Реферат на тему Гальмівні механізми - Технологія виробництва - Реферати - Каталог статей

Реферат на тему: Гальмівні механізми. Загальні відомості і класифікація Гальмівні механізми – це найважливі, з точки зору техніки безпеки, механізми підйомних машин, тому що саме вони забезпечують безпечну їх експлуатацію. За призначенням гальмівні механізми діляться на дві основні групи: зупинники і гальма. Зупинники призначені лише для зупинки і утримання вантажу в підвішеному стані. Вони не перешкоджають підйому вантажу,але виключають можливість його самовільного опускання під дією власної ваги. Як самостійні гальмівні пристрої вони застосовуються дуже рідко. В основному вони застосовуються як збірна одиниця складних гальмівних пристроїв. По конструкції зупинники діляться на храпові і фрикційні. Гальма застосовують для зупинки або регулювання швидкості руху механізмів в вантажопідіймальних машинах. В механізмі підйому вантажу вони забезпечують зупинку і утримання вантажу в підвішеному стані, в механізмах переміщення і повороту – зупинку на певній довжині гальмівного шляху. Класифікація гальм здійснюється за такими ознаками: за напрямом дії зовнішнього навантаження на гальмівний елемент – з радіальним і осьовим замиканням: за конструкцією робочого елемента - колодкові, стрічкові, дискові, дисково – колодкові, конусні: за джерелом замикаючої сили – ручні, пружинні, вантажні, гідравлічні: за призначенням – стопорні (для зупинки) та обмежувачі швидкості (спускні гальма і регулятори швидкості): за принципом дії - автоматичні, які включаються одночасно з виключенням двигуна механізму, і керовані: за характером дії приводного зусилля – нормально замкнуті, нормально розімкнуті і комбіновані. Гальмівні механізми установлюють, як правило, на валі двигуна механізму, який передає найменший обертовий момент. В цьому випадку розміри і потужність гальмівних механізмів будуть найменшими. 5.2 Зупинники Храповий зупинник, рис.5.1, складається з храпового колеса 1, закріпленого на валі 2, і защіпки 3, вісь 4 якої нерухома. При опусканні вантажу защіпка входить в зачеплення з храповим колесом спиняючи його рух. При підійманні вантажу вона ковзає по зубцях колеса і не перешкоджає руху колеса. Храповий механізм установлюють, як правило, на першому валі привода де діє найменший за величиною обертовий момент. Рисунок 5.1 Схема храпового зупинника Зачеплення защіпки з колесом відбувається з ударом, в результаті чого кромки зубців колеса і собачки зминаються. Умова міцності кромок (5.1) де Ft – колова сила,Н; b – ширина кромки зубця; qadm – допустимий лінійний тиск з врахуванням динамічного характеру навантаження, Н/м. (5.2) де T – обертовий момент на валі колеса; D – зовнішний діаметр храпового колеса; z – число зубців колеса; m – модуль зачеплення храпового колеса. Співвідношення між шириною зубця b і модулем m визначається коефіцієнтом (5.3) З формул (5.1)...(5.3) одержуємо для визначення модуля зачеплення з умови розрахунку кромок зубців на зминання (5.4) При m6мм розрахунок зупинника закінчується, при m6мм необхідна перевірка зубців на згин. Площина злому знаходиться на віддалі h=m від кінця зубця, рис.5.1,б. Висоту розрахункового перерізу зубця колеса приймають рівною a=1,5m. Величина згинаючого моменту (5.5) Представивши зубець колеса як консольну балку, защемлену одним кінцем, момент опору згину представимо в виді (5.6) Умова перевірки зубця на згин має вид (5.7) Із фрикційних зупинників найбільш часто застосовують роликові. Роликовий зупинник, рис.5.2, складається з корпуса 1, втулки 2, і закладених в клинові пази роликів 3. При обертанні втулки 2 проти годинникової стрілки, (при нерухомому корпусі 1) ролики, внаслідок сили тертя, переміщаються в більш широку частину клинового паза, забезпечуючи при