С автоматически регулируемым прижатием роликов

В то же время сила давления ролика должна обеспечивать необходимую для удержания кабины силу трения, т.е.

.

Уравнения (3.67) и (3.68) позволяют получить расчетную зависимость параметров системы и коэффициента трения ролика о направляющую:

.

Задаваясь величиной коэффициента трения, подбирают значения а, 1 и l₁, обеспечивающие нормальную работу лифта.

Усилие в тяге определится по формуле

.

Для увеличения силы N, а следовательно, и силы прижатия ролика Р угол  стремятся увеличить (принимают обычно порядка 80-84°), что приводит к уменьшению величины cos, а вследствие этого усилия S в тяге могут быть весьма значительными.

С целью уменьшения усилий в соединительных тягах может быть применена система рычагов, представленная на рис. 3.57. Ролики 4 установлены на рычагах 6, которые в нижней части крепятся к двуплечим Г-образным рычагам 3. Горизонтальное плечо рычага 3 через подвеску 2 соединено с кабиной 1. Оба рычага 3 связаны между собой тягой 5, концы которой являются осью поворота рычагов 3.

Рис. 4.9. Кинематическая схема фрикционного механизма

Недостатком фрикционных лифтов является опасность проскальзывания роликов при загрязнении направляющих, а также большое давление ведущих роликов на направляющие. Последнее обстоятельство требует обязательной проверки на контактную прочность по формуле

,

где - коэффициент, учитывающий форму контакта; Р - нормальное давление ролика, Па; b - ширина ролика, м; R - радиус ролика, м; Е - модуль упругости, МПа; _см - допустимое напряжение смятия.

4.3. Винтовые лифты

В винтовых лифтах в качестве движущего механизма используется широко известная в технике передача винт - гайка. На рис. 4.10 представлена схема лифта с двумя подъемными винтами 1 и ходовыми гайками 2, закрепленными на кабине. Винты получают вращение через конические передачи 3.

Рис. 4.10. Схема винтового лифта

Лифты такого типа отличаются высокой надежностью и обеспечивают большую точность остановки. Однако высота подъема этих лифтов обычно не превышает нескольких метров. Это объясняется сложностью изготовления винтов большой длины, необходимостью обеспечения их устойчивости, а также низким КПД винтовой пары. Винтовые лифты описанной схемы успешно применяются в качестве грузовых для подъема различных крупногабаритных, а также взрывоопасных грузов на небольшую высоту. В этих случаях вместо кабины обычно применяют специальную платформу или траверсу с захватами для удержания груза.

На рис. 4.11 представлена кинематическая схема судового винтового грузового подъемника. Грузонесущая траверса 4 установлена при помощи гаек 6 на подъемных винтах 3, которые получают вращение от двигателя 10 через центральный цилиндрический редуктор 11, трансмиссионные валы 1 и боковые червячные редукторы 2. Винты 3 подвешены на верхних опорных подшипниках 5, которые воспринимают также и массу траверсы 4 с грузом.

Рис. 4.11. Схема винтового подъемника с траверсой

В случае отключения электроэнергии перемещение траверсы можно производить вручную при помощи рукоятки 7 и цепной передачи 8 через муфту 9.

Наиболее ответственным элементом винтовых лифтов является пара винт - гайка. Для установления основных силовых зависимостей винтовой пары надо развернуть виток прямоугольной резьбы по среднему диаметру на плоскость, а гайку заменить ползуном (рис. 4.12, а).

а б в

Рис. 4.12. Расчетные схемы для пары винт - гайка

При равномерном движении на ползун действуют (рис. 4.12, б) осевая сила Р_ос, окружная сила Р_окр, нормальная реакция М и сила трения Р. По условию равновесия силовой многоугольник, достроенный для этих сил, должен быть замкнутым (рис. 4.12, в). Из анализа силового многоугольника можно установить следующие зависимости:

;

,

где - угол подъема винтовой линии;  - угол трения.

Известно, что сила трения

,

где - коэффициент трения.

Сравнивая эти формулы , можно установить, что

.

Полученные зависимости справедливы и для трапецеидальной резьбы, но из-за клинового профиля резьбы сила трения будет больше, чем у прямоугольной резьбы. Для расчетов трапецеидальной резьбы с углом профиля р=30° силу трения для удобства определяют через приведенный коэффициент трения :

.

Приведенный коэффициент трения

.

Соответственно приведенный угол трения

.

(Более подробно об этом сказано в курсе «Теория механизмов и машин»).

Коэффициент полезного действия винтовой пары определяется из соотношения полезной и затраченной работы за один оборот винта, т.е.

Из формулы видно, что с увеличением угла подъема винтовой линии КПД винтовой пары возрастает. В целях уменьшения сил трения в грузовых винтах идут на повышение угла  до 20...25° с применением многозаходной резьбы. Винты с таким углом подъема винтовой линии являются не самотормозящими, т.к. самоторможение происходит только при (угол трения обычно составляет 6…9°). В связи с этим в системе привода лифта должен быть предусмотрен специальный тормоз.

