Носов Н.А. - Расчёт и конструирование гусеничных машин (1066314), страница 16
Текст из файла (страница 16)
Обычно задают Рл = 150 —:300 Н (15 — 30 кГ); Я„= 150 —:200 мм. Усилие на нажимном диске Р связано с усилием на педали следующим соотношением: Р = Р слрц р (П.15) ~л Р = Є—,т1лр. (П.16) С другой стороны, из формулы (П.9) Р= 7п(Ф вЂ” Ф) =2~пью (П.!7) Учитывая выражения (П.16) и (П.!7), перепишем уравнение (П.12) в следующем виде: Мф — — Рл — л т( рЯ,р, (П.18) откуда Мнйснз )7ср ~ л~нплр1С лил Выразим М, через наружный радиус дисков: йср Лн+ йс йн 2 2 (2 — 7), (П.!9) (П.20) где 7 = 1 — — = — — коэффициент ширины диска выбираема Ь йн ли мый в пределах 0,15 — 0,25 для стальных и металлокерамических дисков и 0,3 — 0,5 для дисков с фрикционной обшивкой.
Из уравнения (П.20) находим наружный радиус диска: р 2йар н= 3 Ширина диска с учетом введенного обозначения Ь = 7)7,. (П.21) (П.22) Число пар трения можно определить из уравнения (П.!2): м„р,. 2явш,„чье~ (П.23) 75 где 1„р —— — — передаточное число привода; п„р — к. и. д. принс вода (принимается п,р = 0,75 —:0,9). Ход нажимного диска й можно выразить через число пар трения г и зазор 6 между дисками при выключенном фрикционе: й = гб.
Для стальных дисков трения без обшивки принимается 6 = 0,2 —:0,3 мм, для дисков с обшивкой 6 = 0,4 —:0,7 мм. Таким образом, усилие Р может быть записано в следующем виде: После выбора числа пар трения уточняют значение осевой силы Р, необходимой для сжатия пакета дисков с целью получения требуемого момента трения. Из формулы (11.12) с учетом (П.17) следует, что М = Ргр)с,р, (П.24) откуда (П.26) 76 Р Мф Мн(2рк (П.25) енйср снтт2срр Усилие Р является исходным параметром для расчета сжимающих пружин. Если радиусы диска )с„н )т, определяются конструктивными соображениями, то нз формулы (11.
18) можно найти усилие на педали или ее ход. Фрикционы с гидроприводом. При проектировании фрикционных узлов с гидравлическим приводом включе(с ния осевое усилие Р определяется лишь допускаемым удельным давлением д на поРис 1! 3 Расчетная а ф верхности трения и рассчищающамся бу тером тывается по формуле (11.17). Радиусы дисков в этом случае задаются из конструктивных соображений. Сила Р является исходным параметром для расчета площади бустера: Р Р Рер Рм где р„— давление масла в силовом гидроцилнндре; Р„р — усилие возвратных пружин во включенном фрикционе. Ход нажимного диска фрикционного узла с гидроприводом определяется как сумма всех зазоров между дисками с учетом их износа за срок службы. При определении размеров фрикционной муфты с вращающимся гидроцилиндром (рис. П.З) приходится учитывать также добавочное давление масла от центробежных сил. Масло подводится к вращающимся деталям нз неподвижного корпуса муфты на радиусе )се.
Будем считать, что жидкость, заполняющая бустер, вращается вместе с ним с угловой скоростью се. Найдем центробежную силу, действующую на элемент объема, имеющего единичную площадь и высоту ~Я: дрч = с(тсее)т = ре22РЫ, (11.27) где йи — масса элементарного объема; р — плотность масла. Интегрируя выражение (П.27) в пределах от Ре до )с, находим центробежную добавку давления на радиусе Р: Р2 о2 ''ч р 2 (11,28) На элементарную кольцевую площадку поршня действует сила "Рч = Ре2пйсИ. (П.29) Подставив значение р„из уравнения (П.28), получим дР„= нроз ()с' — )со) ~М.
Интегрируя это уравнение в пределах от )с з до Р„имеем Р = — Ро> (Й1 — %) (Ж+% — Жо) (П.ЗО) (П.31) где г — расстояние до выступа от оси тормоза. Условия равновесия правого диска: (~ — л1 соз а = О; (П.34) (П.35) Рг, — 1т'г зйпа+ РО.Д„= О, гр — расстояние от оси до силы Р; г — расстояние от оси до центров шариков; а — угол наклона выступов дисков. 77 где )сз и Я, — наружный и внутренний радиусы гидроцилиндра. При определении площади вращающегося бустера, снабженного клапанами опорожнения, необходимо иметь в виду, что давление масла от центробежных снл действует вместе со статическим давлением, создаваемым масляным насосом. Поэтому вместо формулы (П.26) в этом случае следует пользоваться формулой Р Р+ Рз — Ррр (П.32) Рм Расчет дисковых тормозов с серводействием Расчетная схема тормоза изображена на рис.
