Буров - Конструктор и расчёт танков (1066281), страница 39
Текст из файла (страница 39)
е. Ж, = дЕ,„+ Ж, или Ы1в= д'., — ИЬ,„. Таким образом, работа буксования Ж, есть разность работ„ отданной ведущими Ж, и полученной ведомыми Ж„ днскамн фрикциона. Для вращательного движения элементарная работа представляет произведение крутящего момента М, на элементарный угол поворота НтЫ, =-М рай% М рм И; Ж Мчбт Мрм Ж и сЕ М (м м )Ж Работа буксования Е, определяется путем интегрирования последнего выражения в пределах полного времени буксования Т, 216 Расчет по удельной работе буксования является особенно не- обходимым для тех фрикционных устройств, которые своей пробук.
совкой обеспечивают плавное трогание танка с места, регулирова- ние радиуса поворота и торможение машины.Мы рассмотрим лишь расчет главных фрикциоиов, обеспечивающих плавное трогание танка с места. Определение работы буксования 1.м выделяемой при трогаини танка с места, основывается на допущениях, известных слушателям из курса «Теория танкахс 1) отпускание педали главного фрикцио- на считается мгновенным, а число оборотов двигателя прн этом является максимальным (п„~ян); 2) момент двигателя в процес- се буксования остается постоянным и максимальным (М„=М, ); 3) моменты сил трения фрикциоиа М,р н момент сопротнвлеййя движению М, постоянны. При постоянных моментах ведущие ча- сти фрикциона (рис.
101,а) с двигателем совер М,„— М, ленное а„а — е 1 — в 3 ю 1 М,р — М, ноускоренное м, = в,1= " '1 -движения, графики которых 1, представлены на рис. 101,б. К концу буксования (1 Т,) угловые скорости ведущих и ведомых частей становятся равными в„' = а,, а приравняв и правые части, можно определить время буксования Интеграл правой части графически представляет площадь ,т заштрихованного на рис. 101, б треугольника — '.
Тогда т'.а =- 2 тр = М вЂ” '' . Подставив значение времени буксовании Т,, поде. 2 Рис. Ган Расчетная схема брлсующето фрнк- диона; в — моменты, действтющие на две части гак ка; 6 — график равнозамедленного движения ведущих и равноуслоренного движения ведомых частей буксующего фрнкиноиа тЩ лив числитель и знаменатель на М„„эаменин, == — н поло- 30 жив и = 10, а — = р „найдем М,р М„ю 157) ИС-3 ИС-ЗМ танк ПТ-76 Т-,Ы ! Танки Т-бт Т-11 Зт 'С 10 ~ 46 6, ! 5,4 , 4,72 ! 4,27 29 ( 24 22 47 где 7, — момент инерции подвижных частей двигателя н приведенный к ним момент инерции частей трансмиссии, жестко связанных с ведущими частями фрикциона, кгс м с'; 7,— =- „— — ' — момент инерции танка, приведенный к коленЙв.н 7;Ой,,„ чатому валу двигателя,кгс м с';7И,= — ''" — момент сопро!ы!т(т тивления движени!о.
приведенный к коленчатому валу двигателя, кгс м. Как видно из формулы (57), для уменьшения работы буксования главного фрикциона следует в допустимых пределах снижать число оборотов двигателя, уменьшать моменты инерции ведущих 7, и ведомых 7, частей танка, увеличивать коэффициент запаса фрикциона р и уменьшать приведенный момент сопротивления М„ например, трогаясь на более низкой передаче. Специальное исследование показывает, что работа буксования Аа не зависит от места включения главного фрикциоиа в кинематическую цепь трансмиссии при условии„ что запас фрикциона я =- — остается посто7Ир янным. Это упрощает подсчет работы буксования любого фрнкциона или тормоза по одной и той же формуле (57), но с реальным 7И,р коэффициентом запаса ~ = Л4л.шгпЧн где (н н т,, — передаточное чйсло и к.
и. д. от двигателя до фрнкцнона или тормоза. . Расчет фрикционного устройства по удельной работе буксования. Удельной работой буксования та называется отношение найденной работы буксования Са к обшей площади трения га фрнкционного устройства 74=. — кгс м7сма. Для дисковых фрикционов ~б о !.а Гн: = С и. ТС И ! б = с".и,,1' где Лн, — число паР тРУщихсЯ !!оие(!хиос!ей) с' — площадь одной трущейся поверхности, см'.
