Снесарев-Тибанов-Зябликов - Расчет механизмов кранов (1994)

1.6 Тормоза Колодочный тормоз

При проектировании колодочного тормоза (рис.2)диаметр шкива

где T– момент трения тормоза, Н*мм, [p] – допускаемое давление

(табл.4).

Таблица 4

Диаметр шкива округляют до значений, приведенных далее в табл.

6.

Ширина колодки В=(0,314…0,4)D.

Если диаметр шкива D принят больше расчетного, то выбирается меньшее значение В, если меньше расчетного, то наоборот. Шкив делают на 3..5мм шире колодки.

Силы прижатия колодок (см. рис2)

11

Если колодки крепятся к рычагам шарнирно, то размер b берут от оси шарнира колодки до оси поворота рычага. Желательно принимать b=0; при этом F1=F2, и радиальная нагрузка на вал шкива отсутствует. Коэффициент трения фрикционных обкладок без смазки по чугуну и стали f=0.42.

Во избежание задира стальные шкивы должны иметь твердость рабочей поверхности HB>=250.

Рекомендуется принимать β=90°. Давление на фрикционных обкладках p=F1/A<=[p]. Если b≠0, то давление р может быть больше приведенного в табл.2 допускаемого [р] на 25%, так как при реверсе точки приложения сил F1 и F2 меняются местами.

Сила сжатия пружины.

КПД рычажной системы тормоза η≈0,95. Начальный отход колодок от шкива(мм) εнач=0,3+0,002D. Наибольший отход колодок за

счет износа (мм) εмах=1,6εнач.

Работа, совершаемая электромагнитом для преодоления Fпр

WM = FM sM ≥1,25εmax (F1 + F2 ) η1

где, Fм – тяговая сила электромагнита, Н; sм – его ход, мм. Расстояние между осями регулировочных винтов

При выборе другой кинематической схемы тормоза алгоритм для определения сил студент разрабатывает самостоятельно.

12

Пружина сжатия

Пружину выполняют с целым числом рабочих витков z (рис.3). По ¾ опорных витков с каждой стороны осаживают до соприкосновения с последним рабочим витком. Торцы шлифуют перпендикулярно оси пружины так, чтобы на концах опорных витков осталась половина диаметра проволоки.

Напряжение кручения при использовании проволоки круглого

Где с=Dпр/d – индекс пружины; k=1+1,5/с – коэффициент кривизны.

Пружины изготовляют холодной навивкой из высокоуглеродистой стали марки У9А…У12А без закалки (d<=4мм) или горячей навивкой из кремнистой стали марки 60С2А с закалкой до твердости HRC=40..45 (d>=5мм). Допускаемое напряжение кручения в обоих случаях [τ]=750МПа (Н/мм2).

Обычно принимают с=5, тогда

Осадка одного витка пружины (мм) под действием силы Fпр

13

По условию устойчивости свободная длина пружины Lсв<=6Dпр. Число рабочих витков

Число рабочих витков округляют до целого числа в меньшую сторону.

Свободная длина пружины(см. рис. 3)

Lсв=zt+d

Если отрегулировать тормоз на полный номинальный момент TT, то рабочая длина Lраб сжатой пружины будет равна:

Lраб = Lсв - l1x

Если тормоз требуется отрегулировать на момент T`T<TT, то рабочая длина пружины

Дисковый тормоз (рис. 4.)

TT = Fα fRi

Момент тормоза

где Fα - осевая сила; R=0,5(Rн+Rв) – средний радиус поверхности трения; i – число пар поверхностей трения.

Коэффициент трения при работе в масляной ванне f=0,16; при работе всухую f=0,42.

Наружный диаметр фрикционного диска Rн определяют конструктивно по диаметру двигателя, барабана или другой части машины, в которую встроен тормоз. Внутренний радиус

Rв=(0,4..0,8)Rн, чем больше Rн,

тем больше Rв. Их разность должна

14

удовлетворять: Rн-Rв<=60мм.

Давление на рабочих поверхностях фрикционных обкладок Допускаемое давление [р] при работе в масле принимают по

табл.5.

