузоподъемностью 20/5т., имеющем пролет - 28,5 м; базу крана -5 м; колею тележки- 2 м; момент инерции сечения одной главной балки - 178,6-104 см4; момент инерции сечения концевой балки -69,1-Ю4 см4. Результаты расчета сведены в табл. 1.1.
Заниженный результат первой методики объясняется пренебрежением жесткостью всех участков концевых балок. Во второй методике автор не учитывал жесткость консолей концевых балок. Ввиду того, что в методе Одина И.М. не учитывается угол поворота концевых балок в точках наложения поперечных связей, результат получается завышенным.
Экспериментальные исследования процессов нагружения мостовых кранов в режимах их пуска и торможения
На основании изложенного, цели и задачи настоящей работы состоят в следующем: -поиск путей и методов повышения ресурса работы крановых колес, подкранового рельсового пути и металлоконструкции кранов, а также снижения уровня крановых нагрузок на строительную часть здания где работают краны; -совершенствование методов расчета динамических нагрузок, возникающих при передвижении кранов. Эти цели достигаются путем решения комплекса следующих задач: -разработки динамических моделей крана, работающего в режимах стационарного и нестационарного движения, адэкватно отражающих его реальную работу; -проведение экспериментальных исследований динамических процессов на реальных кранах; -разработки методик расчета действующих на металлоконструкцию и ходовую часть крана нагрузок; -разработки технических мероприятий направленных на снижение уровня динамических нагрузок крановой системы и увеличение ресурса её работы; -формулировки предложений по изменению и корректировки стандартов, технических условий и правил Госгортехнадзора с целью повышения ресурсов работы некоторых конструктивных элементов кранов и безопасности их эксплуатации; -анализа эффективности работы мостовых кранов альтернативных конструктивных разновидностей (кранов с коническими колесами и с безребордными колесами в сочетании с направляющими роликами; -разработки принципов построения системы автоматической стабилизации прямолинейного свободного движения кранов.
При анализе динамических процессов, возникающих в кранах, необходимо учитывать конструктивные особенности механизмов передвижения кранов, главными из которых являются тип механизма передвижения, тип ходовых колес, их количество и общая схема ходовой части крана; тип подкранового рельса и способ его крепления; тип приводного двигателя.
В настоящее время большинство кранов на рельсовом ходу имеют механизмы передвижения с раздельным приводом, в которых на каждой стороне крана устанавливают самостоятельные приводы с одним или двумя приводными колесами, получающими движение от индивидуальных двигателей.
В механизмах передвижения с центральным приводом, имевшим преимущественное распространение 25...30 лет тому назад, одним двигателем приводятся в движение два или четыре ходовых колеса, в одинаковом количестве расположенных на противоположных сторонах крана. В настоящее время краны с центральным приводом, как правило, не изготавливаются, но значительное количество их еще находится в эксплуатации, а в технической литературе до сих пор появляются статьи о целесообразности применения кранов с центральным приводом, но с коническими ходовыми колесами.
С позиции динамического расчета важно знать количество ходовых колес, приводимых от одного двигателя и на каких сторонах крана они расположены, так как эти факторы определяют зависимость тяговых усилий от моментов, развиваемых двигателями. Если двигатель приводит в движение одно ходовое колесо, то его тяговое усилие в установившемся режиме пропорционально моменту двигателя. Если же двигатель приводит в движение два колеса и более, то необходимо знать распределение момента двигателя между ними, точнее зависимость тяговых усилий колес от момента двигателя и параметров ходовой части крана. С этих позиций механизмы передвижения кранов можно разделить на четыре типа (рис. 2.1): с индивидуальным приводом на одно (рис. 2.1,а) и на два колеса одной стороны крана (рис. 2.1, б); с центральным приводом на два (рис. 2.1,в) и четыре колеса (рис.2.1. г), расположенных на обеих сторонах крана.
