Остановы бывают храповые и фрикционные.

В грузоподъемных машинах в основном применяют храповые остановы (рисунок 4.1).

Рисунок 4.1 – Схема храпового останова:

а – положение собачки в защемлении; б – расчетное положение собачки

Они состоят из храпового колеса 1, закрепленного на валу 2 механизма, и собачки 5, ось 4, которой установлена на неподвижных элементах механизма. Собачка входит в защемление с храповым колесом, задерживая его движение, а следовательно, и движение механизма в сторону опускания (на рисунке 4.1, а по часовой стрелке), и не препятствуя движению в сторону подъема. Для опускания груза собачку необходимо вывести из защемления с храповым колесом, местом установки храпового механизма, как правило, является быстроходный (приводной) вал привода с наименьшим крутящим моментом. Однако в результате конструктивных особенностей некоторых грузоподъемных механизмов (например, литейные двухбарабанные краны), храповое соединение в ряде случаев устанавливается на промежуточных валах или непосредственно на валу барабана. Наиболее опасным для элементов остановки (следовательно, и расчетным) является положение собачки, которая упирается в вершину зуба храпового колеса (рисунок 4.1, б). В этом положении рассчитывают кромки зуба колеса и собачки на срез:

, (4.1)

где N – окружное усилие, Н; b – ширина кромки зуба, м; [q] – распределенная допуская нагрузка на кромку зуба, Н/м.

Окружное усилие

, (4.2)

где D – внешний диаметр храпового колеса; z – число зубьев храпового колеса; m – модуль зуба храпового колеса; Мкр – крутящий момент на валу храпового колеса.

Таблица 4.1 Параметра для расчета храпового соединения

Примечания: 1. Значения [q] приведеныдля механизмов с ручным приводом и для 1М, 2М и ЗМ групп режима работы механизмов с машинным приводом; для более напряженных режимов эти значения рекомендуются снижать на 25 – 30 %.

2. Значения коэффициента запаса прочности приведены для чугуна относительно предела прочности s_ВР, для сталей – относительно предела текучести s_Т.

Соотношение между шириной зуба b и модулем т, определяется коэффициентом y=b/m, который принимается по таблице 4.1 в зависимости от материала храпового колеса.

Большие значения коэффициента y принимают для храповых устройств, которые работают в напряженном режиме со значительными ударными нагрузками, и при высокой точности монтажа, что обеспечивает столкновение зубьев по всей ширине. Ширину собачки принимают на 2-4 мм больше ширины зуба храпового колеса для компенсации возможных неточностей монтажа.

Используя уравнения (4.1) и (4.2), получаем выражение для модуля т (м) из расчета кромок на изгиб:

или . (4.3)

При модуле храпового соединения, равном или большем 6 мм, можно ограничиться расчетом зуба на срез. При меньшем модуле необходимо провести дополнительную проверку зуба на изгиб. В этом случае зуб храпового колеса рассматриваем как балку, заложенную на расстоянии h = т от конца зуба (см. рисунок 4.1, б) и нагруженную на консоли усилием N. Высота пересечения в закладке а = 1,5 т. Тогда статический момент сопротивления при изгибе:

. (4.4)

Момент, изгибающий зуб,

. (4.5)

Напряжение изгиба

. (4.6)

Рисунок 4.2 – Схемы собачек:

а – с принудительным включением, б – усилием пружины,

в – весом груза

При внутреннем защемлении зубья храпового колеса оказываются значительно более прочными в отличие от зубьев колеса с внешним защемлением в результате увеличения размера а до 3т. В этом случае модуль определяют по формуле:

. (4.7)

Собачку храпового соединения изготовляют только из стали. Для обеспечения надежной работы соединения собачка прижимается к храповому колесу пружиной (рисунок 4.2, а и б) или весом специального груза (рисунок 4.2, в). Ось вращения собачки устанавливают таким образом, чтобы угол, образованный линиями, проведенными от оси колеса и оси собачки в точку контакта собачки с колесом, составлял 90°.