цьому вільне обертання втулки 2 разом з валом механізму відносно корпуса 1. При зміні напряму обертання ролики переміщаються в вузьку частину клинового паза заклинюються в ньому зупиняючи при цьому втулку 2. Для швидкого розклинення роликів використовуються пружини 5 і штифти 4. Рисунок 5.2 Схема фрикційного роликового зупинника Найбільший обертовий момент, який виникає при заклинюванні роликів (5.8) де Т – обертовий момент на валі зупинника від максимальної ваги вантажу; kД – коефіцієнт динамічності, який враховує тип двигуна і тип вантажопідіймальної машини. Розрахункове значення обертового моменту (5.9) де k - коефіцієнт, який характеризує точність виготовлення і монтажу зупинника. Нормальний тиск на ролик (5.10) де z – число роликів; D – внутрішній діаметр корпуса; - кут заклинювання. Величина кута заклинювання повинна відповідати нерівності (5.11) де f – коефіцієнт тертя між роликом і іншими деталями зупинника. Розрахунок деталей зупинника проводиться на контактне зминання згідно умови (5.12) де Е – приведений модуль пружності контактуючих елементів зупинника; d – діаметр ролика; l – довжина ролика. 5.3 КОЛОДКОВІ ГАЛЬМА Гальмування механізму колодковим гальмом здійснюється за рахунок сил тертя, які виникають між гальмівним шківом і колодками гальма. За своєю конструкцією вони діляться на одно – та двоколодкові. Для керування гальмами використовують електромагніти або електрогідравлічні приводи. Гальмівні електромагніти бувають змінного і постійного струму, короткоходові і плунжерні. Короткоходові електромагніти бувають змінного струму типу МО-5 і постійного –типів МП і ТКП; плунжерні –змінного струму типу КМТ і постійного струму типу КМП. Короткоходові магніти встановлюють беспосередньо на гальмівному важелі. Принцип роботи колодкового гальма розглянемо на прикладі одноколодкового гальма, рис.5.3. Рисунок 5.3 Розрахункова схема одноколодкового гальма Гальмо складається з гальмівного шківа 1, який встановлюється на гальмівному валі 2, колодки 3, важеля 4, рис.5.3,а. Під дією замикаючої сили F, прикладеної до важеля, між колодкою і шківом виникає сила тертя FT, яка створює гальмівний момент ТГ. Ці величини визначаються за формулами FT=Nf, (5.13) (5.14) де N – нормальна сила притиску колодки до шківа: f – коефіцієнт тертя між колодкою і шківом: DШ – діаметр гальмівного шківа. Гальмівний момент ТГ - основний паспортний параметр по якому вибирають гальмо. При обертанні вала 2 за годинниковою стрілкою, рисунок 5.1.а, з умови рівноваги системи сил, що діє на важіль гальма,запишемо (5.15) Розв’язавши рівняння (5.15) відносно замикаючої сили F одержимо (5.16) Використовуючи формули (5.13)...(5.16) встановимо залежність між гальмівним моментом ТГ і замикаючим зусиллям F. (5.17) При обертанні вала 2 проти годинникової стрілки рівняння (5.16) буде мати вид (5.18) З рівнянь (5.16) і (5.18) видно, що з зміною напряму обертання вала 2, змінюється і величина замикаючої сили F. Для усунення цього недоліку гальмо, конструктивно, виконують так, щоб вісь обертання важеля, точка А, знаходилась на лінії дії сили FT, рисунок 5.3,б. Для такої конструкції гальма (5.19) Величина розрахункового гальмівного моменту, створюваного гальмом,визначається за формулою ТР Г=КГТСТ .ОП, (5.20) де КГ – коефіцієнт запасу гальмування; ТСТ.ОП – статичний обертовий момент на валу двигуна при опусканні вантажу. (5.21) де GH – номінальна (найбільша) вага вантажу; DCБ – діаметр барабана по середній лінії навитого канату; М – загальний к.к.д. механізму; uМ – загальне передаточне число механізму. Розрахункове значення замикаючої сили FР, з врахуванням к.к.