Буров С.С. - Конструкция и расчёт танков (1053675), страница 38
Текст из файла (страница 38)
Максимальное удельное давление в ленточных тормозах с пластмассовыми накладками, аботающнх в масле, достигает 150 — 200 кгс/сиз. Неметалли чесаие (пластмассы) ( 1,5 материал асбо бакелит и др.) ! Пластмасса с синтетическим каучуком (асбокаучтки биФЗ1. 6КФ38 и др.) Пластмасса с фе- нольноформальдегидной смолой (К-2!7-57, К-15-6 и др.) Лисковые фрикцнон- ные устройства танков М26, М46, М60 и др. Главные фрилционы танков ПТ-76, ИС-3 и .Центурион' Главный фрнкцнон танка Т-!П, ленточные тормоза танков М26, М46, М60 Металлокерамическне фрикционные материалы на медной н железной основе имеют высокий н наиболее стабильный коэффициент трения, обладают высокой износоустойчнвостью, особенно при работе в масле; медной металлокерамике свойственны высокая теплопроводность, «плавность» сцепления и химическая стабильность в масляной среде.
Недостатки металлокерамическнх материалов заключаются в дороговизне и сложности изготовления (особенно в сложности соединения фрикционных колец г диском), в большом удельном весе и ограниченной прочности. Из пластмассовых материалов наибольший интерес з настоящее время представляют асбокаучуки и пластмассы г фенольноформальдегидной смолой, уступающие металлокерамическим материалам лишь по теплопроводности н прочности, а также незначителыю по коэффициенту трения и износоустойчивостп, В то же время они проще и дешевле в изготовлении, имеют меньший удельный вес, являясь перспективными фрикционными материалами.
Особенности расчета фрикционов и дисковых тормозов, работающих в масле, вытекают из рассмотренных особенностей их конструкции. 1. Для обеспечения граничного трения и интенсивного отвода тепла через канавки, профреэерованные на дисках, необходимо принудительно прогонять в единицу времени определенное колнче. <тво масла. Оно зависит от частоты н длительности буксования, формы и размеров канавок, а также общей площади трения фрикционного устройства, Экспериментально установлено, например, что для главных фрикцнонов со спиральными и радиальными канавками на поверхностях трения при частоте пользования фрнкцноном ЗО включений в час оптимальный удельный (на единицу площади трущихся поверхностей) расход масла ю будет ш = 0,11 —: 0,!З смз/см'- с.
Минимальный удельный расход масла по условию сохранения устойчивой масляной пленки на поверхности треняя составляет 0,07 — 0,08 см'/смэ" с. Увеличивать удельный расход масла выше О,З см'/см'с не следует из-за перехода работы фрикционного устройства в режим жидкостного трения и резкого падения коэффициента трения. Общий расход масла О будет зависеть от общей номинальной (без учета площади канавок) площади трения /з фрикционного устройства О =- Г, = ИЧ„,, — 2 а„Ы„, Это количество масла к поверхностям трения фрикционов может быть подведено под действием центробежных сил через отверстия /, 29 (см. рис. 89 и 98) их внутренних барабанов.
Общую проходную площадь этих отверстий Р„находят по уравнению расхода жпдкостн (50) Давление р определяется центробежной силой, действующей иа столбик масла с основанием 1 смз, и высотой й, равной глубине (см. Рнс. 98) кольцевой маслоулавливающей проточки внутреннего барабана, заполненной маслом «т ук )з р = юямз = — я( — ), (,Зо/ ' Д1 где — = ж — масса столбика масла с площадью основание„равной 1 смз; )с — радиус вращения центра тяжести столбика, Рис.
98. Расчетнан схема центробежного питания поверхностей трения фриюпюна маслоч Подставляя давление р в исходное уравнение и решая его относительно искомой плошади. найдем ЗОс) г ет киетп)г 2йИ ' где нет=о,ь —;0,7 — коэффициент расхода прн истечении масла через короткие (! С Зг() круглые отверстия; л — число оборотов внутреннего барабана при работе двигателя в режиме максимума крутящего момента; И, Й вЂ” линей. пые размеры (см. Рис. 98), слс К поверхностям трения дисковых тормозов, один из барабанов которых не.
