Буров - Конструктор и расчёт танков (1066281), страница 38
Текст из файла (страница 38)
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«»(.
5 Ю ьд, 5 Интегрируя это дифференциальное уравнение по силам в пределах от 5» до 5~ и по углу в пределах от нуля до полного угла охвата т, получим 51 1п5, = !п — 1 = !'1' 5, о Р!,5 5 Рт 5, (03) где е = 2,72 — основание натуральных логарифмов; и†коэффициент трения барабана о ленту. Наибольший внешний момент Мп» который может воспринимать тормоз, будет определяться из уравнения моментов внешних сил и моментов, приложенных к тормозу в целом (к барабану н ленте) еэт 1 М,р — — (5, — 5«) й, = 5«!г,(е~~ — 1) = 5,Й, еэ! (54) Из этого выражения видно, что если водитель, пружина или сервомотор создают определенной величины силу 5» «сбегающего» конца ленты, то тормозной момент М,р будет в е раз больше, чем в рт том случае, когда они создают такой же величины силу 51 «набегающего» конца (или обе силы 51 и 5», как в тормозе АСУ-57, без всякого серводействия).
Наибольшему натяжению 51 «набегающего» конца соответствует и наибольшее удельное давление д 5, М,р е рт Ч« =- — ' Чт -= И,' ЬК" еи! — ! (эб) Удельное давление под вторым «сбегающим» концом ленты будет в несколько раз меньше М, 1 7,„ Ж, й)«; Резкая неравномерность распределения удельного давления, з следовательно, н износа по окружности тормозного барабана (см эпюру на рис. 100) — один из отмечавшихся недостатков ленточных тормозов. Неравномерность тем больше, чем бочьше коэффициент грения и угол охватя Необходимые удельные давления, как отмс- 2И чалось, подсчитываются по наибольшему расчетному моменту Мр без учета коэффициента запаса Мр ен' Ьд',, т (55') Сравнивая формулы (55) н (55'), найдем, что д = йд„, таь как М, =рМ„. Для есухихв тормозов отечественных танков, работающих с трением стали по чугуну, наибольшие необходимые (дам ) удельные давления обычно находятся в пределах: для тормозов поворота— д„„,.
1О кгс/смз, для остановочных тормозов — зТ„„<!5 кгс/смз. Для определения радиальной нагрузки () на вал тормозного барабана одноленточного тормоза достаточно две внешние силы 5г и Вз, приложенные к тормозу, по правилам механики перенести на ось вращения и геометрически сложить. Применяя к заштрихованному силовому треугольнику (см, рис 100) теорему косинусов, получим () .—.= ~/ Яг~ + 5э — 2ЯзЯтсоз(360 — т) (56) Следует заметить, что для ленточных тормозов средних и тяжелых танков эта радиальная нагрузка (,) обычно исчисляется тоннами и для передачи ее на картер тормозной барабан должен имегь развитые опоры Определение радиальной нагрузки 0 иа аал барабана двухлентошого тормоза (см рнс 94) основывается аа дв>х допущениях отсут ствует трение между внутреннеи и наружной лентами, удельные давления паруж пой и внутренней лент на барабан равны между собой д»р = д» Второе попущение в известной мере подтверждается тем, что, если удельные давления о»р н д» пс раппы, более иагртжснная ленга быстрее износится и давления выравняются Из второго допущения нри условии равенств» площадок т) ения струнной и внутренпеи лент о барабан т»р — — т» н Ь»р Ь» следует вычад о звеистве воспринимаемых ими моментов М р М или (5~ 5») )э» Т)зт 5г 5» где Т вЂ” натяжение закрепленного конца внутреннеи ленты Если парун ная н внутренняя лепты закреплены в диаметрально прщпвопо ложных точках окружности барабана и силы параллельны др)г др)гм то геомет раческая с) ммз трех сял 5ь 5» н Т близка к нулю н 9 = О Характерная отмечавшаяся особенность этого двухленточного тормоза гаьлючаетсн » он тт.
стени ратпальноп нагрузки иа тормозной барабан его вал и потшипппкн Рассмотренный расчет фрикционов и тормозов по удельному давлению не дает исчерпывающего представления о работоспособности этих фрикционных устройств, так как в нем не отражено буксование фрикционных элементов н момент нх включения, существенно влияющее на нагрев и нанос поверхностей трения. Этот недостаток частично восполняется расчетом фрикцнонных элементов по удельной работе буксования и нагреву 2)б $6. Расчет фрикциоиного устройства по удельной работе буксования и нагреву шают равнозамеда ведомые — рав- 03 шя Т 1, 1, Элементарная работа Ж,, совершенная за время сй ведущими дисками буксующего фрикциона, не полностью передается ведомым дискам г(Е,„, а частично расходуется на нагрев фрикциона и истирание поверхностей трения Ж„т.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