д. гальма зГ, визначається за формулою (5.22) Внаслідок одностороннього тиску на вал одноколодкового гальма в останньому виникають напруження згину, що приводить до збільшення його діаметру і як, наслідок, збільшення загальної маси гальма. В зв’язку з цим одноколодкові гальма застосовують тільки в в механізмах з ручним приводом при невеликих гальмівних моментах. Основним типом колодкових гальм механізмів ПМ – є двоколодкові гальма з вантажним або пружинним замиканням. Двоколодкові гальма з вантажним замиканням – довгоходові , з пружинним – короткоходові. Більш широке застосування мають короткоходові електромагнітні або електрогідравлічні гальма, в яких відсутні недоліки довгоходових гальм, таких як: збільшення початкового “мертвого” ходу внаслідок швидкого зносу шарнірів, відносно великий гальмівний шлях, більш повільне замикання і розмикання гальм. Двоколодкове пружинне гальмо автоматичної дії типу ГК з короткоходовим електромагнітом змінного струму, рисунок 5.4, складається з двох вертикальних важелів 1 і 8, шарнірно з’єднанних з основою 10. До важелів кріпляться гальмівні колодки 4 і 11. До верхнього кінця важеля кріпиться скоба 5, всередені якої знаходяться тяга 2 і робоча замикаюча пружина 7. Допоміжна пружина 3 відводить важіль 1 від гальмівного шківа при розмиканні гальма. Короткоходовий електромагніт 6 з якорем 7 закріплюється на важелі 8 так,щоби момент його сили ваги відводив колодку 4 від гальмівного шківа при розмиканні гальма. Регулюючий гвинт 9 обмежує відхід колодки 4 від гальмівного шківа. Відхід колодки 11 на необхідну величину регулюються пружиною 3. Гальмівне зусилля на колодку 11 створюється робочою пружиною 7, один кінець якої впирається в шайбу, яка утримується гайкою 14, встановленою на штоку 2, а другий – в скобу 5, шарнірно з?єднаною з важелем 8. Величина гальмівного моменту, створюваного пружиною 7, регулюється гайкою 14. При розгальмовуванні сердечник електромагніта притягує якір 7, який повертаючись навколо своєї осі, переміщує вліво шток 2, одночасно стискаючи пружину 7. Колодки гальма розвантажуються і відходять від шківа. Рисунок 5.4 Короткоходове двоколодкове гальмо з електромагнітом змінного струму типу ГКТ На рис. 5.5 приведена розрахункова схема двоколодкового гальма з короткоходовим електромагнітом Рис.5.5 Розрахункова схема двоколодкового гальма з короткоходовим електромагнітом. З умови рівноваги системи сил, що діють на лівий важіль гальма ,запишемо (5.23) Для правого важеля (5.24) Гальмівний момент (5.25) Розрахункове значення замикаючої сили FP з врахуванням к.к.д. гальма (5.26) Якщо вісь обертання важелів гальма розмістити на лінії дії сил тертя FТ1 і FТ2, дивитись рисунок 5.3.б, то значення сили FP визначається за формулою (5.27) К.к.д. гальма змінюється в межах Г=0,9…0,95. Конструкція довгоходового двоколодкового гальма з вантажним замиканням наведена на рис. 5.6. На рис.5.7 наведена розрахункова схема цього гальма. Гальмо замикається вантажем 3, який установлений на кінці важеля 6. При цьому важіль 6 повертається навколо шарніра в точці С і через вертикальну тягу 5 повертає кутовий важіль 10 навколо шарніра в т.D притискаючи правий важіль 8 з колодкою 2 до шківа. Так як важіль 10 сполучений з лівим важелем 8 гвинтовою стяжкою 4, то при цьому цей важіль повертається навколо шарніра в точці А притискаючи колодку 1 до шківа. На кінцях важелів 8 виникають горизонтальні і рівні між собою сили F. Розмикання гальма здійснюють плунжерним довгоходовим електромагнітом 9 типу КМП. При пуску двигуна приводу якір електромагніта 7 підіймає важіль 6 і утримує його в такому положенні до виключення двигуна. Рисунок 5.6 Конструкція довгоходового гальма з вантажним замиканням З умови рівноваги лівого важеля 8 (5.28) Гальмівний момент, який створює гальмом (5.29) З умови рівноваги важеля 10 відносно т.D зусилля в важелі 5 (5.30) Розрахункове значення ваги вантажу 3 визначається з умови рівноваги важеля 6 відносно точки С з врахуванням тільки ваги електромагніту G7. (5.31 Рисунок 5.7 Розрахункова схема довгоходового гальма з вантажним замиканням Розрахункове значення ваги вантажу в залежності від розрахункового значення гальмівного моменту із врахуванням к.к.д. гальма - Г (5.32) Якщо,при визначенні розрахункового значення ваги вантажу, необхідно враховувати силу ваги G6 важеля 6 і силу ваги G5 тяги 5 то рівняння (5.32) буде мати вид (5.33) Конструкція двоколодкового електрогідравлічного гальма типу ТКГ з пружинним замиканням приведена на рис.5.8. Приводом гальма є електрогідравлічний штовхач 1. Замикання гальма здійснюється стиснутою пружиною 2. Рисунок 5.8 Конструкція двоколодкового короткоходового гальма з електрогідравлічним приводом типу ТКГ з пружинним замиканням Рисунок 5.9 Розрахункова схема двоколодкового короткоходового гальма з електрогідравлічним приводом типу ТКГ з пружинним замиканням З умови рівноваги системи сил, що діють на лівий важіль гальма ,запишемо (5.34) Для правого важеля (5.35) Гальмівний момент (5.36) Розрахункове значення замикаючої сили FP з врахуванням к.к.д. гальма (5.37) Зусилля стиску пружини визначаємо з умови рівноваги важеля CDE, рис.5.7. (5.38) де GД – вага деталей приводу, зв’язаних з важільною системою гальма. Тягове зусилля на штоці привода при розгальмуванні, F=0, визначається за формулою (5.39) Розрахунок колодкових гальм зводиться до провірки міцності замикаючої пружини, провірки електромагніта, обкладок гальмівних колодок на допустимий тиск і нагрів. Розрахункове значення питомого тиску на колодки визначають за формулою (5.40) де В – ширина колодки,мм; - кут охвату шіва колодкою, =60…1200. Умова довговічності роботи гальма має вид , де рadm - величина допустимого тиску на колодки. Для стопорних гальм - рadm=0,6МПа, для спускних – рadm =0,3…0,4МПа. Мінімально допустиме значення діаметра гальмівного шківа рівне (5.41) де f - коефіцієнт тертя, f=0,35. При проектному розрахунку значення питомого тиску приймають р=0,2…0,4МПа. Умова вибору діаметра шківа має вид де DШ – діаметр гальмівного шківа вибраного типу гальма, DШ=100…800мм. Важільну систему перевіряють на жорсткість. Переміщення важільної системи від деформації важелів і тяг не повинні перевищувати 0,1 від номінального ходу електромагніта. 5.4 СТРІЧКОВІ ГАЛЬМА Стрічкові гальма застосовують в механізмах для створення великого гальмівного моменту при обмежених габаритах гальма. Гальмівний момент створюється силами тертя, які виникають в зоні контакту між сталевою стрічкою, на якій закріплені фрикційні накладки, і шківом. Залежно від способу кріплення кінців стрічки стрічкові гальма поділяють на три типи: прості, рис.5.10,а, диференційні, рис.5.10,б, і сумарні, рис.5.10,в. Замикання цих гальм здійснюється вантажем GВН, який розміщений на кінці гальмівного важеля. Гальма керуються електромагнітом, пневмо- або гідроприводом та ножними педалями. Просте стрічкове гальмо одностороннньої дії, рис.5.10,а, застосовується для нереверсивних механізмів. Основні переваги гальма – простота конструкції, недоліки – різне значення гальмівного моменту при зміні напряму обертання (реверс), односторонне навантаження вала гальмівного шківа. Позначимо натяг набігаючої вітки стрічки через F1, a натяг збігаючої – через F2. Залежність між цими зусиллями визначається формулою Ейлера (5.42) де - кут обхвату стрічкою гальмівного шківа; f – коефіцієнт тертя між шківом і стрічкою. Величина колового зусилля на шківі (5.43) Розв’язавши ці рівняння відносно сил F1 i F2 одержимо (5.44) З рівняння (5.44) одержимо (5.45) де ТР.Г – розрахункове значення гальмівного моменту, формули (5.20), (5.21). Рисунок 5.10 Схеми стрічкових гальм Розрахункове значення ваги замикаючого вантажу GВН, який створює необхідний гальмівний момент, визначаємо з умови рівноваги сил, які прикладені до гальмівного важіля (5.46) де GB, GЯ – відповідно вага гальмівного важеля і якоря електромагніту. З врахуванням к.