Скорость подъема винтового лифта определяется по формуле

,

где h.- шаг резьбы; z - число заходов; n_в - число оборотов винта.

Потребная мощность двигателя привода лифта

,

где G_каб – масса кабины или траверсы; - КПД винтовой пары; - КПД передачи; Q - масса груза; R - коэффициент, учитывающий сопротивление в направляющих кабины (1,03-1,07).

Крутящий момент на винте определится по формуле

,

где d_ср - средний диаметр резьбы.

Грузовые винты лифтов рассчитывают на прочность с учетом осевых и крутящих нагрузок. Внутренний диаметр винта можно предварительно определить из условия действия осевых нагрузок:

где R_пр - коэффициент, учитывающий дополнительные нагрузки; для растянутых винтов R_пр=1,5…2; для сжатых - R_пр=2…2,5; - допустимое напряжение сжатия.

Для облегчения конструкции винты часто изготовляют из труб. В этом случае в формулу (3.78) вместо площади круга нужно подставить площадь кольца.

По найденному значению внутреннего диаметра, задаваясь профилем резьбы, из соответствующего ГОСТа определяют все остальные параметры резьбы.

Принятые размеры винта проверяются на совместное действие осевых и крутящих нагрузок, результирующее напряжение при определяется по формуле

,

где F₁ - площадь поперечного сечения винта; W_о - момент сопротивления кручению.

При

.

Сжатые винты необходимо проверять также на устойчивость по условиям

где - критическое напряжение; [n] - запас устойчивости; n = 3...4;

Е - модуль упругости материала; i_min - минимальный радиус инерции сечения винта; - длина винта.

Если условия (3.81) не выдерживаются, то следует увеличить размеры винта.

Высота гайки определяется по допускаемому смятию рабочей поверхности резьбы:

,

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по виткам резьбы, ; —коэффициент рабочей высоты профиля резьбы; =0,5; - для закаленной стали по бронзе, =250…300 МПа.

Рис. 4.13. Схема лифта с приводным винтом на кабине

Одним из существенных недостатков рассмотренной схемы лифта является довольно громоздкая система привода винтов. Этого недостатка лишена схема винтового лифта, представленная на рис. 4.13. Здесь на раме кабины 5 установлен короткий винт 2, который при вращении перекатывается по роликам 1, установленным по всей высоте шахты. В данном случае ролики выполняют роль неподвижной гайки. Винт получает вращение от мотор-редуктора 3. Кабина снабжена роликовыми башмаками 4, которые движутся по направляющим роликам.

Наличие автономного привода непосредственно на кабине исключает необходимость в специальном машинном помещении, но вместе с тем уменьшает полезную емкость кабины. Существенным достоинством данного винтового привода является значительно более высокий КПД, чем в паре винт-гайка, что объясняется заменой скольжения гайки по винту качением ролика.

Чтобы избежать скольжения винта относительно ролика, точки их соприкосновения должны иметь одинаковые окружные скорости. А поскольку окружные скорости точек винта возрастают по мере удаления от оси вращения винта, то, очевидно, что для соблюдения этого требования ролик должен быть коническим. Соответственно рабочая поверхность винта должна выполняться трапецеидальной.

Силовые зависимости винт - ролик представлены на рис. 3.62.

Рис. 4.14. Расчетная схема качения ролика по винту

В отличие от пары винт - гайка здесь вместо силы трения скольжения действует сила сопротивления вращению ролика W, которая возникает от трения качения ролика и трения в подшипниках ролика. Величина этой силы

,

тогда ,

где w - коэффициент сопротивления движению.

Коэффициент сопротивления движению значительно меньше коэффициента трения скольжения, поэтому и сила сопротивления вращению ролика будет соответственно меньше силы трения гайки по винту.

Как видно из этих формул

.

Угол в данном случае можно назвать углом сопротивления движению, а не углом трения, как в формуле . Величина его меньше угла трения. Окружное усилие, как это видно из рис. 4.14,

.

Число оборотов ролика можно определить из условия равенства окружных скоростей точки, лежащей на средней линии соприкосновения ролика с винтом (рис. 4.15).

Рис. 4.15. Расчетная схема для ролика

Окружная скорость точки А, лежащей на поверхности ролика,

а окружная скорость той же точки, но принадлежащей винту

,

где - угловые скорости соответственно ролика и винта; n_p и n_в - числа оборотов ролика и винта; r_cp.p,r_cp.в - средние радиусы ролика и винта.

Так как _p =_в, то

Шаг роликов определяется из условия зацепления не менее чем с одним роликом.

При конической форме ролика на винт действует радиальная сила, которая воспринимается башмаками. Величину радиальной силы можно определить по схеме, представленной на рис. 4.15:

,

где - угол наклона поверхности ролика.

Кроме того, башмаки воспринимают дополнительные нагрузки, возникающие в результате бокового положения винта. Как видно из рис. 4.16, при смещении осевой силы от центра тяжести кабины на величину с возникает опрокидывающий кабину момент, который уравновешивается реакциями опор R_ос, т.е.

.

Откуда

,

где а - расстояние между верхними и нижними башмаками.

Рис. 4.16. Расчетная схема к определению сопротивления