Пособие с рисунками (Раздаточные материалы), страница 13

Фрикционные элементы управления4.1. Фрикционные материалы, используемые в элементах управленияВ планетарных, а также в некоторых коробках передач с неподвижными осями, для переключения передач используются фрикционные узлы (блокировочные муфты, тормоза), с помощьюкоторых осуществляется полная блокировка и остановка звеньев.Несмотря на существенные отличия в конструкции и способах использования фрикционные узлы имеют много общего, поскольку работа любого из них основана на использовании силтрения.

В то же время каждый тип фрикционных узлов имеет определенную специфику работы,которая должна учитываться при их конструировании и расчете.Опыт проектирования и эксплуатации фрикционных узлов позволяет сформулировать рядтребований, которым они должны удовлетворять для обеспечения требуемой работоспособности идолговечности:1. Блокировочные муфты и тормоза должны надежно обеспечивать передачу расчетногомомента. В противном случае возникает скольжение, которое приводит к их перегреву и быстромувыходу из строя.

Для этого максимальная величина момента трения, возникающего во фрикционном элементе, должна быть выше расчетной на некоторую величину, называемую коэффициентомзапаса.2. Фрикционные узлы должны обладать чистотой выключения. Это требование обеспечива-ется:•достаточным ходом нажимного диска или концов тормозной ленты, что создает необходимый зазор между трущимися поверхностями в выключенном состоянии элемента управления;•соблюдением допускаемых напряжений смятия в шлицевых соединениях фрикционныхдисков с ведущими и ведомыми барабанами; в противном случае на шлицах появятся вмятины, которые будут препятствовать свободному перемещению дисков в осевом направлении;4.

Должен быть организован хороший теплоотвод от элементов трения, так как их работасопровождается выделением большого количества тепла. Перегрев трущихся деталей приводит ких короблению, усадке и загрязнению масла;4. Силы нормального давления между трущимися поверхностями должны уравновешивать-ся внутри фрикционного узла и не должны передаваться на подшипники валов.С точки зрения срока службы фрикционного элемента и простоты его эксплуатации важнейшим требованием является высокая износостойкость фрикционного материала, что допускаетповышенные удельные давления, и, следовательно, уменьшает габариты тормоза или муфты.Вторым важным требованием является высокое значение коэффициента трения, величинакоторого не должна существенно зависеть от скорости скольжения, температуры, удельного дав70ления и степени изношенности поверхностей трения.

Чем выше коэффициент трения, тем меньшепри прочих равных условиях габариты фрикционного узла. Все применяемые во фрикционныхмуфтах и тормозах материалы можно разбить на три группы:•металлические;•неметаллические;•металлокерамические.Из металлических материалов во фрикционных узлах широко применяются различные ста-ли и чугуны. Они могут работать как в одноименной паре трения (сталь-сталь), так и с другимиметаллическими и неметаллическими материалами (сталь-чугун, сталь-пластмасса, стальметаллокерамика, сталь-материал на целлюлозной основе и т. д.).Пара трения сталь-сталь отличается простотой изготовления, сравнительно высокой износостойкостью и хорошей теплопроводностью.

Для изготовления фрикционных дисков применяются стали 40, 45, 65Г, 30ХГСА, У-7, У-8 и др. Иногда для повышения износостойкости поверхностей стальные диски подвергаются химико-термической обработке, например азотированию илисульфоцианированию.При работе всухую пара сталь-сталь имеют коэффициент трения 0,25-0,5.

Существеннымнедостатком таких пар трения следует признать их склонность к схватыванию, а также плохуюприрабатываемость, в результате чего контакт по поверхности трения происходит в отдельных зонах, в которых возникает резкое повышение температуры и температурных напряжений, вызывающих коробление и усадку дисков. В связи с этим для обеспечения требуемой работоспособности пары сталь-сталь необходимо на поверхностях трения задавать сравнительно низкие значенияудельного давления 0,15 - 0,25 мПа при трении всухую и 0,3 - 0,5 мПа при трении в масле.Из неметаллических фрикционных материалов используются различные материалы на основе асбеста, которые обладают сравнительно высокой теплостойкостью (до 400 - 450°С) и имеютв паре со сталью или чугуном при работе всухую коэффициент трения порядка 0,3 - 0,5, а при работе в масле 0,06 - 0,08.

Износостойкость таких материалов соизмерима с износостойкостью чугуна. С целью увеличения теплопроводности фрикционных накладок из асбеста их армируют латунной, медной или алюминиевой проволокой. В качестве связующих веществ при изготовлении асбестовых фрикционных материалов применяют различные смолы, а также синтетический каучук(асбокаучук). Иногда в состав таких материалов вводят различные наполнители, улучшающие ихсвойства. Так, окись цинка улучшает износостойкость; железный сурик повышает коэффициенттрения; графит придает термостойкость; барит стабилизирует коэффициент трения.Металлокерамические материалы, нашедшие в последнее время широкое применение вофрикционных элементах управления трансмиссий тяжелых машин, не вызывают задиров на поверхности сопряженного диска, не схватываются с ним, обладают хорошей теплопроводностью ивысокими фрикционными свойствами.

Основными компонентами металлокерамики являются:71медь, железо, олово, свинец, цинк и графит. В зависимости от того, какой из элементов преобладает в композиции, различают металлокерамики на медной и железной основе. Изготовляются металлокерамические изделия методом прессования порошков указанных материалов под давлением100 - 600 мПа с последующим спеканием при температуре 700 - 800°С. Во время спекания метал-локерамическая накладка прочно соединяется со стальной основой.Хорошая прирабатываемость металлокерамики способствует тому, что в процессе тренияповерхности дисков касаются друг друга почти по всей номинальной площади, в результате чеготепловые потоки равномерно распределяются по поверхностям и в дисках не возникает значительных температурных напряжений.

