Носов Н.А. - Расчёт и конструирование гусеничных машин (1066314), страница 17
Текст из файла (страница 17)
Геометрическое сложение сил 5, и 5, дает й = ба. (П.52) Так, при х = 5 рад и б = 2,5 мм й = 12,5 мм. С учетом износа ход свободного конца ленты должен составлять 15 — 18 мм. При проектировании ленточного тормоза радиус тормозного барабана и угол охвата определяются обычно конструктивными соображениями. Ширина ленты В находится из условия обеспечения требуемого удельного давления д,„.
'Для его определения поделим обе части выражения Йл( = Я ~Ь на длину элементарного участка ленты Ж и ширину ленты В: вд ~ва' (П.53) Учитывая, что — „= Я, получим й Во аа, Вя ВВ (П.54) Отсюда видно, что удельное давление возрастает ог одного конца ленты к другому против направления вращения барабана (рис. П.6). Максимальное значение его ~' ея" = ~' Вк ВЛ ' (П.55) Таким образом, требуемая ширина ленты В= Я, Вчаах Как было отмечено выше, тормоз с одним закрепленным концом может эффективно работать лишь при одном направлении 80 Рл —— (11.51) Из этой формулы следует, что радиальная нагрузка Рл минимальна при а = 2я. Поэтому при конструировании тормоза нужно стремиться к тому, чтобы угол охвата барабана лентой был максимальным.
Для того чтобы тормозная лента не терлась о барабан в выключенном положении, между лентой и барабаном должен быть ' зазор 6 = 2 —:2,5 мм. Для обеспечения зазора устанавливаются пружины, оттягивающие в нескольких местах ленту. При затяжке тормоза этот зазор выбирается. Таким образом, перемещение свободного конца ленты вращения тормозного барабана. Этот недостаток устраняется применением плавающего закрепления концов ленты. В зависимости от направления вращения тормозного барабана пальцы, имеющиеся на обоих концах ленты, упираются в кронштейн, и соответствующий конец тормозной ленты становится неподвижным.
Таким образом, эффект самозатягивания реализуется в таком тормозе при любом направлении вращения барабана. Помимо упомянутых двух схем закреплении концов тормозной ленты применяются и другие, например с обоими подвижными концами, двойной тормоз. Во всех этих случаях расчет ленточного тормозного механизма может производиться по изложенной выше методике. й 4. Рлсчвт двтллвй мвхлиизмов включвиия ФРИКЙИОИОВ Расчет шарикового механизма.
Исходной для расчета шарикового механизма включения или выключения фрикционного узла является сила Р, которую должен создать механизм (рис. 11.7). Силу Рм которую нужно приложить к рычагу подвижной чашки, найдем из уравнения моментов относительно точки О Р =гав Л Р ~ ! где г — число шариков.
Выразим усилие Я через силу Р. Для этого все силы спроектируем на оси х и йч Я = ЛЧ соз а + У 81п сс; (П.58) Р = Л1 соз а — 1!Ч з(п а, (П.59) где У вЂ” нормальная составляющая сила, действующая со стороны шарика на поверхность лунки; йч — сила сопротивления качению шарика по поверхности лунки; 1 — коэффициент трения качения шарика, в расчетах можно принимать 1' = 0,002 —:0,005; я — угол наклона лунок; в выполненных конструкциях а = = 12 —:19,5'. Решая совместно эти уравнения, получим Р 1+Ма 1 — 1Ма' Подставив Я в формулу (11.57), найдем Р =гР— 1+ ~ (11.61) 1 — 1ща' Напряжение смятия на поверхностях лунок определяется по формуле =!72( ", '-) ' )/,, !!!.62! 8! 6 н.
А. Новвв где Р— осевая сила в Н; г — радиус шарика в мм; г, — радиус кривизны канавки в мм; и — число шариков в механизме; ф— коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки на шарики; при п = 3 можно принять ф = 1; при п > > 3 — ф = 0,75. Рис. П.7. Схема шарикового механизма выключе- нии фрикниона Напряжения смятия, рассчитанные по этой формуле, не должны превышать для цементированных поверхностей лунок 2500 МПа (25 000 кГ!сма).