П.4. Под действием противоположно направленных сил Р нажимные диски поворачиваются навстречу друг другу. При этом шарик катится по наклонным поверхностям и разводит диски до соприкосновения с вращающимися деталями. За счет сил трения, возникающих на рабочих поверхностях тормоза, Р, А~ диски поворачиваются до упора одного из них в неподвижный вы- г ступ. Сила трения, действующая на правый нажимной диск, суммируется с силой Р и вызывает дальнейшую разводку дисков. Пусть силы, сжимающие по- р 4 р верхности тРениЯ, Равны Я, и 4)з. рого тормоза Тогда соответствующие моменты трения будут Р)с,рЯ, и Рй,рЯ„где )с, — средний радиус поверхностей трения. Оба момента передаются на корпус через выступ, поэтому реакция выступа т= ™; (а+а.), (П.зз) Отсюда Р = ~' (г да — р)»„).
Р Условия равновесия левого диска: Я,— Усова+ р,Т = О; Ргр Иг з1п»» + Тг 1»Я»)эм = О (П.36) (П.37) (П .38) Здесь 1»,— коэффициент трения между выступами диска и корпуса. Подставляя в уравнение (П.37) вместо У соз а его значение из (11.34), получаем (П.41) Из формулы (11.42) следует, чтоприусловии1я»»(р — ч' тормоз ги4 будет обладать свойством самоторможения (сила Р = О или отрицательна). В этом случае сила прижатия Я, неограниченно возрастает и может привести к заеданию поверхностей трения или поломке тормоза. Для того чтобы не было самоторможения, необходимо выбирать угол а достаточно большим. Вследствие трения между выступами диска и корпуса на валу тормоза возникаег новая сила, равная )»»Т. Силы Я, и Я» не равны между собой, вследствие чего не одинаковы и удельные давления на поверхностях трения: 2»»Марэ 1 1» 2лйсрз Я» 0з (П.43) Из формул (11.43) можно определить 1»,р или Ь, задавшись одним из этих параметров.
Расчет следует выйолнять по большему значению д, руководствуясь допускаемыми величинами удельных давлений, приведенных в табл. П.1 Расчет ленточных тормозов Рассмотрим равновесие элементарного участка тормозной ленты (рис. 11.5). На концах участка действуют силы натяжения 5 и 5 +»(Я. Приращение натяжения обеспечивается силой трения ЗЗ=ЗТ=Р И, (П.44) 7З 0,— 0, = р,т. (П.39) Решая совместно уравнения (П.ЗЗ) и (П.39), а также учитывая, что момент тормоза М =(»1»+®)Ж, имеем: = — (1 -(- )»1» — '"' ) (11.40) Подставив значение»~» в уравнение (П.36), получим величину силы Р, необходимой для включения тормоза: Р = 2„~- (1+ рр» — ") (г~й» вЂ” р~„).
(11.43) где с(М вЂ” нормальная сила давления ленты на тормозной барабан; р — коэффициент трения. Проектируя все действующие силы на направление дМ н пренебрегая бесконечно малыми величинами высших порядков, имеем с(У = 5 с(а, или (П.45) Интегрируя полученное уравнение в пределах 0 ~ и ( а„и 5, ~ 5 < 5„где и, и 5, — текущие значения угла и натяже- ния, получаем 1и — = ри„, Вх оа откуда 5х 5 он (11.46) Рнс. 11.б. Схема ленточного тормоза Рнс. 11.б. К расчету ленточного тормоза 8о 5,= —, сна ~ (!! .49) (П.50) т9 Определим создаваемый тормозом момент при условии, что один конец тормозной ленты жестко закреплен, а ко второму приложена сила 5, (рис. П.б).
Силу, действующую на закрепленном конце ленты, находим по формуле (П.46): 5 — 5 нна (П.47) Из условия равновесия ленты, на которую действует тормозной момент Мм и натяжение концов 5е и 5м имеем Мм = (5т — 5е) )т = 5е (ема — 1) )т. (П.48) При вращении барабана в сторону, противоположную указанной на рисунке Сравнивая правые части формул (П.48) и (П.50), находим, что во втором случае тормозной момент в ея" раз меньше, чем в первом. Таким образом, ленточный тормоз с одним закрепленным концом ленты может эффективно работать при вращении барабана лишь в одном направлении. В этом случае реализуется эффект самозатягивания, При затяжке ленточного тормоза равнодействующая сил 5, и 5~ действует на барабан, вызывая изгибные напряжения в валу и нагружая его опоры.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
