Пружина сжатия

Пружину выполняют с целым числом рабочих витков z (рис.3). По ¾ опорных витков с каждой стороны осаживают до соприкосновения с последним рабочим витком. Торцы шлифуют перпендикулярно оси пружины так, чтобы на концах опорных витков осталась половина диаметра проволоки.

Напряжение кручения при использовании проволоки круглого сечения

Где с=Dпр/d – индекс пружины; k=1+1,5/с – коэффициент кривизны.

Пружины изготовляют холодной навивкой из высокоуглеро-дистой стали марки У9А…У12А без закалки (d<=4мм) или горячей навивкой из кремнистой стали марки 60С2А с закалкой до твердости HRC=40..45 (d>=5мм). Допускаемое напряжение кручения в обоих случаях [t]=750МПа (Н/мм²).

Обычно принимают с=5, тогда

Осадка одного витка пружины (мм) под действием силы F_пр

Где G=8*10⁴МПа (Н/мм²) – модуль сдвига.

Шаг витков пружины t=Dl₁+(1,1..1,2)d.

По условию устойчивости свободная длина пружины L_св<=6D_пр.

Число рабочих витков

Число рабочих витков округляют до целого числа в меньшую сторону.

Свободная длина пружины(см. рис. 3)

L_св=zt+d

Если отрегулировать тормоз на полный номинальный момент T_T, то рабочая длина L_раб сжатой пружины будет равна:

L_раб = L_св - Dl₁x

Если тормоз требуется отрегулировать на момент T`_T<T_T, то рабочая длина пружины

Дисковый тормоз (рис. 4.)

Момент тормоза

где F_a - осевая сила; R=0,5(R_н+R_в) – средний радиус поверхности трения; i – число пар поверхностей трения.

Коэффициент трения при работе в масляной ванне f=0,16; при работе всухую f=0,42.

Наружный диаметр фрикционного диска Rн определяют конструктивно по диаметру двигателя, барабана или другой части машины, в которую встроен тормоз. Внутренний радиус Rв=(0,4..0,8)Rн, чем больше Rн, тем больше Rв. Их разность должна удовлетворять: Rн-Rв<=60мм.

Давление на рабочих поверхностях фрикционных обкладок

Допускаемое давление [р] при работе в масле принимают по табл.5.

Таблица 5

Группа режима	1М	2М	3М	4М	5М	6М
[p], МПа	1,75	1,50	1,25	1,00	0,75	0,5

При работе всухую допускаемое давление выбирают по табл. 4.

Начальный суммарный осевой зазор между трущимися поверхностями

e_нач=0,3+0,1×i

Наибольший зазор e_мах =1,6*e_нач. При достижении наибольшего зазора осуществляют регулировку зазора до начального значения.

Пружину конструируют по указанным п.1.6 со следующими особенностями:

Сила пружины F_пр=F_a=T_T/(f×R×i);

Индекс пружины c=D_пр/d=6..8;

Свободная длина пружины L_св=(1..3)D_пр

При установке трех электромагнитов на один тормоз работа каждого из них

W_M=F_M·.s_M>=1/3·1,25F_α·ε_мах

Где Fм – тяговая сила магнита; sм – ход якоря.

При установке одного кольцевого электромагнита его работа

W_M=F_M·.s_M>=1,25F_α·ε_мах

Если не удается подобрать готовый электромагнит, даже варьируя параметры R и i, то необходимо сконструировать специальный электромагнит, расчет которого приведен в приложении.

Для тормоза с автоматической регулировкой зазора F_α=F_пр=2T_T/(F·R·i), и начальный зазор в таком тормозе сохраняется постоянным ε_мах=ε_нач.

Грузоупорный тормоз.

Грузоупорные тормоза (рис.5) используют в механизмах подъема и обычно встраивают в редуктор. При ручном приводе такой тормоз устанавливают на быстроходном валу, при машинном – на промежуточном.

На (рис. 5) показаны основные элементы грузоупорного тормоза.

Крутящий момент от веса поднимаемого груза приложен к коле-су 2. Момент от привода приложен к валу 1. При подъеме груза коле-со 2 прижимается к храповику, который свободно вращается.

При спуске груза храповое колесо останавливается собачкой. Вал 1, преодолевая трение о храповик, поворачивается относительно колеса 2. Колесо 2 перемещается вправо, трение между храповиком и колесом уменьшается за счет резьбы. Колесо 2 под действием момента от поднимаемого груза приходит в движение, обгоняет вал и вновь прижимается к храповику, перемещаясь влево, процесс повторяется непрерывно. Для плавности в работе при механическом приводе грузоупорный тормоз рекомендуется применять со смазкой.

Определение грузового момента Тгр представлено ниже в п.2.9.

Осевая сила

F_α=T_гр/(R·f+r·tg(λ+ρ))

Здесь R – средний радиус поверхностей трения;

R=0,5(R_н+R_в).

Наружный R_н и внутренний R_в радиусы выбирают конструктивно по условиям размещения тормоза в корпусе редуктора.

Средний радиус трапецеидальной резьбы r по условиям жескости и прочности вала предварительно принимают в пределах:

r=(0,15..0,25)α_ω

Где α_ω – межосевое расстояние зубчатой пары.

При конструировании грузоупорного тормоза обычно принимают:

Число заходов 2..4,

Угол подъема резьбы λ=15..20˚,

Угол трения в резьбе ρ=2..3°,

Коэффициент трения f в соответствии с п. 1.6.

Условие удержания груза на весу имеет вид

R/r>tg(λ+ρ)/f

Обычно R/r = 2,2..2,8.

Резьбу выполняют с трапециевидным профилем. Дополнительно проводят проверку резьбы по условию износа

Где ψ_н=H_r/d₂=1..1,6 – отношение высоты гайки к среднему диаметру резьбы; [p]=10МПа – Допускаемое давление в резьбе; r в мм; Fα в Н.

Коэффициент запаса торможения

k_торм=2Rf/(Rf+r·tg(λ+ρ))=1,1…1,15;

Для обеспечения заданного kторм варьируют в основном величины R, r и λ.

Давление на рабочие поверхности трения между колесом и храповиком

Допускаемое давление [р] определяют по табл.5.

Крутящий момент, необходимый для спуска груза,

Тсп=Тгр·(R∙f-r·tg(λ+ρ))/(R∙f+r·tg(λ+ρ))≈(0,15…0,2)Тгр

1.7. Передаточные отношения и передаточные числа

Эти характеристики редукторов и передач выбирают из ряда чисел: 1,1; 1,2; 1,25; 1,4; 1,6; 1,8; 2,0; 2,24; 2,5; 2,8; 3,15; 3,55; 4,0; 4,5; 5,0; 5,6; 6,3; 7,1; 8,0; 9,0; 10 и т.д. c повышением цифр на порядок.

Значения чисел ряда Ra 10 являются предпочтительными, особенно для червячных передач (см. далее п. 1.10).