а) Д Рис. 11.8. К расчету пружины: а — схема; б — характеристика Расчет пружин. Расчетная схема пружины и ее характеристика приведены на рис. П.8. Длина пружины в свободном состоянии равна 1о. При включенном фрикционе длина пружины 1, а усилие Р, создаваемое ею, определяется осадкой 1 = 1, — 1. При 82 выключении муфты происходит дополнительное поджатие пружины на величину Ь = бг, ее осадка становится равной 1,„, а усилие достигает Р = Р =Р(1+ ). (П.63) Здесь 6 — зазор между дисками фрикциона; г — число пар трения. Напряжение кручения 16уп~аР р ф (П.64) где Я вЂ” средний радиус витков; Й вЂ” диаметр проволоки.
При проектировании фрикционов принимают Р „ = 1,2Р. Тогда, учитывая соотношение (П.63) и линейную зависимость силы от осадки пружины, легко найти величину предварительной осадки пружины при включенной муфте ~ = 5й = 56г. С другой стороны, осадка пружины определяется равенством —,фЯ 1 (П.66) где 1 — число рабочих витков; 6 = 8 10' МПа — модуль упругости при кручении. Если задаться отношением †„ = 3 †: 4,5 и допускаемым напря- Я жением [т1 = 400 —:600 МПа, то из выражения (П.64) можно найти размеры Я и д, а из (П.бб) — число рабочих витков 1.
Длина пружины в свободном состоянии определяется следующим образом: 10 (1 + 2) ~( + 1вах + '-~ (1 + 1) ~ (11 67) где Л = 0,5 —:1,5 мм — минимальный зазор между витками пружины при ее максимальной осадке. Расчет возвратных пружин фрикционов с гидравлическим включением производится таким же образом. Расчетная сила задается в этом случае в пределах 1 — 2 кН (100 — 200 кГ). Расчет шлицевого соединения дисков с барабаном. Шлнцевые соединения рассчитываются на срез и смятие. Для определения напряжения среза шлицев можно пользоваться зависимостью 4Мф ф (Р1 + В~) гаьу ' (И.68) где Мф — момент, передаваемый фрикционом; Р, и В, — соответственно наружный и внутренний диаметры шлицев; г — число дисков на барабане; а — толщина шлицев диска; б — ширина шлица по делительной окружности; у — число шлицев диска; 6* 88 (11.69) Рекомендуется о,„= 8 —:10 МПа (80 — 100 кГ)смз).
В качестве расчетного момента Мф следует принимать момент, определенный с учетом максимального значения коэффициента трения р для данной пары трения. й з. РАсчнт РАВГРузОчных устРОЙстВ Для обеспечения выключения блокирующих фрикционов с вращающимся гидроцилиндром применяются разгрузочные устройства двух типов: а) уравновешиваю1цие устройства, создающие постоянно действующее на поршень усилие, равное центробежной добавке давления масла; а) Рнс. Нзь Уравновешивающее разгрузочное устрой- ство: а — схема устройства; б — схема снл б) клапаны опорожнения, открывающие слив масла непосредственно из гидроцилиндра при отключении подачи масла в бустер. Устройство первого типа схематично показано на рис.
11.9. Уравновешивающее усилие Р„з создается за счет центробежной силы Р, нескольких массивных шаров, вращающихся вместе с бустером. 84 чр = 0,5 —: 0,75 — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по шлицам. Обычно в дисковых фрикционах напряжения среза не являются опасными, поскольку количество шлицев достаточно велико. Более существенным вопросом является правильный выбор напряжений смятия, так как при больших напряжениях появ. ляются вмятины на шлицах барабана, что затрудняет осевое перемещение дисков и отрицательно сказывается на плавности включения и чистоте выключения фрикцнонного узла. Напряжения смятия определяются по формуле 8Мф ф (В~г — Рз) агУ Добавочная осевая сила Р„, действующая на поршень от центробежных сил масла в бустере, определяется по формуле (11.31).
Уравновешивающая сила без учета сил трения Р, й !да 1яа где со — угол наклона образующей тарелки; т — масса шара; а — число шаров; в — угловая скорость бустера; )1 — расстояние от оси вращения вала до центра шара при включенном фрикционе.
Приравнивая правые части уравнений (11.31) и (11.70), найдем массу шара -= —;,'„( 1 —,) ж+ + Ро — 2йо), . (11.71) а где Й1 и Я, — соответственно внутренний и наружный радиусы гидро- цилиндра; