Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Украины

Донбасская государственная машиностроительная академия

Кафедра “АММ”

Реферат

по дисциплине ПТМ

на тему «Устройства для удержания груза. Остановы»

Выполнила:

Ст. гр. МО 04 - 1

Бычек А.А.

Проверил Доцент Пашков В.Г.

Краматорск 2007

Классификация тормозных устройств

Механизмы грузоподъемных машин должны иметь надежные тормозные устройства: в механизмах подъема обеспечивающие остановку груза и удержание его в подвешенном состоянии с заданным запасом торможения, а в механизмах передвижения и поворота - торможение до полной остановки на установленной длине тормозного пути. Общая интенсификация производства и рост производительности труда, приводящие к повышению скорости движения и увеличению движущихся масс, предъявляют все более высокие требования к эффективности действия тормозных устройств. Тормоза подъемно-транспортных машин повышают безопасность работы этих машин и их производительность.

Для повышения интенсивности работы механизма период торможения должен быть как можно меньше, однако при резком торможении на элементы привода действуют высокие динамические нагрузки, вызывающие нарушение соединений, повышенный износ муфт, подшипников, ходовых и зубчатых колес. При движении подъемно-транспортных машин резкое торможение может вызвать юз ходовых колес, расплескивание жидкого Металла, транспортируемого в ковшах, раскачивание транспортируемого груза, вибрацию металлических конструкций и другие нежелательные явления, что следует учитывать при определении тормозного момента и расчета элементов подъемно-транспортных машин.

Торможение механизмов с электрическим приводом можно осуществлять как электрическим, так и механическим способом. При электрическом торможении имеется возможность значительно уменьшить скорость к моменту замыкания тормоза. Однако и в этом случае механический тормоз остается единственным средством остановки механизма при прекращении подачи электроэнергии. Поэтому расчет механических тормозов в любом случае необходимо вести по полному значению тормозного момента.

Для определения тормозного момента должны быть известны: 1) характер и режим работы механизма; 2) конструктивные и расчетные данные механизма: масса транспортируемого груза, массы отдельных элементов, моменты инерции элементов механизма, скорости движения, передаточные числа и КПД передач и т.п.; 3) место расположения тормоза в кинематической схеме механизма (значение тормозного момента различно в зависимости от передаточного числа передачи от рабочего органа, например барабана, до тормозного вала); 4) крутящий момент, действующий на тормозном валу при торможении и определяемый с учетом потерь в элементах механизма; 5) частота вращения тормозного вала; 6) при применении некоторых конструкций тормозов необходимо также знать направление вращения тормозного шкива.

Тормозные устройства подъемно-транспортных машин классифицируют по следующим признакам:

1)по конструктивному выполнению рабочих элементов: на колодочные тормоз - с рабочим элементом в виде колодки, трущейся по наружной или внутренней поверхности тормозного барабана (шкива); ленточные - с рабочим элементом в виде гибкой ленты, трущейся по тормозному барабану; дисковые - с рабочим элементом в виде целого кольцевого диска или отдельных сегментных колодок и конические - с рабочим элементом в виде конуса. Последние две разновидности тормозов обычно объединяются в одну группу с замыкающей силой, действующей вдоль оси тормоза, - тормоза с осевым нажатием;

2) по принципу действия: на автоматические тормоза (с электромагнитным, электрогидравлическим или электромеханическим приводом, а также замыкаемые весом транспортируемого груза и т.п.), замыкающиеся независимо от обслуживающего персонала одновременно с отключением двигателя механизма, на котором установлен тормоз, и управляемые тормоза, замыкание или размыкание которых проводится обслуживающим персоналом при воздействии на орган управления;

3) по назначению: на стопорные тормоза, производящие остановку механизма, и спускные тормоза и регуляторы скорости, ограничивающие скорость движения в определенных пределах и действующие в течение всего периода работы соответствующего механизма;

4) по характеру действия силы, управляющей тормозом: на нормально закрытые тормоза, замыкание которых создается постоянно действующей силой (от пружины, весом специального замыкающего груза и т.п.), а размыкание, происходящее одновременно с включением привода механизма, - при приложении силы управления тормозом (при выключении привода тормоз автоматически замыкается); нормально открытые тормоза, размыкаемые с помощью постоянно действующей размыкающей силы и замыкаемые при приложении силы управления тормозом; комбинированные тормоза, работающие в нормальных условиях как нормально открытые тормоза, а в аварийных условиях - как тормоза, нормально закрытые действием внешней замыкающей силы.

