Буров - Конструктор и расчёт танков (1066281), страница 37
Текст из файла (страница 37)
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. 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.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