Это обстоятельство положительно сказывается на работоспособности фрикционного узла и позволяет допустить высокие значения удельного давления наповерхности трения: до 2,0 мПа при трении всухую и до 4 мПа при трении в масле. Таким образом, металлокерамика позволяет создать наиболее компактные фрикционные узлы, что часто является решающим фактором при выборе фрикционного материала.В таблице 4.1 представлены ориентировочные значения максимального (µmax) и минимального (µmin) коэффициента трения, а также предельные допускаемые удельные давления [q] для различных фрикционных материалов.Сталь-стальСухое трение[q],µmax µminмПа0,50,280,2-0,25Таблица 4.1Трение в масле[q],µmax µminмПа0,07 0,031,0Сталь чугун0,50,250,25-0,30,070,031,2Сталь-феродо0,40,20,2---Сталь-асбокаучук0,50,30,40,150,072,5Сталь-металлокерамика (МК2) на железной основеСталь-металлокерамика (МК5) на медной основе0,450,30,6-----2,00,120,084,0---0,140,113,0Пара тренияСталь-материал на целлюлозной основеИсходным условием для расчета блокировочных муфт и тормозов коробок передач является величина расчетного момента Мн, который должен передавать фрикционный элемент.

Расчетный момент определяется на основании анализа кинематической схемы трансмиссии при условии,что двигатель развивает максимальный момент. Для надежной работы фрикционныйэлемент должен быть рассчитан на момент, превышающий расчетный:Мф = βМн,72где β - коэффициент запаса фрикциона; ориентировочно при трении всухую β = 1,4 -2,7, при трении в масле β = 1,2 - 1,5.4.2. Расчет дисковых фрикционных элементов управленияРассмотрим расчетную схему фрикционного узла (рис.4.4.1).

Диски трения сжимаются силой Р, которая создается поршнем. Момент с ведущих деталей на ведомые передается за счет силтрения между сжатыми дисками.Рис.4.1.Удельное давление на диски будем считать равномерно распределенным по всей фактической площади контакта дисковF = 2π RСР b(1 − λ ),где RСР – средний радиус поверхности трения диска;b – ширина поверхности трения диска;λ – коэффициент, учитывающий уменьшение площади поверхности трения дисков с накладками из-за наличия канавок.Тогда давление на поверхности тренияq=P.2πRCP b(1 − λ )Элементарный момент трения определяется выражениемdM Ф = 2π z µ qr 2 dr ,где z - число пар трения;µ - коэффициент трения;r - текущий радиус.Интегрируя это выражение, получаем732M Ф = π z µ q ( R 3 H − R 3 B )(1 − λ ),3где RН и RВ - соответственно наружный и внутренний радиусы поверхности трения, которые определяются из конструктивных соображений;или в упрощенной форме2M Ф = 2π z µ qbRСР(1 − λ ).Выразим средний радиус поверхности трения через наружный радиус дискаRСР =гдеγ=RН + RB RH=(2 − γ ),22b- коэффициент ширины поверхности трения диска (0,15-0,20).RHТогда число пар трения, необходимое для передачи требуемого моментаz=MФ.2πµmin qbRCP (1 − λ )При проектировании дисковых фрикционных элементов управления осевое усилие Р ограничивается только лишь допускаемым удельным давлением q на поверхности трения и рассчитывается по формулеP = 2[q ]πbRCP .Сила Р является исходным параметром для расчета площади поршня:FÏ =P − PÏÐ,pM(4.1)где рМ - давление масла в системе управления;РПР - усилие возвратных пружин.Из практики проектирования дисковых фрикционных элементов управления планетарныхкоробок передач известно, что усилие возвратных пружин составляет, приблизительно, 20% отосевого усилия сжатия пакета фрикционных дисков Р.

Давление в системе управления составляет1 – 1,5 мПа.При расчете дискового фрикционного элемента управления с вращающимся бустером (блокировочная муфта) (рис.4.4.1) необходимо учитывать давление масла, возникающего от действияв нем центробежных сил.Пусть масло подводится во вращающийся бустер из неподвижного картера на радиусе R0.Будем считать, что масло, заполняющее бустер, вращается вместе с ним с угловой скоростью ω.Найдем центробежную силу, действующую на элемент объема, имеющего единичную площадь ивысоту dR:74dp = ρω 2 RdR ,где ρ - плотность масла.Интегрируя полученное выражение в пределах от R0 до R, находим добавку давления за счет центробежной силы на радиусе R:R 2 − R0p Ö = ρω.222На элементарную кольцевую площадку поршня действует силаdPЦ = 2 pЦ π RdR.Подставив сюда значение рЦ, получимdPЦ = πρω 2 ( R 2 − R0 2 ) RdR.Интегрируя это уравнение в пределах от R2 до R1, получимPÖ =π4ρω 2 ( R2 2 − R12 )( R2 2 + R12 − 2 R0 2 ),(4.2)где R2 и R1 - наружный и внутренний радиусы бустера.При определении площади вращающегося бустера, снабженного клапанами опорожнения,необходимо иметь в виду, что давление масла от центробежных сил действует совместно с давлением системы управления, создаваемым масляным насосом.