Буров С.С. - Конструкция и расчёт танков (1053675), страница 37
Текст из файла (страница 37)
Диски стянуты размещенными по их внутреннему периметру возвратными пружинами 8. 200 Тормоз включается с помощью клинового механизма, представ. ляю~цего собой серьгу 16, посаженную на кривошип 1 и воздействующую установленными в ней роликами 12 нэ скосы 1! и 1,1, выполненные на обоих дисках. При этом диски 8 н 9 поворачиваются иа некоторый угол относительно друг друга н под воздействием распорных шариков, выкатывающихся по скосам лунок, расходятся в осевом направлении до соприкосновения с тормозным барабаном.
Сила трения увлекает диски вслед за барабаном, при этом один из дисков останавливается выступом 14 кронштейна, провора чиванию второго диска препятствуют шарики. За счет выкатываиия шариков по наклонным скосам лунок диски дополнительно раздвигаются, что значительно увеличивает тормозной эффект. Такое же серводействпе получается и при вращении барабана в другую сторону, только в этом случае уже другой диск останавливает.
ся выступом кронштейна. Поскольку сила трения, возникающая между выступамн 14 кронштейна и впадиной диска, при осевом смешении последнего достигает значительной величины (работ а «всухую»), такой тормоз уже нельзя считать уравновешенным в осевом направлении. Это же обстоятельство приводит к уменьше. нию удельного давления (4,8 кгс!см') на поверхности трения у диска, соприкасающегося с кронштейном по сравнению со вторым диском (6 кгс!см»). Управление остановочным тормозом облегчено применением сервомотора, воздействующего на рычаг!б кривошипа. Оба тормоза, как и вся трансмиссия, принудительно охлаждаются потоком воздуха.
Этому же способствуют радиальные ребра на барабане. Двухдисковые тормоза характеризуются необходимой степенью двустороннего серводействия, равномерным распределением удельного давления по плоскости трения и, следовательно, высокой износоустойчивостью, отсутствием больших радиальных нагрузок на тормозной вал. В отличие от всех других типов тормозов двухдисковые тормоза позволяют конструктору в широких пределах изменять степень серводействия путем варьирования углом наклона рабочего скоса лунок.
Такие тормоза могут вписываться внутрь колеса автомобиля или катка танка. Недостаток их заключается в сложности изготовления, громоздкости и наличии значительной осевой нагрузки на вал тормозного барабана. 201 Рис. 96. Остановочный тормоз ганка Т 'у': ! — кривошип механизма включения; 2 — фланен вала бортовой передачи; и — возвратная (стяхо ная) пружина; 4 — неподвиичный кронштейн; 5— распорные шарики; б — дополнительная часть тормозного барабана; 7 — чугунные накладки; 8. У вЂ” неподвижные диски трения; !Π— основная часть тормозного барабана; !1, !б — скосы дисков трения; !2 — ролини механизма включения; !!в выступ кронштейна; !5 — серьга механизма вклю.
чеиия; !б — рычаг механизма включения $ 3 Расчет фрикционов н дисковых тормозов по удельному давлению Цель этого расчета заключается в установлении математической зависимости удельного давления — одного из важнейших показателей работоспособности фрнкцнонного устройства — от его геометрических размеров и наибольшего передаваемого крутящего момента. Такой расчет позволяет оценивать выполненные конструкции и обоснованно задавать размеры проектируемым фрикционам н дисковым тормозам.
Вывод расчетных формул основывается на следующих допущениях. !) Усилие Р, сжимающее диски трения, распределяется по площади Р их контакта равномерно Тогда удельное давление д будет постоянным н равным (рис. 97) Рвс. 97. Расчетная схема мвогохнскового фрнкцнона Р Р Р Р (Йн — )с>в) " Яя + Йв) Ян — Йа) 2кйсгй так как Й„+Л, = 20,„, а Дн — )с,= (>.
Для пружинных фрнкци- ОНОВ Р = па>пер~ где пя — число пружин фрикциона; т„р — модуль жесткости пружины, кгс(лш; у — осадка пружины во включенном положении фрикциоиа, шс. 2) Равнодействующая элементарных сил трения приложена на среднем радиусе гл>,р диска трения (в действительности она при- 204 ~р = ~лт(ев . Для других фрикционных устройств расчетный момент М принимается равным наибольшему моменту, нагружавшему фрикционное устройство в самом тяжелом режиме его работы.
Формулы (45), (46), (47) и (48) удобны для поверочного расчета выполненных конструкций, когда известны размеры фрикциона, размеры и число пружин н определяются показатели его надежности р и д. Сравнивая найденные величины с соответствующими параметрами подобных выполненных и проверенных практикой эксплуатации агрегатов, можно обоснованно оценивать проверяемую конструкцию (табл.