В механизмах передвижения кранов применяются, как правило, двухребордные ходовые колеса с цилиндрической дорожкой катания. В механизмах передвижения с центральным приводом используют приводные конические колеса с уклоном дорожки катания к оси колеса, равным 0,05, направленным во внешнюю сторону от приводной оси крана. Такой тип привода используется с более усложненным профилем конических колес на железнодорожном транспорте.
Окружная скорость приводного колеса в двигательном режиме всегда несколько больше скорости центра колеса, а в тормозном режиме окружная скорость приводного колеса меньше скорости центра колеса. Это объясняется эффектом упругого скольжения ходового колеса по рельсу. Поэтому, чтобы решить задачу о распределении тяговых усилий ходовых колес кранов с центральным приводом, необходимо использовать теорию упругого скольжения катящихся колес, которая будет изложена несколько позже.
Для повышения срока службы крановых колес в некоторых странах (США, Англия, Германия, изредка в России) применяются безребордные колеса в сочетании с направляющими боковыми роликами.
Обобщенная динамическая модель крана, передвигающегося по рельсовому пути, и разработка методики расчета динамических нагрузок, действующих на крановую систему
Пуск крана начинается при работе двигателя на 1-й механической характеристике при скольжении S=0. Если привод механизма передвижения оборудован магнитным контроллером, то при переводе рукоятки командоконтроллера в пятое (крайнее) положение разгон двигателя происходит в режиме полуавтоматического управления, при котором двигатель последовательно (в функции времени) переходит на работу по 5-й (естественной) механической характеристике. Разгон крана кончается когда его движущий момент становится равным моменту сил сопротивления передвижению крана.
Торможение крана двигателем происходит при его работе в режиме противовключения. С этой целью машинист крана переводит рукоятку контроллера в 1-е положение. При этом скольжение ротора равно двум единицам. Когда скорость крана снизится до нуля машинист должен поставить контроллер в нулевое положение.
Наличие поперечных сил, действующих на крановое колесо при его качении со стороны рельса, зависящих не только от вертикальной нагрузки на колесо и коэффициента, трения, определяет специфичность связей между колесами крана и рельсовым путем. С позиций теоретической механики поперечные связи (также как и продольные) колес с рельсами следует рассматривать как кинематические дифференциальные стационарные голо-номные связи [108, 112]. Голономность связи колеса с рельсом определяется тем, что скорость смещения колеса относительно рельса зависит от приложенной к колесу силы, вследствие эффекта упругого скольжения катящегося колеса по рельсовому пути. По этой причине поперечные реакции рельса R, действующие на ходовое колесо по его дорожке качения, называют силами упругого скольжения.
Упругое скольжение (по французской терминологии - псевдоскольжение, по английской - крипп (creep)) катящегося колеса по своей природе аналогично хорошо известному упругому скольжению гибкого элемента (ремня, каната) при передаче на него тягового усилия с помощью шкива. Различие состоит в том, что упругое скольжение, например, каната по шкиву происходит за счет деформации каната на окружности шкива, в то время как упругое скольжение стального колеса по рельсу происходит за счет изменения тангенциальных (касательных) деформаций в области пятна контакта колеса с рельсом. Если колесо является ведущим и создается тяговое усилие, то имеет место продольное упругое скольжение, в результате чего колесо проходит путь на (0,1...0,2) % меньший, чем при чистом качении. Если же к катящемуся колесу приложена внешняя сила в поперечном направлении, то происходит его упругое скольжение в направлении действия этой силы и направление движения колеса отклоняется от направления чистого качения на некоторый угол. В теории автомобилей это явление называют боковым уводом.
Для наглядности процесс возникновения упругого скольжения можно продемонстрировать на схеме по рис. 2.6. Положим, что четырехколесный кран движется строго вдоль рельсового пути со скоростью Vo- Два передних колеса перекошены в противоположенные стороны на малый угол . -Тогда, справедливо векторное равенство V0 =VI+VCK? где Vr окружная скорость колеса,VCK - скорость упругого скольжения. В результате этого возникают реакции рельса, являющимися силами упругого скольжения, величина которых зависит от скорости упругого скольжения.
