Грузоподъемные машины Александров (1004169), страница 35
Текст из файла (страница 35)
2. Значения комРфипиента запаса прочности прнеедены для чугуна относительно предела прочности ое, для сталей — относительно предела текучести о . Соотношение между шириной зуба Ь и модулем т определяется коэффициентом ф = Ь(т, принимаемым по табл. 7.1 в зависимости от материала храпового колеса. Ббльшие значения коэффициента чр принимают для храповых устройств, работающих в напряженном режиме со значительными ударными нагрузками, и при высокой точности монтажа, обеспечивающей соприкосновение зубьев по всей ширине.
Ширину собачки принимают на 2 — 4 мм больше ширины зуба храпового колеса для компенсации возможным неточностей монтажа. Используя уравнение (7.1) и (7.2), получаем выражение для модуля т (см) из расчета кромок на смятие: хГ 2Мир 2Мна т= тгг =" илит= —. У а[4)тр ар[4)11 ' Момент, изгибающий зуб, (И„= Ф(т = Фт = — нр гп = — "" . 2М 2Мир аж х Напряжения изгиба Мк 12Мкр а= — = — ~[о). Кт 2,25тухлта 158 При модуле храпового соединения, равном или большем 6 мм, можно ограничиться расчетом зуба на смятие. При меньшем модуле необходимо провести дополнительную проверку зуба на изгиб.
В этом случае зуб храпового колеса рассматриваем как балку, заделанную на расстоянии (г = т от конца зуба (см. рнс. 7.1, б) и нагруженную на консоли усилием ((. Высота сечения в заделке а = 1,6т. Тогда момент сопротивления изгибу ЯУ = Ьаз(6 = 2 2бфтз(6 рис. 7.2. Схемы сонечек с принудительным включением: ю б — уснанен нружччхв а — асеан грува Определяя допускаемые значения напряжения изгиба с учетом коэффициента запаса прочности (см. табл. 7.1).
имеем гл = 1,75 )/— При внутреннем зацеплении зубья храпового колеса оказываются значпгельно прочнее зубьев колеса с внешним зацеплением вследствие увеличения размера а до Зт. В этом случае модуль определяют по выражению нр ,,и Ф 1ви1 Собачку храпового соединения изготовляют только из стали. Для обеспечения надежной работы соединения собачка прижимается к храповому колесу пружиной (рис, 7.2, а) нли весом специального груза (рис. 7.2, б). Ось вращения собачки устанавливают таким образом, чтобы угол, образованный линиями, проведенными ст оси колеса и оси собачки в точку контакта собачки с колесом, составлял 90 .
Рабочая. сторона зуба колеса, упираюгдаяся в собачку, выполнена плоской. Профилирование зубьев храпового колеса н размеры храповых колес и собачек регламентируют РТМ 24.090.19 — 76 «Машины подъемно-транспортные. Тормоза механические. Методы расчета НИИИнформтямсиаш, 1978). Собачка при вращенки храпового колеса в направлении, соответствующем подъему груза, свободно скользит по наклонным поверхностям зубьев.
Если направление вращения колеса изменится на противоположное, то собачка, упираясь в верхнюю кромку колеса, соскользнет во впадину и прижмется к рабочей грани зуба торцовой поверхностью, создавая иеооходимый упор. Анализ снл, действующих в храповом соединении, показывает, что такое движение собачки во впадину возможно только з том случае, если угол между рабочей гранью зуба колеса и радиусом, проведенным в вершину зуба, больше угла трения собачки по зубу храпового кочеса. Обычно этот угол ~р (см.
рис. 7.1, б) приннмзетси равным 20'. 169 Рнс 7 3. Схемы бесшумных собачек: с -- с Фрнкан иным нооьчои: б — с Ернкннонныни сукараии Форма собачки может быть такой, что она будет испытывать напряжения сжатия или растяжения (см. рис. 7.1, а), а вследствие криволинейной формы она будет изгибаться. Расчет собачки ведут на сложное сопротивление при положении собачки, упирающейся концом в кромку зуба колеса (см. рнс. 7.1, б).
Тогда напряжение в опасном сечении и — и где Ь вЂ” ширина собачки а рассчитыааемом сечении. Допускаемые напряжения изгиба собачки 1ои )' определяют прн коэффициенте запаса прочности и = 5 относительно предела текучести. При вращении храпового колеса в сторону подъема к собачке, постоянно прижимаемой к его зубьнм при работе храпового соединения, возникает характерный шум. Для уменьшения уровня шума применяют бесшумные собачки, в которых специальное устройство благодаря силе трения отводит собачку от храпового колеса прн движении механизма в сторону подъема.
Например, на рис. 7.3. а собачка 4 соединена с хомутом 3, прижимающимся к валу механизма усилиями пружин 2. При вращении вала в сторону подъема хомут 8 под действием силы трения стремится также повернуться в эту сторону и о~вести собачку от зубьев храпового колеса 7. При вращении вала в сторону опускания хомут принудительно вводит собачку в зацепление с зубом храпового колеса.
Представленная на рис. 7.3, б бесшумная собачка б соединена с храповым колесом посредством планок 7, соединенных пружиной 8. На концах плаяок закреплены сухарики У, скользящие по кольцевым канавкам на торцах храпового колеса 10, При вращении в сторону подъема планки под действием силы трения отводят собачку ог храпового колеса до упора Б. При вращении в сторону опускания 170 собачка вводится планками в зацепление.
При проектировании бесшумной собачки такой конструкции необходимо правильно установить соотношение плечей рычагов б и 7, а также выбрать место установки упора 5, так как возможно такое сочетание размеров, которое приведет к заклиниванию сухариков 9 в канавках храпового колеса. Работа храпового соединения характеризуется резким, ударным соединением собачки с зубом храпового колеса и мгновенной остановкой груза. Для уменьшения динамических нагрузок при работе храпового соединения иногда устанавливают на одно храповое колесо несколько собачек, расположенных так, что они входят в соединение с зубом не одновременно, а со сдвигом на долю шага.
Тогда при прекращении вращения на подъем храповое колесо не успевает приобрести высокой скорости, и соединение собачки с зубом колеса происходит со значительно меньшим ударом. Независимо от числа собачек, каждую из них рассчитывают на полное окружное усилие )у. Роликовые остаиовы. Зги остановы относятся к фрикционным, так как их действие основано на использовании силы трения, и являются наиболее совершенными механизмами, обеспечивающими безударное приложение нагрузки при минимальном угле холостого хода, предшествую1цем заклиниванию. Роликовый останов (рис. 7.4) имеет корпус 1, втулку 2 и заложенные в клиновые пазы ролики 8, При вращении втулки 2 против часовой стрелки (при неподвижно зафиксированном корпусе 1) ролики увлекаются силой трения в наиболее широкую часть клинового паза, что обеспечивает свободное вращение втулки 2 (следовательно, и вала механизма) относительно корпуса 1.
При перемене направления вращения ролики увлекаются 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. х г Ф У Рно. 7.4. Схема ролнкоаого останоаа 171 Наибольший крутящий момент, возникающий при заклинивании роликов с учетом динамических нагрузок, М =КлМ, где М вЂ” номинальный крутящий момент на валу потапова; Кд — коэффициент динамичности, Кд = Кдв + Км (здесь Кд„— коэффициент, учитывающий влияние типа примененного двигателя; при электроприводе Кив -- 0,25, при двигзтеле внутреннего сгорания шестицилиндровом Кде — 0,4 и при четырехпилиндровом Кдв = 0,5, "Км — коэффициент, учитывающий нлияние типа грузоподъемиой лгз- шины, для грузовых подъемников Км — — 1,2, дли подвесных дорог Кгг -=.
1,4, для кранов и пассажирских лифтов Км = 2). Расчет роликовых остановов ведут по расчетному крутящему моменту Мр — — Мм И (здесь К, — козффициент, принимаемый в зависимости от степени точности изготовления и монтажа останови в пределах от 0,60 до 0,9). Нормальное усилие на ролик Ф = 2Мэ/(гР 1ц гх12) где з — число роликов; 11 — внутренний диаметр корпуса; и — угол заклинивании. Заклинивание ролика является сложным процессом перекатывания упругого цилиндра между двумя упругими поверхностями. Заклинивание будет происходить в тот момент, когда силы, действующие на ролик з начальный момент заклинивания, будут стремиться втянуть ролик в клиновое пространство между корпусом и втулкой. При одинаковых значениях коэффициента трения 1 между роликом и деталями останова величина о.
должна удовлетворять неравенству 1д аг2 ( 1я р = у. Для обеспечения саморасклинизания останова обычно принимают угол сх = 6 ... 8'. Угол гх роликового останова определяют из соотношения соз гс = (2а + г()!(Р— г(), где о — расстояние от оси вращения до плоскости втулки; гà — диаметр ролика. При проектировании остановов обычно принимают число роликов г = 3 —:4; диаметр ролика г( = 0,188рг М (г; длина ролика 1= = (1,25 .. 1„5) г( и внутренний диаметр корпуса Р =- Ы.
Расчет останови ведут на контактное напряжение смятия. Максимальное контактное касательное напряжение в месте контакта ро. лика с корпусом т = 0 2 йу — Š— „~ (т); ч/ И О вЂ” г4 в месте контакта ролика со втулкой к „= 0,2 ~у — Š— „.«[т) эг Лг 1 где Š— приведенный модуль упруюсти. Корпуса и втулки остановов изготовляют из сталей ШХ15 (НггС 59 — 63), 40Х (НгсС 45 — 55), У10 (НгсС 60 — 64).
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
