ГЛАВА 5 (Расчет фрикционных дисковых элементов управления) (1034490), страница 2

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 2)

Интегрируя это выражение, получаем

где R_Н и R_В - соответственно наружный и внутренний ра­диусы поверхности трения;

или в упрощенной форме

Выразим средний радиус поверхности трения через наружный радиус диска

где - коэффициент ширины поверхности трения диска (0,15-0,20).

Тогда число пар трения, необходимое для передачи требуемого момента

При проектировании дисковых фрикционных элементов управления осевое усилие Р ограничивается только лишь допускаемым удельным давлением q на по­верхности трения и рассчи­тывается по формуле

Радиусы дисков R_Н и R_В в этом слу­чае задаются из конструктивных соображений. Сила Р является исходным параметром для расчета площади поршня:

где р_М - давление масла в системе управления;

Р_ПР - усилие возвратных пружин.

Из практики проектирования дисковых фрикционных элементов управления планетарных коробок передач известно, что усилие возвратных пружин составляет, приблизительно, 20% от осевого усилия сжатия пакета фрикционных дисков Р. Давление в системе управления составляет 1 – 1,5 мПа.

При расчете дискового фрикционного элемента управления с вращающимся бустером (блокировочная муфта) (рис.9.1) необходимо учитывать давление масла, возникающего от действия в 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 и высоту dR:

,

где ρ - плотность масла.

Ин­тегрируя полученное выражение в пределах от R₀ до R, находим добавку давления за счет центро­бежной силы на радиусе R:

На элементарную кольцевую площадку поршня действует сила

Подставив сюда значение р_Ц, получим

Интегрируя это уравнение в пределах от R₂ до R₁, получим

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. Поэтому вместо фор­мулы (9.1) в этом случае для определения площади поршня следует использовать иную зависимость:

9.2.1. Расчет разгрузочных устройств

Как отмечалось выше, бустеры управления блокировочными муфтами располагаются во вращающихся деталях АКПП. Поэтому для обеспечения чистоты выключения блокировочных муфт в их конструкции предусматриваются специальные разгрузочные устрой­ства, которые бывают двух типов:

1. Механические, создающие постоянно дей­ствующее на поршень усилие, равное центробежной добавке давле­ния масла.

2. Жиклеры.

3. Гидравлические - клапаны опорожнения, открывающиеся при сбросе управляющего давления масла в бустере.

4. Компенсационные камеры.

Схема устройства первого типа показана на рис.9.3. Уравновешивающее усилие Р_Т создается за счет центробежной силы Р_ЦШ нескольких массивных шаров, вращающихся вместе с бустером.

Добавочная осевая сила Р_ЦМ, действующая на поршень от центробежных сил в масле, определяется по формуле (9.2) Уравновешивающая сила без учета сил трения

где α - угол наклона образующей тарелки;

m - масса одного шара;

п - число шаров;

ω – частота вращения бустера;

R - расстояние от оси вращения вала до центра шара при включенной муфте. Приравнивая правые части уравнений (9.2) и (9.3), найдем массу одного шара

где R₁ и R₂ - соответственно внут­ренний и наружный радиусы бустера (рис.9.1);

R₀ - радиус подвода масла (рис.9.1).

Преимуществом такого способа борьбы с возникающим под действием центробежной силы давлением заключается в том, что в этом случае это давление не участвует в формировании силы сжатия пакета фрикционных дисков, и для расчета площади поршня следует использовать зависимость (9.1).

В некоторых случаях для удаления масла из бустера блокировочной муфты использую простые жиклеры, т.е. сквозные отверстия небольшого диаметра расположенные в поршне на максимально возможном радиусе от оси вращения бустера (рис.9.3).

В настоящее время благодаря своей простоте и надежности широ­кое распространение получили шариковые клапаны опорожнения (рис.9.4).