Таблица 5

При работе всухую допускаемое давление выбирают по табл. 4. Начальный суммарный осевой зазор между трущимися

поверхностями

εнач=0,3+0,1 i

Наибольший зазор εмах =1,6*εнач. При достижении наибольшего зазора осуществляют регулировку зазора до начального значения.

Пружину конструируют по указанным п.1.6 со следующими

При установке трех электромагнитов на один тормоз работа каждого из них

WM=FM·.sM>=1/3·1,25Fα·εмах

Где Fм – тяговая сила магнита; sм – ход якоря.

При установке одного кольцевого электромагнита его работа

WM=FM·.sM>=1,25Fα·εмах

Если не удается подобрать готовый электромагнит, даже варьируя параметры R и i, то необходимо сконструировать специальный электромагнит, расчет которого приведен в приложении.

15

Для тормоза с автоматической регулировкой зазора Fα=Fпр=2TT/(F·R·i), и начальный зазор в таком тормозе сохраняется постоянным εмах=εнач.

Грузоупорный тормоз.

Грузоупорные тормоза (рис.5) используют в механизмах подъема и обычно встраивают в редуктор. При ручном приводе такой тормоз устанавливают на быстроходном валу, при машинном – на промежуточном.

На (рис. 5) показаны основные элементы грузоупорного тормоза. Крутящий момент от веса поднимаемого груза приложен к колесу 2. Момент от привода приложен к валу 1. При подъеме груза коле-

со 2 прижимается к храповику, который свободно вращается.

При спуске груза храповое колесо останавливается собачкой. Вал 1, преодолевая трение о храповик, поворачивается относительно колеса 2. Колесо 2 перемещается вправо, трение между храповиком и колесом уменьшается за счет резьбы. Колесо 2 под действием момента от поднимаемого груза приходит в движение, обгоняет вал и вновь прижимается к храповику, перемещаясь влево, процесс повторяется

16

непрерывно. Для плавности в работе при механическом приводе грузоупорный тормоз рекомендуется применять со смазкой.

Определение грузового момента Тгр представлено ниже в п.2.9. Осевая сила

Fα=Tгр/(R·f+r·tg(λ+ρ))

Здесь R – средний радиус поверхностей трения;

R=0,5(Rн+Rв).

Наружный Rн и внутренний Rв радиусы выбирают конструктивно по условиям размещения тормоза в корпусе редуктора.

Средний радиус трапецеидальной резьбы r по условиям жескости и прочности вала предварительно принимают в пределах:

r=(0,15..0,25)αω

Где αω – межосевое расстояние зубчатой пары.

При конструировании грузоупорного тормоза обычно принимают:

R/r>tg(λ+ρ)/f

r = d22 ≥ 0,5 2Fα /(πψн[ p]) ≈ 0,1 Fα

Обычно R/r = 2,2..2,8.

Резьбу выполняют с трапециевидным профилем. Дополнительно проводят проверку резьбы по условию износа

Где ψн=Hr/d2=1..1,6 – отношение высоты гайки к среднему диаметру резьбы; [p]=10МПа – Допускаемое давление в резьбе; r в мм; Fα в Н.

Коэффициент запаса торможения kторм=2Rf/(Rf+r·tg(λ+ρ))=1,1…1,15;

17

Для обеспечения заданного kторм варьируют в основном величины R, r и λ.

Давление на рабочие поверхности трения между колесом и храповиком

Допускаемое давление [р] определяют по табл.5. Крутящий момент, необходимый для спуска груза,

Тсп=Тгр·(R·f-r·tg(λ+ρ))/(R·f+r·tg(λ+ρ))≈(0,15…0,2)Тгр

1.7. Передаточные отношения и передаточные числа Эти характеристики редукторов и передач выбирают из ряда

чисел: 1,1; 1,2; 1,25; 1,4; 1,6; 1,8; 2,0; 2,24; 2,5; 2,8; 3,15; 3,55; 4,0; 4,5; 5,0; 5,6; 6,3; 7,1; 8,0; 9,0; 10 и т.д. c повышением цифр на порядок.