подвижен, а второй тормозится, масло обычно подводится специальными золотнимами 25 (см. Рис. 89). Площадь проходных сечений золотника Г; определяется по тому же уравнению расхода (50) Е 7 рчт 2лЛ но давление р (агм) задается насосом и его ограничительным клапаном; удельный вес масла т 0,9.10 " кгсгсмз, а ускорение силы тяжести д = 981 сл/ст. 2.
Удельное давление д во фрикпионах и тормозах, работающих в масле, подсчитывается по фактической площади гчф контакта с учетом потери се части за счет канавок, профрезерованных на дисках с металлокерамнческим покрытием 14- 1481 209 Р,=-2 Я,„Ь (в Р'„х 100,(" Р Р йМ и гв,= Р 100 ) Относительная площадь канавок Рв для дисков со спиральными канавками составляет 35 — 40%, для дисков со спиральными и радиальными канавками — 50 — 60'й. 3. Сила Р, сжимающая диски фрикционов и тормозов, обычно создается давлением масла в кольцевых сервомоторах, площадь поршня которых обозначим Р„. 1) Для дисковых тормозов сервомотор и опорный диск жестко соединяют с неподвижным тормозным барабаном и поэтому масло во вращательном движении не участвует.
Тогда Р =фу'в — Рв в = Рг Ят — Й1 ) — Рв и где р — давление масла, заполняющего цилиндр неподвижного сервомотора, атм; т(з и тс1 — наружный и внутренний радиусы кольцевого поршня сервомотора, см; Рвв — общее усилие всех возвратных пружин во включенном положении дискового тормоза, кгс. Усилие возвратных пру,кин должно быть достаточным для быстрого (за время т„„) выдавливания масла из цилиндра гервомотора и выключения тормоза. Расход масла О через слнвное отверстие площадью Гс определится формулой (50) и в то же время будет равен отношению рабочего объема серво"св мотопз 1'ся к вРемени опоРожнении (вв, т, е 0 =ИслРсл 1/ 2Д'(гсл = (вп Рв.в давление маслз при сливе рсл создаегся возвратпычи пружинами р,в =— ~в Подставляя зто давление в )равнение расхода и решая его относительно искомого усилия пружин Р,„ получим свт ( Усч ГДЕ Усм = Рвл„л — РабОЧий ОбЪЕМ СЕРВОИОтОРа, СМВ; Гвв — ВРЕМЯ ОПОРОжнения сервомотора, которым задзются в зависимости от желаемого быстродействия; (лсл, Р,л — козффициент рзсхода и площадь сливного отверстия, зквивалентяого по расходу масла всей сливной магистрали.
Зная общую силу Р Рад, необходимую для сжатия дисков, н задавшись рабочим давлением р сервопривода управления, из двух уравнений определяют площадь поРшнЯ Ри и Усилие возвРатных пРУжин (лв и. 2) Фрикционы обычно включаются вращающимися сервомоторамн (рис. 99), так как при неподвижном сервомоторе, как было сделано в главном фрикционе танка Т-1П, два подшипника оказываются постоянно нагруженными большим осевым усилием сервомотора. На масло, заключенное во вращающемся цилиндре сервомо- 210 тора, деяствует центробежная сила, создающая дополнительное, центробежное давление масла. По закону Паскаля это давление действует во все стороны в равной мере. В результате на поршень вращающегося сервомотора действует дополнительное усилие Р„, сжимающее диски за счет центробежного давления масла Его Ф Рнс.
99 Расчетная схема вращающегося сервамотора можно найти, если переменное по радиусу р центробежное давление р„умножить на дифференциал площади с(р, поршня и это произведение проинтегрировать по всей площади поршня Р„= ) р„<ог = ') ро2лрдр г в Центробежное давление масла р„представляет центробежную силу й)г„ео,действующую на столб масла с основанием 1 сма, расположенйым на радиусе)го ввода масла во вращающиеся части фрикциона Ро = (Р— <Го) — ' р+ )хо К где <с, = " — радиус вращения центра тяжести выдер+ гчо 2 ленного столба масла; и = <р — ого) — — масса столба масла.
