Расчет и проектирование планетарных коробок передач (1034674), страница 14
Текст из файла (страница 14)
Основными компонентами металлокерамики являются:медь, 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 металлокерамическая 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.
Расчет77ный момент определяется на основании анализа кинематической схемы трансмиссии при условии,что двигатель развивает максимальный момент. Для надежной работы фрикционный элемент должен быть рассчитан на момент, превышающий расчетный:Мф = βМн,где 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.4.1).
Диски трения сжимаются силойР, которая создается поршнем. Момент с ведущих деталей на ведомые передается за счет сил трения 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 выражением78dM Ф = 2π z µ qr 2 dr ,где z - число пар трения;µ - коэффициент трения;r - текущий радиус.Интегрируя это выражение, получаем2M 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 =где γ =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 [q]bRCP (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:FП =P − PПР,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.79При расчете дискового фрикционного элемента управления с вращающимся бустером (блокировочная муфта) (рис.4.1) необходимо учитывать давление масла, возникающего от действия внем 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:dp = 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, получимPЦ =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.
Поэтому вместо формулы (4.1) в этомслучае для определения площади поршня следует использовать иную зависимость:FП =P + PЦ − PПРpМ.4.2.1. Расчет разгрузочных устройствКак отмечалось выше, бустеры управления блокировочными муфтами располагаются вовращающихся деталях АКПП. Поэтому для обеспечения чистоты выключения блокировочныхмуфт в их конструкции предусматриваются специальные разгрузочные устройства, которые бывают двух типов:801. 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.4.2. Уравновешивающее усилие РТ создается за счет центробежной силы РЦШ нескольких массивных шаров, вращающихся вместе с бустером.Рис.4.2.Добавочная осевая сила РЦМ, действующая на поршень от центробежных сил в масле, определяется по формуле (4.2) Уравновешивающая сила без учета сил тренияnmω 2 RPТ ==,tgαtgαPЦШ(4.3)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 (4.2) и (4.3), найдем массу одного шараm=πρ4 Rn( R2 2 − R12 )( R12 + R2 2 − 2 R0 2 ),где R1 и R2 - соответственно внутренний и наружный радиусы бустера (рис.4.1);R0 - радиус подвода масла (рис.4.1).81Преимуществом такого способа борьбы с возникающим под действием центробежной силыдавлением заключается в том, что в этом случае это давление не участвует в формировании силысжатия пакета фрикционных дисков, и для расчета площади поршня следует использовать зависимость (4.1).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.4.3). В этом случае, естественно, будетпроисходить утечка масла и при включении блокировочной муфты, что должно компенсироватьсясоответствующим повышением производительности масляного насоса.Рис.4.3.В настоящее время благодаря своей простоте и надежности широкое распространение получили шариковые клапаны опорожнения (рис.4.4).Рис.4.4.При вращении бустера на шарик клапана действует центробежная сила РЦШ, которая стремится отжать его к периферии и открыть дренажное отверстие. Сила давления РЦМ, действующаяна шарик со стороны масла, препятствует этому. Клапан рассчитывается таким образом, чтобыпри отсутствии управляющего давления в бустере преобладающим оказался опрокидывающиймомент РЦШ·а, а при наличии управляющего давления - стабилизирующий момент РЦМ·b.Центробежная сила, действующая на шарик,82PЦШ = mω 2 R,(4.4)где m - масса шарика;ω - частота вращения бустера;R - расстояние от оси вала до центра шарика.Сила, действующая на шарик со стороны масла,PЦМR 2 − R0 2α= ( pМ + pЦ )π b = ( pМ + ρω)π rШ 2 cos 2 ,2222(4.5)где рМ - давление масла в системе управления;рЦ - давление масла от центробежных сил;ρ - плотность масла;rШ - радиус шарика.Условие равновесного состояния шарика:РЦШ·а = РЦМ·bили с учетом (4.4) и (4.5)αR 2 − R0 2αmω RrШ sin = ( pМ + ρω)π rШ 3 cos3 .22222Шарик должен закрывать отверстие при наличии управляющего давления рМ, в этом случаемомент от силы РЦМ должен преобладать, т.е.
должно выполняться неравенствоαR 2 − R0 2αmω RrШ sin < ( pМ + ρω)π rШ 3 cos3 .22222При отсутствии давления рМ шарик должен открыть отверстие, т.е.R 2 − R0 2αmω RrШ sin > ρωπ rШ 3 cos3 .2222α2Таким образом, условия работы клапана можно выразить следующим образом:22R 2 − R0 2αα33α22 R − R0ρωπ rШ cos < mω RrШ sin < ( pМ + ρω)π rШ 3 cos3 .222222После некоторых преобразований получим0<mω 2 R sinα2 − ρ ω (R2 − R 2 ) < p .0Мα2π rШ 2 cos322Расчет 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.4.5).83Рис.4.5.В этом случае со стороны поршня, противоположной стороне бустера с помощью экранирующего диска формируется компенсационная камера, которая постоянно заполнена маслом.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