Ко всем тормозам независимо от их конструкции предъявляются следующие основные требования: достаточный тормозной момент для заданных условий работы; быстрое замыкание и размыкание; прочность и долговечность элементов тормоза; простота конструкции, определяющая малую стоимость изготовления; удобство осмотра, регулирования и замены износившихся деталей; устойчивость регулирования, обеспечивающая надежность работы тормозного устройства; минимальный износ трущихся элементов; минимальные габариты и масса.

Ограниченная температура на поверхности трения, не превышающая предельную температуру для данного фрикционного материала.

Тормозной шкив обычно устанавливают на быстроходном валу механизма, где действует наименьший крутящий момент и, следовательно, требуется малый тормозной момент. В этом случае в качестве тормозного шкива можно использовать одну из полумуфт соединения двигателя с редуктором. Если в механизме применена муфта с амортизирующим устройством (втулочно-пальцевая, пружинная и др.), то в качестве тормозного шкива следует использовать ту полумуфту, которая находится на валу редуктора.

Остановы

К простейшим устройствам, служащим для удержания груза на весу, относятся остановы - приспособления, не препятствующие подъему груза, но исключающие возможность самопроизвольного опускания под действием силы тяжести, подъемно-транспортных машинах обычно применяют храповые и роликовые остановы.

Храповые остановы (рис. 1, а). Они состоят из храпового колеса 1, укрепленного на валу 2 механизма, и собачки 3, ось 4 которой установлена на неподвижных элементах механизма. Собачка входит в зацепление с храповым колесом, препятствуя его повороту в сторону опускания груза Q. В другую сторону колесо поворачивается свободно. Для опускания груза собачку необходимо вывести из зацепления с храповым колесом. Храповой останов обычно размещают на входном (самом быстроходном) валу, где действуют наименьшие крутящие моменты. Однако для большей надежности храпового соединения, а также учитывая конструктивные особенности некоторых грузоподъемных механизмов, храповое соединение в ряде случаев устанавливают на промежуточных валах и даже непосредственно на валу барабана.

Наиболее опасным для элементов останова является положение, когда собачка упирается в вершину зуба храпового колеса (рис. 1, б). Так как зацепление зубьев с собачкой происходит с некоторым ударом, то кромки зуба колеса и собачки сминаются.

Рисунок 1 - Храповой останов: а) - схема останова; б) - нагружение собачки

Прочность кромок проверяется по соотношению

(1)

где Р - окружная сила, Н; b - ширина колеса, см; [q] - допускаемое линейное давление с учетом динамического характера нагружения, Н/см.

Окружная сила

(2)

где D - внешний диаметр храпового колеса; z - число зубьев храпового колеса; т - модуль зацепления храпового колеса; М_к - крутящий момент, действующий на валу храпового колеса.

Соотношение между шириной зуба b и модулем т определяется коэффициентом ш =b/т.

Ширину собачки принимают на 2 - 4 мм шире зуба храпового колеса, чтобы компенсировать возможные неточности монтажа.