К Подставив давление р„ в формулу для усилия Р„ и проинтегрировав, найдем ~~7 1 (ро <~~о -~~~ ( ~е,со 2гсо(гсо,то)1 К .! чк 211 <п Таблица З й но рче Трущиеся материалы Сталь по стали Сталь по металлокерамихс 1,Л 1,25 Сталь по асбокатчуку "12 нп Для удобства расчетов по этой формуле подставим 30' Т = 0,9 10 'кгс/смз; й = 981см/с' и вычислим постоянный коэф- '0„9 10 фицнент " = 7,9 10 4.30' 981 Р„=7,9 1О и' [Йз — йг~ — 2йвз(/ьззз — /хзз)), (51) где в — число оборотов сервомотора при максимальном числе оборотов двигателя; /се,г(ыйз — линейные размеры, см.
Общее усилие Р, сжимающее диски фрикциона, будет алгебраической суммой трех слагаемых Р-рГ„+Є— Р,„, где р — статическое давление масла в невращающемся масло- проводе, атм. Длн быстрого выдавливании масла и выключении фрнкциоиа без специаль. ных славных отверстий илн клапанов усилие возвратных пружин Р, „должно быть больше центробежной силы Ра, сжимающей диски.
Их разность Р „- Р, должна равняться той же величине, которой равняется сила одних возвратных пружин прн неврашаюшемси сервомоторе 2я Лепрслйса Три уравнении позволят найти три неизвестные величины Рв, Рв н Р „, а осталь ные величины определяются аналогично предыдущему случаю. 4. Коэффициент трения фрикционных устройств, работающих в масле, оказывается более стабильным, чем у «сухих». Поэтому появляется возможность хотя бы ориентировочно учесть основные закономерности его изменений при расчете.
Как показывают результаты испытаний, проведенных кандидатами технических наук Д. М. Каминским, А. Д. Онопко н др., с увеличением удельного давления д коэффициент трения уменьшается для стальных, металлокерамических и асбокаучуковых дисков примерно по линейному закону (для скорости скольжения в = 20 м/с) Рз = 0,11 Ч 1100 Влияние скорости скольжения можно оценивать коэффициентом /г„», представляющим отношение коэффициента трения покоя р, к коэффициенту трения м,анри скорости скольжения 40 м/с. По тем же опытным данным, этот коэффициент зависит от типа фрикционного материала (табл.
8). Считая Р линейной функцией скорости скольжения о, пользуясь коэффициентом й„„, можно подсчитывать Р, для заданной скорости о и заданного удельного давления д по интерполяциоииой формуле ЧОЬ вЂ” с (е — 1) ро О!Ьоо+ !! й 4. Расчет ленточных тормозов по удельному давлению Расчетные формулы выводятся так же, как для ременной передачи, в предположении, что лента совершенно не сопротивляется изгибу. Тогда, мысленно вырезая элементарный участок ленты с центральным углом г!Т (рис. 100), мы в сечении прикладываем Рас. 100. Расчетная схема аеаточаого тормоза лишь растягивающие силы 5 и 5 + г!5 и не учитываем изгибающие моменты.
Элементарная нормальная сила сгЛг с точностью до бесконечно малых первого порядка определяется из уравнения равновесия всех сил, приложенных к элементарному вырезанному участку ленты, в проекциях на направление радиуса с!гт'=25з!и— 2 Площадь трения участка ленты будет огР = Ь Я,ЫТ. Удельное давление есть отношение двух найденных величин гз"г згп от 25з!и 2 Ч =- гуГ И~,,у, Ы„а„Ьй, ' — 162) 2 Составляя уравнение равновесия моментов всех сил, приложенных к вырезанному участку ленты относительно оси вращения, и пренебрегая толщиной ленты, найдем 2!3 «р5 = Р4Ы =- р«упг = !» — Иг Ит = Рьй( илн — = р«»(.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