к.д. гальма розрахункове значення ваги замикаючого вантажу визначається за формулою (5.47) При зміні напряму обертання сили F1 і F2 поміняються місцями і рівняння (5.46) буде мати вид (5.48) В цьому випадку величина GРВН буде визначатись за формулою (5.49) З формул (5.47) і (5.49) видно, що зміна напряму обертання приводить до зміни розрахункового значення ваги замикаючого вантажу GВН, що і є основним недоліком простого гальма. В диференційному гальмі, яке також э гальмом односторонньої дії, рис.5.10,б, два кінці стрічки закріплені на гальмівному важелі по різні сторони від осі його обертання, т.О. Це гальмо односторонньої дії, принцип дії якого базується на різниці натягів віток стрічки. Розрахункове значення ваги замикаючого вантажу GВН, який створює необхідний гальмівний момент, визначаємо з умови рівноваги сил, які прикладені до гальмівного важеля (5.50) (5.51) При зміні напряму обертання (5.52) (5.53) При гальмівний момент МГ=. В цьому випадку відбувається самозатягування стрічки, що приводить до раптової зупинки привода. Для ліквідації цього недоліку співвідношення між розмірами повинні відповідати умові (5.54) Сумарне гальмо, рис.5.10,в, – це гальмо двосторонньої дії, в якому два кінці стрічки закріплені на гальмівному важелі по одну сторону від осі його обертання, точка О. Це гальмо створює менший гальмівний момент в порівнянні з іншими типами стрічкових гальм, але величина цього моменту не залежить від напряму обертання шківа, і тому це гальмо застосовують для реверсивних механізмів. Розрахункове значення ваги замикаючого вантажу GВН, який створює необхідний гальмівний момент, визначаємо з умови рівноваги сил, які прикладені до гальмівного важіля (5.55) (5.56) Ширину стрічки вибирають з умови допустимого тиску в парі стрічка – шків (5.57) де рadm – допустимий тиск: для стопорних гальм - рadm=0,6...0,8МПа, для спускних 0,3...0,4МПа. Перша цифра - для азбестової стрічки, друга – для вальцованої. Як видно з рис.5.10,а, тиск між стрічкою і шківом розподіляється по дузі обхвату нерівномірно, від рмах до рмін, що приводить до нерівномірного спрацювання фрикційних накладок стрічки. Стрічкові гальма мають суттєві недоліки, які обмежують їх застосування: значні згинаючі навантаження на гальмівний вал, нерівномірне спрацювання стрічки, менша надійність в експлуатації внаслідок можливого обриву стрічки. З метою збільшення гальмівного моменту стрічкових гальм, практично без зміни їх габаритів, застосовують стрічково-колодкові гальма. В цих гальмах до внутрішньої сторони стрічки кріплять гальмівні колодки з фрикційного матеріалу: пресоване азбестове волокно з металічною сіткою і т.д. Коефіцієнт тертя фрикційного матеріалу колодок повинен бути в межах 0,4…0,7. Одною із типових конструкцій стрічкових гальм є стрічково-колодкові гальма бурових лебідок, рис.5.11. Рисунок 5.11 Конструкція стрічково-колодкового гальма бурової лебідки Дві гальмівні стрічки 7, до яких прикріплені гальмівні колодки 2, охоплюють гальмівні шківи барабана лебідки. Одним кінцем стрічки кріпляться до балансира 9, установленому на стійці 10 рами лебідки, іншим до гальмівного вала 3. Для збільшення зусилля гальмування, який створює бурильник, до гальмівного вала підєднаний пневмоциліндр 4. Поршень циліндра переміщаючись через шток 5, повертає колінчастий вал гальма, притискаючи стрічки до шківів. Для зупинки барабана або зменшення частоти його обертання бурильник повертає гальмівний важіль 1 в напрямі підлоги бурової. При цьому вітки стрічок, прикріплених до гальмівного вала 6 натягуються створюючи відповідний гальмівний момент. 