Используя уравнения (1) и (2), получаем выражение для модуля колеса

Если число зубьев неизвестно, а известен диаметр храповго колеса, то

При модуле храпового колеса т > 6 мм можно ограничиться проверкой зуба по линейному давлению. При меньшем модуле необходима проверка зуба по изгибу. Плоскость излома зуба (рис. 1, б) отстоит на расстоянии к = т от вершины зуба. Высоту расчетного сечения зуба храпового колеса с внешним зацеплением принимают а = 1,5т. Тогда момент, изгибающий зуб,

Момент сопротивления изгибу при рассмотрении зуба как балки, заделанной с одного конца,

Напряжение от изгиба

Принимая допускаемые напряжения [у_и] = у_ъ/п для чугунов и [у_К] -- у_Т/п для сталей получаем выражение для модуля

При внутреннем зацеплении зубья храпового колеса значительно прочнее, поскольку в этом случае высота расчетного сечения зуба а = Зт. Модуль

Собачку изготовляют обычно из стали 40Х, термообработанной до твердости не ниже 48 - 50НRС. Чтобы обеспечить надежную работу соединений, собачка прижимается к храповому колесу пружиной (рис. 2, а, б) или силой тяжести специального груза (рис. 2, в). Ось вращения собачки устанавливают в таком месте, чтобы угол между прямыми, проведенными от оси колеса и оси собачки в точку контакта собачки с колесом, был близок к 90°.

Поверхность зуба колеса, упирающуюся в собачку, делают плоской. При вращении храпового колеса в направлении, соответствующем подъему груза, собачка свободно скользит по наклонным поверхностям зубьев.

Рисунок 2 - конструкции собачек с принудительным включением

тормозной грузоподъемный ролик автолог

Если направление вращения колеса изменяется на противоположное, то собачка, упираясь в верхнюю кромку зуба колеса, соскальзывает во впадину и прижимается к рабочей грани зуба всей торцевой поверхностью создавая необходимый упор. При этом на собачку от окружной силы Р действует сила нормального давления N = Р соs б и сила R = Рsin б, направленная вдоль рабочей грани зуба и стремящаяся сдвинуть собачку к основанию зуба (см. рис. 1, б). Кроме того, на собачку действуют сила трения fN вдоль рабочей грани и момент трения Рf₁d/2 в опоре О₁, препятствующие входу собачки в зацепление (здесь f₁ - коэффициент трения между собачкой и ее осью, имеющей диаметр d). Приведенная к плоскости рабочей грани зуба сила трения от момента трения на оси собачки

Если пренебречь влиянием силы тяжести собачки и силы пружины, способствующих созданию зацепления, то для обеспечения входа собачки в зацепление с зубом должно быть удовлетворено неравенство R > fN + F, откуда после преобразований получаем

Беспрепятственное движение собачки к основанию зуба колеса обеспечивается, если угол б отклонения передней грани зуба колеса больше приведенного угла трения собачки по зубу храпового колеса с учетом коэффициентов трения f и f₁ и геометрии зацепления. Нормалью на построение профиля зубьев храпового колеса при наружном и внутреннем зацеплении предусмотрен угол б = 20°, что учитывает и влияние трения в опоре О₁, и возможное загрязнение, и повреждение контактных поверхностей зуба колеса и собачки.

Собачка воспринимает сжимающие, растягивающие и изгибающие нагрузки. Расчет ведут при положении собачки, упертой концом в кромку зуба колеса (см. рис. 1, б). Так, при сжатой собачке напряжение в опасном сечении

где В - ширина собачки; [у_и]_с = у_Т/п - допускаемое напряжение; п =5 - запас прочности.

Вращение храпового колеса в сторону подъема сопровождается характерным шумом (щелчками), поскольку собачка постоянно прижимается к зубьям. Для уменьшения шума применяют конструкции бесшумных собачек, в которых специальное устройство за счет силы трения отводит собачку от храпового колеса при движении механизма в сторону подъема. Так на рис. 3 собачка 1 соединена с хомутом 2, прижимающимся к валу механизма пружинами 3. При вращении вала в сторону подъема хомут 2 под действием силы трения стремится повернуться в ту же сторону и отводит собачку от зубьев храпового колеса 4. При вращении вала в обратном направлении Хомут вводит собачку в зацепление с зубом храпового колеса.