На явление упругого скольжения катящегося катка впервые обратил внимание О. Рейнольде (1876 г.) при исследовании природы сил трения качения. Он показал, что ведущий каток на одном и том же пути делает больше оборотов, чем ведомый, и объяснил кажущееся проскальзывание, учтя качественную относительную деформацию катка и основания в направлении движения.
Теория упругого скольжения стальных колес, катящихся по рельсовому пути, впервые разработана ф. Картером в 1926 г. [165,166]. Решая контактную задачу двух тел при наличии деформации сдвига методами теории упругости и корректируя ее результаты выводами натурного эксперимента, Ф. Картер получил приемлемую для инженерных расчетов зависимость между внешней силой, действующей на колесо, и скоростью упругого скольжения. Эта зависимость широко использовалась при анализе процесса виляния железнодорожного подвижного состава и неоднократно проверялась экспериментально [97,113]. Некоторые количественные расхождения объясняются чрезвычайной сложностью явления, трудностью постановки точного эксперимента и отклонения реального профиля колес и рельсов от теоретического.
Решению контактных задач с трением посвящены работы Ишлинского А.Ю.[89] ,Глаголева Н.И. [51], Фромма X. и др. Анализ этих и других источников показал, что точного аналитического решения применительно к крановому (равно как и к железнодорожному) колесу не найдено. Существенный сдвиг в решении рассматриваемой задачи произошел за счет использования численного метода с применением вариационного подхода, впервые разработанного Дж. Калькером [171]. По .нашей просьбе решение этой задачи численным методом применительно к крановым условиям было получено аспирантом Дулевым И.А.[72,73,74], которое позволило уточнить аналитическую зависимость Ф.Картера, детали которого будут нами проанализированы в дальнейшем.
Методика расчета динамических нагрузок металлоконструкции мостовых кранов в периоды их пуска и торможения
Второй максимум нагружения валов трансмиссии наблюдается преимущественно в момент максимального отклонения подъемных канатов от вертикали, что видно из рис. 2.10.
При пуске и торможении крана с грузом для динамических процессов нагружения трансмиссии механизма передвижения и металлоконструкции крана характерно наличие по меньшей мере трех колебаний существенно различных частот, величины которых для экспериментального крана соответственно были равными 0,18; 4,5 и 16 Гц. Эти три частоты близки по величине к собственным частотам колебаний трех специально образованных парциальных систем. Самая низкая частота этого ряда близка к частоте маятниковых колебаний груза на канатах относительно абсолютно жесткого крана. Высшая частота колебаний крановой системы (16 Гц) примерно равна частоте собственных колебаний механизма передвижения относительно абсолютно жесткого моста. Средняя частота близка к низкой собственной частоте крановой металлоконструкции. Указанная характерная особенность динамической крановой системы будет использована для обоснования построения динамических моделей крана с некоторыми упрощениями, которые бы не нанесли существенного ущерба достоверности расчета.
При "форсированном" пуске (см.рис.2.11) крана контроллер механизма передвижения переводился из нулевого положения в следующие положения несколько быстрее (примерно вдвое) чем при нормальном пуске. При таком разгоне крана двигатели механизма передвижения некоторое время работают на неустойчивых ветвях механических характеристик, когда движущий момент возрастает при увеличении скорости. В результате возникают нестационарные вынужденные колебания с возрастающей амплитудой, поскольку за счет двигателя в системе возникают так называемые силы отрицательного демпфирования ("отрицательные" силы типа жидкостного трения) [124]. В этот период движения колебания кранового моста происходят с частотой изменения момента быстроходного вала двигателя. Возрастание упругих колебаний происходит до тех пор, пока производная момента двигателя по скорости не уменьшается до нуля, после чего начинается затухание колебаний.