Рабочая сторона зуба колеса, упирающегося в собачку, выполняется плоской. Профилирование зубьев храпового колеса и размеры храповых колес и собачек регламентируют РТМ 24.090.19-76 «Машины подъемно-транспортные». Собачка при вращении храпового колеса в направлении, соответствующему подъему груза, свободно скользит по наклонным поверхностям зубов. Если направление вращения колеса изменится на противоположное, то собачка, упираясь в верхнюю кромку колеса, будет соскальзывать во впадину, и прижмется к рабочей грани зуба торцевой поверхностью, создавая необходимый упор. Анализ сил, действующих в храповом соединении, показывает, что такое движение собачки во впадину возможно только в том случае, если угол между рабочей гранью зуба колеса и радиусом, проведенным к вершине зуба, больше угла трения собачки по зубу храпового колеса. Обычно этот угол j (см. рисунок 4.1, б) принимается равным 20°.

Работа храпового соединения характеризуется резкими ударами собачки по зубьям 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 смещением на часть 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 N.

Роликовые остановы. Эти остановы относятся к фрикционным, поскольку их действие основано на использовании силы трения, и является наиболее усовершенствованными механизмами. Они обеспечивают безударний режим нагрузки. Роликовая остановка (рисунок 4.3) имеет корпус 1, втулку 2 и заложены в клиновые пазы ролики 8. При вращении втулки 2 против часовой стрелки (при неподвижно зафиксированном корпусе 1) ролики захватываются силой трения в наиболее широкую часть клинового паза, что обеспечивает свободное вращение втулки 2 (следовательно, и вала механизма) относительно корпуса 1. При изменении направления вращения ролики захватываются в узкую часть клинового паза, что приводит к заклиниванию роликов в пазу и остановке втулки. Для более быстрого заклинивания роликов в конструкцию остановки включены пружины 5 и штифты 4, которые отжимают ролики в угол паза.

Наибольший момент, возникающий при заклинивании роликов с учетом динамических нагрузок:

, (4.8)

где М – номинальный крутящий момент на валу останова; Кд – динамический коэффициент, Кд = Кдв + Км (здесь Кдв – коэффициент, учитывающий влияние типа примененного двигателя: при электроприводе Кдв=0,25, при двигателе внутреннего сгорания шестицилиндровом Кдв = 0,4 и при четырехцилиндровом Кдв=0,5; Км – коэффициент, учитывающий влияние типа грузоподъемной машины: для грузовых подъемников Км=1,2; для подвесных дорог Км=1,4, для кранов и пассажирских лифтов Км=2).

Расчет роликовых остановов ведут по расчетному крутящему моменту М_кр = М_mах/K_Т (здесь К_Т – коэффициент, принимаемый в зависимости от степени точности изготовления и монтажа останова, в границах от 0,6 до 0,9).

Нормальное усилие на ролик:

, (4.9)

где z – число роликов; D – внутренний диаметр корпуса; a – угол заклинивания.

Заклинивание ролика является сложным процессом переката упругого цилиндра между двумя упругими поверхностями. Заклинивание будет происходить в тот момент, когда силы, действующие на ролик в начальный момент заклинивание, будут стремиться втянуть ролик в клиновое пространство между корпусом и втулкой. При одинаковых значениях коэффициента трения f между роликом и деталями останова величина a должна удовлетворять неравенству tga/2£tgp=f. Для обеспечения саморазклинивания и срабатывания механизма принимают угол a=6-8°.

Рисунок 4.3 – Схема роликового останова

При проектировании остановов, как правило, принимают число роликов z=3-4; диаметр ролика ; длина ролика – (1,35…1,5)d и внутренний диаметр корпуса D = 8d.

Расчет останова ведут на контактные напряжения сжатия. Ролики изготовляют из стали ШХ15, У8 или У8А (НRС 55…62).

Допускаемые контактные напряжения (МПа) сдвига при изготовлении деталей остановов из указанных сталей принимают по зависимости [t] = (8,0…12,0) HRC.

Тормоза