Рисунок 3 - Схема бесшумной собачки

Работа храпового соединения характеризуется резким ударным соединением собачки с зубом храпового колеса и мгновенной остановкой груза. Чтобы уменьшить динамические нагрузки при работе храпового соединения, иногда на одно храповое колесо устанавливают несколько собачек, расположенным так, чтобы они не могли войти в соединение с зубом одновременно. Тогда максимально возможный угол поворота храпового колеса до упора в него собачки (угол холостого хода) сокращается, храповое колесо при изменении направления вращения не успевает развить высокую скорость под действием веса груза и удар при зацеплении собачки с зубом колеса происходит более мягко. Независимо от числа собачек каждую из них рассчитывают на полную окружную силу Р.

Роликовые остановы (автологи). Их относят к фрикционным самотормозящим механизмам. Их действие основано на использовании силы трения, и они являются наиболее совершенными механизмами, обеспечивающими безударное приложение нагрузки и минимальный угол холостого хода, предшествующий заклиниванию. Роликовый останов (рис. 4) состоит из корпуса 1, втулки 2 и заложенных в клиновые пазы роликов З.

Рисунок 3 - Схема роликового останова

При вращении втулки 2 против хода часовой стрелки (при неподвижном корпусе 1) силы трения направляют ролики в более широкую часть клинового паза, что обеспечивает свободное вращение втулки 2, а следовательно, и вала механизма относительно корпуса 1. При изменении направления вращения ролики попадают в узкую часть клинового паза, что приводит к заклиниванию роликов в пазу и остановке втулки. Для более быстрого заклинивания роликов в конструкцию останова включены пружины 5 и штифты 4, отжимающие ролики в угол паза.

Наибольший крутящий момент, возникающий при заклинивании роликов, с учетом динамических нагрузок М_mах = к_дМ, где М - номинальный крутящий момент от груза на валу останова; к_д = к_дв + к_м - коэффициент динамичности: величина к_дв учитывает тип двигателя; величина к_м учитывает тип подъемно-транспортной машины. При электроприводе к_дв = 0,25; при шестицилиндровом двигателе внутреннего сгорания к_дв = 0,4, а при четырехцилиндровом к_дв = 0,5. Для элеваторов и грузовых подъемников к_м = 1,2; для кранов и пассажирских лифтов к_м =2.

Расчет роликовых остановов ведут по расчетному крутящему моменту

М_р = М_mах/к_Т,

где к_т = 0,6 ... 0,9 - коэффициент, зависящий от точности изготовления и монтажа останова. Чем больше требуемая точность, тем больше значения к_т.

Нормальная сила, действующая на ролик,

где z - число роликов; D - внутренний диаметр корпуса; б - угол заклинивания.

Заклинивание ролика является весьма сложным процессом перекатывания упругого цилиндра между двумя упругими поверхностями. Оно происходит, если силы и моменты сил, действующие на ролик в начальный момент заклинивания, стремятся втянуть его в клиновое пространство между корпусом и втулкой. При одинаковых значениях коэффициентов трения f между роликом и обеими втулками значение угла а должно удовлетворять неравенству

Обычно для обеспечения саморасклинивания останова угол б = 6 ... 8°. При проектировании роликовых остановов подъемно-транспортных машин число роликов z = 3...5, длина ролика l = (1,25 ... 1,Ъ)d, внутренний диаметр корпуса D = 8d, где d - диаметр ролика. Расчет деталей останова ведут на контактно смятие.

Максимальное контактное касательное напряжение в месте контакта ролика с втулкой

где Е - приведенный модуль упругости контактирующих элементов. Допускаемые контактные напряжения [ф] (МПа) для случая линейного контакта роликов при выполнении деталей из качественных сталей (например, корпус и втулка - из стали 15Х или 20Х; ролик - из стали 40Х), для механизмов с малым числом включений .N_ц ? 10⁷ принимают [ф] = (8,0... 12,0) НRС, где НRС - число твердости по Роквеллу. Для механизмов с частыми включениями расчет ведут по пониженным допускаемым напряжениям:

где N_ц ? 10⁷ - общее число циклов нагружения за срок службы.

Размещено на Allbest.ru