Грузоподъемные машины Александров (1004169), страница 40
Текст из файла (страница 40)
Дифференциальный ленточный тормоз. В этом тормозе оба конца ленты закреплены на тормозном рычаге по обе стороны от осн его вращения, причем плечи а, и а, снл Т и ( относительно осн вращения тормозного рычага не равны между собой (рис. 7.19, 6). Вес груза, необходимый для создания тормозного момента М„ гадая — (т, + Паа1 Ч га а' Ход ленты или перемещение точки ее крепления к рычагу при отходе ленты от шкива на зазор а Ь,=ах —; Ьч еа ае ае а,— а, ае — а Тормозной момент, развиваемый дифференциальным ленточным тормозом, при направлении вращения шкива, показанном на рис.
7.19, б, й(, (а ь + о,„и) — т). ага в Из анализа этой формулы видно, что при соотношении плеч рычага а,/ае, близком к е1", можно при очень малом значении замыкающей силы получить тормозной момент, стремящийся к бесконечности, т. е. может произойти самозатягивание тормозной ленты, тах как нажатие ленты на шкив осуществляется не только под действием внешней силы, приложенной к ленте, но и под действием силы трения, возникающей между шкивом и лентой. Необходимость а малом замыкающем усилии является преимуществом дифференциального тормоза.
Однако самозатягивающиеся тормоза применяют редко вследствке резкого захватывания шкива, сопровождающегося толчками; слабого торможения при перемене направления вращения шкива", повышенного износа тормозной накладки и тормозного шкива. Из-за значительного изменения тормозного момента при изменении коэффициента трения и склонности тормоза к самозатягнванию дифференциальный тормоз редко используют в лебедках с машинным приводом и болыпей часгью он имеег ручное управление. Для нормальной работы диффереициалщюго тормоза во избежание самозатягивания должно быть соблюдено неравенство а, > ) а,е1а. Обычно принимают а, = (2,5 ...
3) ам а а, из конструктивных соображений принимают равным 30 — 50 мм. При изменении направления вращения шкива на противоположное (см. рис. 7.19, б) тормозной момент уменьшится в (а,е1 — ае)/(а, — а,ег'*) раз по сравнению с моментом, определенным по приведенному выше выражению. Суммирующий ленточный тормоз. В суммирующем ленточном тормозе (рис. 7.19, в) оба кош1а ленты прикреплены к тормозному рычагу с одной стороны от оси его вращения.
Плечи а, и а, действия сил 7' и 1 относительно оси вращения рычага могут быть различными или равными между собой. При одинаковых плечах а, и ае тормозной момент не зависит от направления вращения шкива. Такие тормоза находят преимущественное распространение в механизмах, для которых необходим постоянный тормозной момент, независимо T 1% от направления движения (например, в механизмах передвижения и поворота). Вес груза, необходимый для создания определенного тормозного момента в суммирующем тормозе, определяется исходя нз суммарного действия снл натяжения ленты Т и й (11Ч)(а, 1" +а) — (Прэ+П,ее)Ч гр— л Тормозной момент, развиваемый суммирующим ленточным тор- мозом (при направлении вращения шкива, указанном на рис.
7.19, в), е1а 1 аге1а + а, Прн изменении направления вращения шкива тормозной момент уМЕНЬШаЕтСя (Прн а, ( а,) В (ае + а Е1а)/(и, + а,Е1а) раэ. Ход ленты или перемещение точки креплении ленты к рычагу при размыкании тормоза и образовании радиального зазора е: аг .
а, Ь, = еа; Ье = еа аг+аг ' аг+а, Из анализа приведенных уравнений видно, что при а, = а, для создания определенного тормозного момента в суммирующем тормозе требуется замыкающее усилие в е1а + ! раз больше, чем в простом ленточном тормозе, а ход точки крепления ленты к ры- чагу для достижения того же радиального зазора — в 2 раза меньше. Подбор электромагнитов для ленточных тормозов производят по формуле (7.3). Так, для простого тормоза 2М еа И(е1а — 1) Е,Ч Максимально возможное плечо действия тягового усилия электромагнита, определяемое из условий обеспечения нормального отхода ленты, а с = Агй„—. Для суммирующего тормоза 2М еа (аг+ а е1а) В (а, + аг) (е1'"' — 1) агЧ с =й Ь г+а 1 и На основании этих уравнений и из конструктивных соображений выбирают электромагнит.
Ленточные тормоза находят еще широкое применение благодаря простоте конструкции, компактности и способности развивать болыпие тормозные моменты, увеличивающиеся с увеличением угла обхвата. В кранах применяют в основном простые ленточные тормоза. Однако ленточные по сравнению с колодочными тормозами имеют следующие недостатки: создается значительное усилие, изгн- 196 бающее тормозной нзл, равное геометрической сумме натяжений Т и й вследствие гибкости тормозной ленты не происходит выравнивания давлений, и закон их распределения, а следовательно, и износа соответствует изменению функции еГ"; низкая надежность; обрыв стальной ленты торлюза влечет за собой аварию. Поэтому надежность ленточных тормозов меньше колодочных.
Тормоза с осевым нажатием В этих тормозах усилие, необходимое для получения тормозного момента, действует вдоль оси тормозного вала. Дисковые тормоза. В этих тормозах необходимый момент трения создается прижатием неподвижных дисков 6 к дискам 1, вращающимся вместе с тормозным валом (рис. 7.20). Замыкающая сила Я создается усилием пружины, весом замыкающего груза или усилием человека, прилагаемыми к приводным элементам рычажной, гидравлической илн пневматической систем. Дисковые тормоза находят применение во всех механизмах грузоподъемных машин. На рпс.
7.20 показан дисковый тормоз электроталп, замыкаемый усилием Я сжатой пружины 5 и размыкаемый с помощью трех электромагнитов 4 переменного тока с Ш-образ~ым сердечником. Якори 3 электромагнитов закреплены на тормозном диске 6, противоположная сторона которого снабжена фрикционной накладкой 2. Подвижные диски 1 выполняются стальными без фрикцнонных накладок. Внутренний радиус дискового тормоза тс', выбирают минимально допустимым. Наружный радиус при работе тормоза в масляной 1 Рис. 7.20. Дисковый тормоз с пружинным звмыквнием и эвектромвгнитным при волом 197 ванне обычно выбирают яз условий хорошего смазывания дисков по соотношеяию )7н = (1,25 —:2,б) И„прячем разность радиусов пе должна быть более б см.
Тормозной момент дискового тормоза М =тлей и, где п1 — число пар поверхностей трения; 1 — коэффициент трения трущихся по. верхностей: Π— осеное усилие принсатия трущихся поверхностей; Яяв — средний радиус поверхности трения. Для дисковых тормозов с большим числом пар трущихся поверхностей пря расчете следует учитывать потери на трение в шляцевых направляющих соединениях, уменьшающие фактическое усилие прижатяя дисков друг к другу я значение действительного тормозного момента 121.
Средним радиусом поверхности трения 1с р является радиус действия силы трения, эквивалентной действию всех элементарных сил трения на площади контакта дисков фрикциопной пары. Элемеятарный момент трения, возникающий па кольцевой площадке, отстоящей яа расстоянии р от оси вращении я имеющей ширину пр пря давлении р на этой площадке, ИМ, = р2лраус(р.
Общий момент трения лв М, = 2п( ) рррр. ла Элементарная осевая сила, действующая на кольцевой элемент я создающая давление р, ИЯ = 2пррс(р. Общая осевая сила ли ()=2 ~ рр(. (7.61 198 При одной паре трущихся поверхностей (пт = 1) л лр э~т на Р оп — (ф ~ р"р ла Значение 17,п, определяемое по данному уравнению, зависит от закономерности распределения р по ширине кольца трения.
Закан распределения р зависят в основном от жесткости элементов фрпк- цнонной пары и способа приложения осевого усилия Я. Существуют две гипотезы закона распределения р. В первом случае принимается равномерное распределение давления по всей площади трения, т. е. р = сопз(. При этом средний радиус трения по уравнению (7.6] 9 Йй — йв 'э= 3 п) и Во втором случае принимается, что работа трения ро в любой точке поверхности трения одинакова. Эта гипотеза подтверждается равномерностью изнашивания фрикционного материала. Так как линейная скорость пропорциональна радиусу, данное условие имеет внд рр = сопз1, что дает при интегрировании уравнения (7.6) следующее выражение для среднего радиуса: Юср = (1~в + 1~в)г2.
При выполнении указанных выше рекомендаций по соотношению внутреннего и наружного радиусов поверхности трения, определение среднего радиуса по обоим выражениям дает близкие результаты. При работе без смазки значение коэффициента трения принимают по рекомендациям. приведенным выше. При работе в масляной ванне коэффициент трения стали по стали 0,06. При трении прессованного и зальцованного фрикционного материала по металлу коэффициент трения 0,16, а при трении тканого и плетеного фрикционного мате.
риала по металлу 0,12. При наличии густой смазки (для некоторых типов ручных механизмов) коэффициент трения стали по чугуну 0.1; кожи по стали и чугуну 0,15; прессованного и вальцованного фрнкднонного материала по металлу 0,12; тканого и плетеного фрикционного материала по металлу 0.1. При применении в дисковых тормозах смазки трущихся поверхностей существенно снижается значение коэффициента трения, что требует для создания необходимого тормозного момента или увеличения замыкающего осевого усилия или увеличения числа трущихся пар. Одновременно с этим наличие смазки приводит к значительному повышению долговечности благодаря уменыпению износа и создает лучшие условия теплообмена.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