Значения чисел ряда Ra 10 являются предпочтительными, особенно для червячных передач (см. далее п. 1.10).

1.8 Зубчатые передачи Закрытые передачи рассчитывают по работе [3].

Открытые передачи рассчитывают по наибольшим нагрузкам. Допускаемые напряжения для расчета зубчатых передач [3] определяют в предположении неограниченного ресурса работы. Допускаемые напряжения для расчета червячных передач находят в

предположении, что эквивалентные числа циклов нагружений равны

107.

1.9 Редукторы

Тип редуктора

При заданных группах режима 5М и 6М следует применять цилиндрические редукторы. При менее напряженной эксплуатации допустимы конически-цилиндрические и глобоидные редукторы. В механизмах поворота при заданных группах режима 3М и менее можно использовать червячные и волновые редукторы.

18

Выбор размера нормализованного редуктора Энергетической характеристикой современного редуктора

является номинальный момент Тнlim (иногда его обозначают как ТН0М или Т), под которым понимается допустимый вращающий момент на тихоходном валу при постоянной нагрузке и число циклов нагружений зубьев лимитирующего зубчатого колеса, равное базовому числу циклов контактных напряжений NHG [3]. Номинальный вращающий момент на выходном валу выбранного редуктора должен удовлетворять условию:

Тнlim>=THE,

Где THE – эквивалентный момент:

THE=КндТмах

Здесь Тмах – наибольший вращающий момент на тихоходном валу редуктора при нормально протекающем технологическом процессе.

Номинальный момент Тнlim выбирают по каталогу или стандарту в зависимости от передаточного отношения редуктора ip и частоты вращения быстроходного вала n1 (обозначения могут быть другими). В некоторых редукторах номинальный момент Тнlim не зависит от ip и n1.

Коэффициент долговечности KHД для зубчатых редукторов, одновременно учитывающий переменность нагрузки и число циклов нагружений N:

KНД = K ДЕ 3 N / NHG

Коэффициент долговечности непланетарных редукторов должен удовлетворять условию

i>=КНД>=0,5

Коэффициент эквивалентности КНЕ определяют по табл.1. Число циклов нагружений зубьев зубчатого колеса,

лимитирующего нагрузку на редуктор (обычно таким колесом является тихоходная шестерня), за срок службы равно:

для механизмов подъема и изменения вылета

N=t0·60·n1·uT/ip;

для механизмов передвижения и поворота

N=t0·30·n1·uT/ip;

Здесь n1 – частота вращения быстроходного вала редуктора;

19

uT – передаточное число тихоходной пары (если оно не известно, то можно принимать uT=5); ip-передаточное отношение редуктора; NHG – базовое число циклов нагружений в случае контактных напряжений:

NHG=12,5·106 – для редукторов типа РМ, КЦ1, КЦ2;

NHG=25·106– для редукторов типа РЦ0, РЦД, РЦТ;

NHG=200·106– для типажных редукторов (Ц2У, Ц3У, П, П2). В планетарных редукторах при прочих равных условиях N в три

раза больше и 1>=KНД>=0,8. Для волновых редукторов 1>=KНД>=0,71.

KНД = КНЕ 3 tz /10000

Для червячных и глобоидных редукторов

Для червячных редукторов KНД>=0,63, для глобоидных редукторов KНД>=0,4. Для этих редукторов коэффициент долговечности KНД может быть больше 1.

Если на тихоходный (выходной) вал редуктора действует консольная нагрузка, например от шестерни или барабана, то дополнительно проверяют способность редуктора выдержать эту нагрузку. В этом случае нагрузка лимитируется подшипником тихоходного вала, расположенным на стороне консольной силы.

При консольном расположении барабана (рис. 6а)

Fном>=FmaxKHE(l/B+0,25),

где Fном – номинальная консольная радиальная сила для выбранного редуктора (по каталогу); Fmax – наибольшая сила растяжения каната.

Если на тихоходном валу редуктора размещены два барабана (рис. 6б), то можно записать: Fном>=FmaxKHE.

20