5.5 Гальма з осьовим замиканням В гальм з осьовим замиканням зусилля, яке створює необхідний гальмівний момент, направлене вздовж осі вала гальма. До гальм цього типу відносять дискові, конусні і вантажоупорні, рис.5.12. В багатодискових гальмах, рис.5.12,а, гальмівний момент створюється при притисканні нерухомих дисків 6, до дисків 5, які установлені на гальмівному шліцевому валі. Замикання гальма здійснюється пружиною 1 з регулювальним болтом 2. Для керування (розмикання) гальма застосовують електромагніти 3. Рисунок 5.12 Гальма з осьовим замиканням Внутрішній діаметр дискового гальма RB вибирають конструктивно. Зовнішній діаметр RЗ вибирають з умови RЗ=(1,25...2,5) RB. Середній діаметр поверхні тертя RСР (5.58) Осьове зусилля, яке потрібне для створення гальмівного момента ТГ (5.59) де m – число пар поверхонь тертя; f – коефіцієнт тертя. Умова працездатності гальма має вид (5.60) де рadm – допустимий тиск на поверхні тертя. Для конусних гальм, рис.5.12,б, (5.61) З формул (5.47) і (5.49) видно, для створення одинакового гальмівного моменту осьове зусилля Q, розвиваєме конічним гальмом менше, і залежить від кута конуса. Для забезпечення відсутності заклинювання - 150. Вантажоупорне гальмо, рис.5.12,в, складається з двох дисків. Диск 5 закріплений на валі 6, диск 3 виконанний разом з шестірнею 2. Між дисками вільно посаджено храпове колесо 4. При підійманні вантажу шестірня 2, обертаючись, переміщається по різьбі вліво, затискаючи при цьому храпове колесо між дисками. При зупинці привода вантаж утримується в стані спокою защіпкою 1 храпового механізму. При опусканні вантажу диск 3 з шестірнею переміщається по різьбі вправо. Коли момент від ваги вантажу перевищить момент тертя між диском і храповим колесом, вантаж починає вільно опускатись (падати). В момент, коли кутова швидкість гальмівного вала буде більшою за швидкість обертання шестірні, остання почне переміщатись вліво притискаючи храпове колесо між дисками, збільшуючи при цьому момент тертя. Така робота гальма дозволяє опускати вантаж із швидкістю, яка не перевищує швидкість вала. Осьове зусилля стискання дисків визначають за формулою (5.62) де r2 – середній радіус гвинтової різьби; - кут підйому середньої лінії різьби; - кут тертя в різьбі; f – коефіцієнт тертя між дисками і храповим колесом; RCP1 – середній радіус поверхні тертя між диском 5 і храповим колесом. Величина гальмівного момента (5.63) де RCP2 – середній радіус поверхні тертя між диском 3 і храповим колесом. Кут підйому різьби - 150, кут тертя - =2...30, число витків гвинта 2...4. Питання для самоконтролю 1. В якому випадку проводиться перевірка на згин зубців храпового колеса? 2. Як працює роликовий фрикційний зупинник? 3. Згідно яких деформацій проводиться розрахунок деталей зупинника? 4. Як визначається значення замикаючої сили, при пружинному замиканні, або вантажу при вантажному замиканні, для гальм, схеми яких наведені на рис.5,3,а,б, 5.5, 5.7, 5.9? 5. Запишіть рівняння рівноваги правого та лівого важелів з колодками для гальма, конструкція якого наведена на рис.5.8. 6. Запишіть умову рівноваги гальмівного важеля довгоходового двоколодкового гальма. 7. Як визначається значення вантажу при вантажному замиканні, при обертанні гальмівного шківа як за годинниковою так і проти годинникової стрілки, для гальм, схеми яких наведені на рис.5,10,а,б,в? 8. Запишіть умову працездатності стрічкового гальма. 9. Як працює стрічково-колодкове гальмо бурової установки? 10. Чим, крім конструкції, відрізняються гальма з осьовим замиканням від колодкових гальм? 11. Запишіть умову працездатності дискового гальма. 12. Як працює вантажоупорне гальмо?
1 2 3 4 5 Категория: Технологія виробництва \| Добавил: Aspirant (11.07.2013)
Просмотров: 1015 \| Рейтинг: 5.0/1

Всего комментариев: 0


Имя *:
Email *:

Код *: