3.8. Определение тормозного момента. Выбор тормоза.

Тормозной момент Т_т, Нм:

Т_т = kT_c, (30)

где k – коэффициент запаса торможения (для режима работы 5М k = 2 [6]);

Т_т = 2959,2 = 1,9 кНм.

Принимается тормоз колодочный с электрогидротолкателем ТКГ-500, имеющий наибольший тормозной момент Т_нт = 2,5 кНм, массу m = 155 кг [5]. Выбранный тормоз прижимает колодками тормозной шкив диаметром D_т = 500 мм. Тормоз развивает момент больше требуемого.

3.9. Прочностные расчеты узла барабана.

Так как L_б /D_б > 2,5, то барабан проверяется на прочность по приведенным напряжениям с учетом деформации сжатия, изгиба и кручения.

Напряжения сжатия при однослойной навивке _сж, МПа:

(31)

МПа.

При определении напряжений от изгиба барабан принимается как балка на двух опорах с пролетом, равным длине барабана, нагруженная двумя силами F_k, приложенными в средней части барабана на расстоянии L_н друг от друга.

Рисунок 6- Расчетная схема барабана к определению наибольшего крутящего момента

Максимальный изгибающий момент М_max, Нм:

(32)

.

Напряжения от изгиба _и, МПа:

(33)

где W – момент сопротивления поперечного сечения барабана, м³:

(34)

;

.

Касательные напряжения при кручении барабана , МПа:

(35)

где Т - крутящий момент на барабане, Нм:

(36)

кНм;

W_p – полярный момент сопротивления барабана, м³:

(37)

м³.

МПа.

Приведенные напряжения _пр, МПа:

(38)

где _норм – нормальные напряжения, МПа:

_норм = _и + _сж (39)

_норм = 11,6 + 111,2 =122,8 МПа;

МПа.

Прочность барабана достаточна, если выполняется условие:

_пр  [], (40)

где [] – допускаемые напряжения, МПа (для материала барабана ВМСт3сп и режиме работы 5М [] = 130 МПа [2]).

123 МПа < 130 МПа.

Условие (40) выполняется, следовательно, прочность барабана достаточна.

Нагрузки на ось:

, , (41)

Н; Н.

Эпюра изгибающих моментов для определения наибольшего изгибающего момента Ми, Нм приведена на рисунке 6.

Определим реакции в опорах А и В:

М(·)В=0 -R_A·1,48+F₁·1,38+F₂·0,06=0.

Н.

М(·)A=0 R_В·2,18-F₁·2-F₂·2,26=0.

Н.

По эпюре определяем опасное сечение.

Определим диаметр оси барабана dо, м:

, (42)

где Ми – наибольший изгибающий момент в сечении оси, Нм (Ми=22022 Нм); - допускаемые напряжения.

; (43)

где - предел выносливости материала оси (для материала Вст3сп =470 МПа); Ко – коэффициент, учитывающий конструкцию детали (для оси К_о=2,0 [2]); [n] – допускаемый коэффициент запаса прочности (для группы режима работы 5М [n] =1,7 [2])

Па.

м.

Принимаем диаметр оси барабана d_о=155 мм.

Подбираем сферические шариковые подшипники для барабана. Подшипники подбираются по диаметру внутреннего кольца:

d_п=d_c – 5мм, (44)

где d_c – диаметр оси.

d_п=155 – 5= 150 мм.

Параметры сферических шариковых подшипников приведены в таблице 6.

Таблица 6 - Основные параметры шариковых радиальных однорядных подшипников [8]

Обозначение подшипника	Внутренний диаметр d, мм	Наружный диаметр D, мм	Ширина В, мм	Радиус скругления r, мм	Динамическая грузоподъемность С, кН	Статическая грузоподъемность Со, кН
1046930	150	210	28	3,0	45,6	52,6

Определение болтов крепящих канат на барабане.

, (45)

где - коэффициент запаса надежности крепления каната к барабану; d₀ – внутренний диаметр резьбы болтов (d0=26,2 мм); l – расстояние от гайки до барабана;

l=1,3…1,5d_к=1,4*18=25,2 мм.

f₁ – приведенный коэффициент трения между канатом и прижимной планкой с трапециидальным сечением канавки;

, (52)

где - угол наклона боковой грани канавки ( [2]); f – коэффициент трения между канатом и барабаном (f=0,1…0,16 [2])

, (53)

МПа.

F_p – суммарное усилие растяжения болтов

, (54)

где - угол обхвата запасными витками ( ).

Н.

Принято Z_б=1.