Удельные работы буксования главных фрикционов, подсчитанные по этой формуле для трагания отечественных танков с места на второй, а тяжелых на пятой передаче, при 7", = 0,06 приведены в табл. 9. Таблица 9 Удельную работу буксования свыше 5 кгс м/см' при проектировании новых фрикционных устройств, работающих «всухую», допускать не следует. Учитывая малые износы и хороший теплоотвод фрнкционов и тормозов, работающих в масле, для них можно допускать большую удельную работу буксования/б=8-:1О кгс м/см', Расчет фрикционного устройства по нагреву. Считая, что вся работа, выделяющаяся в буксующем фрикционе, превращается в х'б тепло, найдем общее количество создаваемо~о тепла 427 Количество тепла !/„ выделяемое на одной паре трущихся поверхностей фрикциона, будет в Е„, раз меньше д, = — .
'с) т ~а.т 1. При однородных ведущих и ведомых дисках, как, например, во фрикционах отечественных средних танков, любой диск получает д, ккал тепла и нагревается (без учета теплоотвода) на Ьт = — град (где 6~ — вес диска, кг/ С1 — теплоемкость матеЧт атс риала диска, ккал/кгс-'С). 2. При разнородных ведущих и ведомых дисках (рнс. !02), как, например, сделано в главном фрикционе танка ПТ-76, тепло Рис.
! 02. Схема тепловых потоков буксующего фриккиона распределяется между двумя соприкасающимися дисками не по/ « ровну †' = Из производной пропорции найдем ) /~Ст/' Ч ) т~С1"~ у р Ъсх, д,д — — а....— ' Чщ = Ч, с/ю ) ",,СА + Р расту~ где т, и 1,— удельный вес материалов дисков, кгс/мз; С, и Сх — коэффициент теплоемкости материалов дисков, ккал/кгс 'С; и ) х — коэффициент теплопроводиости материалов дисков, ккал/м ч 'С. Формула заимствована нз теории тенлонерслачн.
219 Удельный вес и теплофизнческне коэффициенты длн основных фрикпнонных материалов приведены в табл. 10. Таблица 1О Удел ьиы 11 нее ! Коэффициенты ккал1(кге ьС1 ~ ккалдм ч 'С) Материал ;, кгл/м' 42 0,11 Сталь 7350 Чугун 7270 0,10 Металлокерамика типа МК-5 О, 165 5700 13,4 0,44 Асбобакелит Асбокаучук типа 6-КФ-31 0,222 1,0 Пластмасса типа К-!5-6 0,315 1300 Средний нагрев дисков за одно включение без учета теплоотвода будет 2 ~У,э 3тг Ат, = н А.г= О,С, О,С.,' где О, и Оа — вес стального ведущего диска и фрикционной накладки ведомого диска, составляющих пару трущихся поверхнос стей; С, и Се†коэффициенты теплоемкости стали и фрикционной накладки. Температуры нагрева дисков главных фрикционов отечественных танков находятся в пределах 10 †'С (см.
табл, 9). Следует заметить, что найденный таким образом средний по объему диска нагрев имеет главным образом сравнительное значение и лишь частично характеризует работоспособность фрикционного 'элемента. Видимо, более по,пнув характеристику температурной напряженности фрикциона может дать мгновенная наибольшая температура на поверхности трения, возникающая в процессе буксования.
$6. Особенности прочностных расчетов деталей фрикционов и тормозов Прочность и износоустойчивость зубьев барабанов и дисков оценивается средним напряжением их смятия (рис. 103). Оно подсчитывается аналогично напряжению смятия шлицев, но модульные 220 та размеры эвольвентных зубьев ~ — — радиус начальной окружно- 2 сти, йвпт — высота укороченной в й, раз головки зуба) делают более удобной следующую формулу. Рис. !03. Расчетная схема для определения среднего напряжения смятая зубьев 2 г'Ир Ел.т ат пз'йи йл '- Расчеты по этой формуле показывают, что средние напряжения смятня зубьев барабанов, изготовленных из сталей типа 37ХСА,20Х нли стали 5 с твердостью зубьев Н В= 250 —: 300, находятся в пределах 25 — 30 кгсгслгз. (58) 22! Наиболыний момент Мр, иагружающли фрикцион или дисковыи тормоз,, передается в равной мере 2ж„парами трущихся поверхностей.