Интересно отметить, что при увеличении амплитуд колебаний темп увеличения скорости крана заметного снижается. Отмеченное явление легко объяснить: на увеличение энергии колебательной системы расходуется часть работы приводных двигателей.
Избежать появления колебаний с возрастающей амплитудой достаточно легко. Для этого механизм передвижения должен управляться с помощью магнитного контроллера с полуавтоматической системой запуска. При ручном управлении в технических условиях по эксплуатации кранов должно быть указано рекомендуемое время перевода контроллера для пуска крана.
Мостовой магнитный кран грузоподъемностью 15 т, тяжелого режима работы, изготовленный Узловским машиностроительным заводом им. И.И.Федунца, имеет следующие технические данные : пролет - 28 м; база крана -5 м; масса крана - 41,3 т; масса тележки - 5,24 т; масса моста с электрооборудованием - 23,7т; механизм передвижения крана - раздельный; двигатель механизма передвижения- типа МТВ-411-8, мощность при ПВ=25% 16 кВт; редуктор механизма передвижения - ГПШ-500; передаточное отношение редуктора - 12,64; номинальная скорость передвижения крана - 2,07 м/с; контроллер механизма передвижения ККТ-62; диаметр ходового колеса- 0,71 м; подкрановый рельс - типа КР-70.
Экспериментально были определены следующие параметры: величины роторных сопротивлений приводных двигателей при всех положениях контроллера, которые были использованы для построения механических характеристик двигателей механизма передвижения; углы установки ходовых колес в горизонтальной плоскости; пролет крана по двум парам ходовых колес; пролет рельсового пути.
Углы перекоса колес (і - номер колеса) приняты положительными, если они повернуты относительно продольной (по направлению движения) оси крана против часовой стрелки. По результатам измерения углы перекоса колес составили: (3)=-0,003 рад; (32=-0,0038; р3=-0,003; (34=+0,0052 рад. при нормативной величине (0,002-0,003)рад. Пролеты крана соответственно равны: Li= 27987 мм и L2- 27997 мм -по передним и задним колесам. На участке длиной 35 м, на котором проводились испытания крана, величина пролета рельсового пути, измеренного через каждый метр, колеблется от 28000 до 28010 мм. Поскольку суммарный зазор между ребордой каждого колеса и рельсом составляет 30 мм, геометрические размеры рельсового пути и крана обеспечивают свободное, т.е. без касания рельса ребордами колес, поперечное смещение моста от 7 до 27 мм.
Экспериментальные исследования проводились путем записи осциллограмм полного цикла передвижения крана при его движении "вперед" (приводными колесами сзади) и "назад". Грузовая тележка без груза или с грузом 9,14 т находилась в среднем, в правом или левом крайнем положении на мосту.
Перед движением "вперед" колеса одной стороны крана поднимались над рельсом с целью разгрузки моста от усилий, возникших в результате предшествующего цикла движения крана. Вследствие этого, все поперечные усилия на ходовые колеса в начале движения " вперед" были равны нулю.
Перед началом движения "вперед" все ходовые колеса устанавливались так, чтобы ни одна из реборд всех четырех колес не касались головок рельсов, хотя колеса и не устанавливались строго по средней линии рельсов. Благодаря этому, кран при записи осциллограмм некоторое время двигался без контакта реборд с рельсами, что позволило оценить влияние двух главных факторов (внешней статистической неопределимости моста и его упругих колебаний) на формирование поперечных нагрузок, действующих на ходовые колеса во время пуска крана, его торможения и движения с постоянной скоростью.
На всех осциллограммах рассматриваемой серии опытов приняты следующие обозначения : Fj(i=l,2,3,4) - поперечные силы, действующие на соответствующие колеса со стороны моста; Х2 , Х4 - поперечные смещения второго и четвертого колес, отсчитываемые от положения при котором зазоры между головкой левого рельса и обеими ребордами колес равны между собой; і пр , іЛев - токи роторов соответственно правого и левого двигателей; Улев- скорость передвижения крана, определяется по частоте вращения левого двигателя.