При вращении бустера на шарик клапана действует центробежная сила Р_ЦШ, которая стре­мится отжать его к периферии и открыть дренажное отверстие. Сила давления Р_ЦМ, действующая на шарик со стороны масла, пре­пятствует этому. Клапан рассчитывается таким образом, чтобы при отсутствии управляющего давления в бустере преобладающим ока­зался опрокидывающий момент Р_ЦШ·а, а при наличии управляющего давления - стабилизирующий момент Р_ЦМ·b.

Центробежная сила, действующая на шарик,

где m - масса шарика;

ω - частота вращения бустера;

R - расстояние от оси вала до центра шарика.

Сила, действующая на шарик со стороны масла,

где р_М - давление масла в системе управления;

р_Ц - давление масла от центробежных сил;

ρ - плотность масла;

r_Ш - радиус шарика.

Условие равновесного состояния шарика:

Р_ЦШ·а = Р_ЦМ·b

или с учетом (9.4) и (9.5)

Шарик должен закрывать отверстие при наличии управляющего давления р_М, в этом случае момент от силы Р_ЦМ должен преобладать, т.е. должно выполняться неравенство

При отсутствии давления р_М шарик должен открыть отвер­стие, т.е.

Таким образом, условия работы клапана можно выразить следующим образом:

После некоторых преобразований получим

Расчет следует производить для максимального значения угловой ско­рости бустера ω.

В настоящее время нашли широкое применение для уравновешивания давления, возникающего под действием центробежных сил, так называемые компенсационные камеры (рис.9.5).

В этом случае со стороны поршня, противоположной стороне бустера с помощью экранирующего диска формируется компенсационная камера, которая постоянно заполнена маслом. Под воздействием то же центробежной силы в этой камере формируется давление, равное давлению масла в бустере, возникающему под действием центробежной силы. Таким образом, на поршень с двух сторон действует одинаковое давление, что приводит к его уравновешенному состоянию при отсутствии в бустере давления системы управления. Преимуществом такого способа борьбы с возникающим под действием центробежной силы давлением заключается в том, что в этом случае это давление не участвует в формировании силы сжатия пакета фрикционных дисков, т.е.

9.3. Расчет ленточных тормозов

Рассмотрим равновесие элементарного участка тормозной ленты (рис.9.6). На концах участка действуют силы натяжения S и S+dS. Приращение натяжения обеспечивается силой трения

где dN - нормальная сила давления ленты на тормозной бара­бан;

μ - коэффициент трения.

Проецируя все действующие силы на вертикальную ось и пре­небрегая бесконечно малыми величинами высших порядков, имеем

или

Интегрируя полученное уравнение в пределах 0≤α≤α_x и S₀≤S≤S_x, где α_x и S_x - текущие значения угла и силы натяже­ния, получим

откуда

Определим создаваемый тормозом момент при условии, что один конец тормозной ленты жестко закреплен, а ко второму при­ложена сила S₀ (рис.9.6). В соответствии с (9.6), сила на закрепленном конце ленты

Из условия равновесия ленты, на которую действует тормозной момент М_т и натяжение концов S₀ и S₁, имеем

При вращении барабана в противоположном направлении

Сравнивая правые части формул (9.7) и (9.8), замечаем, что во втором случае тормозной момент в е^μα раз меньше, чем в пер­вом. Таким образом, ленточный тормоз с одним закрепленным кон­цом ленты может эффективно работать при вращении барабана лишь в одном направлении, поскольку в этом случае реализуется эффект самозатягивания.

При затяжке ленточного тормоза равнодействующая сил S₀ и S_Х действует на барабан, вызывая изгибные напряжения в валу и нагружая его опоры. Геометрическое сложение сил S₀ и S_Х дает

При проектировании ленточного тормоза радиус тормозного барабана R и угол охвата α определяются обычно конструктивными соображениями. Ширина ленты b находится из условия обеспече­ния требуемого удельного давления q_тах. Для его определения поделим обе части выражения dN=Sdα, на длину элементарного участка ленты dl и ширину ленты b

Учитывая, что , получим

Откуда видно, что удельное давление возрастает от одного конца ленты к другому против направления вращения барабана (рис.9.4). Максимальное значение давления

Характеристики

Список файлов книги