Средний диск трения, работающий обеими сторонамя, будет воспринимать момент, вдвое 22М2 больпшй — с-. Поделив последнии на радиус начальной окружности ~и. т м„ вайлем окружную силу 2 — —, нагружаюшую зубья одного диска. 2.,' "' Нели бы з зубьев одного диска воспринимали равные доли этой окружной Мв 2 ! силы, каждый зуб перелавал бы усилие 2 — — — кгг. В действи2жт глл л телююсти возможно и верояпю неравномерное распределение усилен по зэбьям, что обычно учитывается сокращением числа зубьев на 25 к, т. е.
окруж- М 2 ! ная сила, действующая на одни зуб, считается равной 2 — Р2и т )где а=О,7б). для определения среднего напряжения смятия а остается найденную окружную силу разделить иа площадь контаита 2 азюзд зуба лиска с зубом барабана В шариковом механизме выключения (рис. 104) пружинных фрикционов определим силу выключения Р,„, необходимую для «чистого» выключения фрикциона, и контактные напряжения смятия е„, характеризующие прочность н износоустойчивость лунок колеи подвижной и неподвижной чашек.
! Рис. !СК Раечетиан скема гаврило»ого мела- низма иынамченин фри«анена 1. Для определения силы выключения Р,„составим схему всех сил, действующих на подвижную чашку (см. рис. 104, сеч. по а — Ь); спроектируем все силы на ось вращения Р„ Р,„-= Мсов а — ~ Мв!па; М = сов а — у„в!п а н составим уравнение моментов относительно этой оси Ре„)=(МШпа+ЛМсова) Я; Р,„= — Р„ )лл в!па+~,сова 1 соз а — ~„в!п а Для упрощения последней записи коэффициент )„трения качения шарика по лунке заменим тангенсом угла трения р, т. е. !«=~1йр. Тогда тригонометрическая дробь оказывается таигенсом суммы тглов а и е Р„„= — Р„, тп (а + р), й 222 где Р = о„щ„р (у+ а,,) — максимальное усилие пружин фрикциона при его полном выключении; р — угол трения качения шариков по лунке р =30'. 2, Контактные напряжения смятия лунок определяются аначогично смятию погонов башенной опоры (25) Гк з„= 5400 (— (60) Прочность тормозных лент, двуплечих рычагов, тормозных кронштейнов.
а также их крепление в корпусе танка провервются по наибольшей силе натяже. нии 8, «избегающего» конца ленты (46). (63), (64) ру Я =— Ют рт с Прочность тормозного вала и его подшипников проверяется ио результирующеи радиальной нагрузке О (66) ГЛАВА ЧГП.
КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ Танковой коробкой переда» (КП) называется шестеренчатый агрегат трансмиссии с переменными передаточными числами, с не- обходимым для движения танка диапазоном пх изменения и доста- 223 где г и ㄠ— радиус шарика и радиус цилиндрической поверхности канавки (см. рис. 104, сеч. по с — й), см; 3 — число шариков, воспринимающих максимальную силу пружин Рт. Для чашек механизмов выключения фрикционов отечественных танков, изготовленных из высоколегированных сталей типа 20Х2Н4А или !2ХН4А с твердостью цементированной рабочей поверхности НзтС =56 †; 60, контактные напряжения допускаются в пределах 30000 кгщсмз (в тяжелых танках ИС даже 38 000 кгс/смз). Максимальные напряжения пружин выключенного фрнкцпона прн повсро< ном расчете определяются по известным формулам курса «Детали машин» 8П Рт 8(У 1 Р ~ 8Р / Р тм — - — ° — — — — — -к 1Р~ = — — ( ~терзал~ ° ппз па иоз (~ па кФ, и» где Р дР— общее усилие п„пружин, сжима1ощих лиски трения включенного фрикциона, кгс; оР— прирост усилия пружины при выключении фрнкциона, кзс; 0 — модуль упругости второго рода для материала пружины, ' кгс(сма; з„— ход нажимного диска, си; т„р, О н пр — молуль (кзс(см), диаметр (см) пружины н число ее рабочих витков: и' — диаметр проволоки, см.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