6). Таблица В Блокиро- ночные фрикциоиы ПМП Бортовые фрикционы Главные фрикцноны «и «и « ы„т о« ~н «7 ооы « но« он« Т-34 ПТ-76 ИС-3 ПТ-75 Т-34 Т-54 Т-44 Т-54 1.1 0,95 2,5 ! 3,3 1,84 2,15 1,49 2,24 1,24 1,85 2,17 2,42 2,83 1,89 2,49 1,05 3,15 1,02 2,81 0,8 2,84 2 Йн — Йв ложена на радиусе Й,р — — — " ' и второе допущение 8 Я„'— Ф. Ь приводит к ошибке для узких дисков ф = — -0,25 -менее 195, Йк Ь для самых широких ф = — = 0,8 — около 1395). Прн этом мой„ мент сил трения, передаваемый одной парой трущихся поверх- ностей, будет М,р — — Рр)с,р, где р — коэффициент трения. 3) Трением дисков о зубья барабанов пренебрегаем (но иссле- дованиям доцента А.
И. Мамлеева зто допущение для многодиско- вых фрикционов приводит к значительным ошибкам). Тогда уси- лие Р, сжимающее все диски многодискового фрикциона, будет по- стоянным н момент трения такого фрнкциона окажется М„= М,',~.,, = РрД„~„,, (481 где Ен,,— число пар трущихся поверхностей. Чтобы подсчитать коэффициент запаса фрикцнона (46), кроме найденного момента снл трения М,в, нужно еше знать расчетный момент Мр.
Для главных фрикционов расчетный момент М, опре- деляется йо максимальному свободному крутящему моменту дви- гателя М,„с учетом передач т„, т1„между двигателем н фрикцно- иом (45) Для определения необходимого числа Я«, пар поверхностей трения проектируемого фрикциона удобнее силу Р из формулы (48) подставить в формулу (47) л4 2«)г,*»Ь(».Е«.т момент трения М,р заменить по формуле (46) и решить получен ное равенство относительно искомой величины У„, = 2кЯ,~»Ьи4 (49) Для подсчета числа пар трущихся поверхностей л„,, по этой формуле предварительно нужно задаться коэффициентом запаса р по аналогии с другими конструкциями; исходя из компоновочных соображений и с учетом ограничений табл.
5 назначить радиальные размеры дисков трения )г,р и Ь, а главное, обоснованно выбрать фрикционные материалы н определить для них расчетное значение коэффициента трения и и допустимое удельное давление д Характеристика фрикционных материалов. Работоспособность и габаритные размеры фрикционных элементов и в первую очередь «сухнх» в большой мере зависят от выбранного фрикционного материала. Обшивки фрикционных дисков и накладки тормозных лент работают в тяжелы: условиях интенсивного трения н сильного нагрева и поэтому должны удовлетворять ряду специфических требований. К нх числу относятся: высокий и стабильный при различных температурах, удельных давлениях и скоростях скольжения коэффициент трения по сопряженной детали; высокая износоустойчивость и достаточная механическая прочиогтьч высокая теплопроводиость н возможно малый удельный вес; «плавность» сцепления (отсутствие задиров, «наволакиваннй» и заеданий); химическая стабильность при длительной работе в масле (для фрикциониых элементов, просктнруемых для работы в масле).
Многочисленные фрикционные материалы, применяемые в современном машиностроении, удобно разбить на три группы (табл. 7): металлические; металлокерамические и неметаллические (пластмассы). Металлические фрикционные материалы (различные стали, легированный и серый чугун) обладают высокой теплопроводностью, достаточной прочностью, просты н дешевы в изготовлении; стальные диски при ограниченных давлениях способны работать в масле.
Большинству же предъявляемых требований эта группа фрикционных материалов не удовлетворяет, в частности, недостаточно стабильным оказывается коэффициент трения. Так, например, коэффициент трения стали по серому чугуну СЧ-15-32 с увеличением скорости скольжения от О до 30 м/с уменьшается более чем в 2.5 раза. »06 Таблица 7 Метзллокерамика на медной основе 4 ~ 0,4 40 0,1 Металло- керамнче- сине Металлокерамика иа железной основе Фрииционы танка Т-Ч 0,5 Пластмасса с баке лнтовой смолой медноасбестовый~ 0,3 25 0,1 0,4 О,З 0,1 * Длн дисковых фрикционов и тормозов, работающих в масле, удельное дав ление указано для фактичесхой площади контакта (за вычетом площади каналов, достигающей 40 — 601ь общей площади диска). ** Указано наибольшее давление под «набегающим» концом ленты.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
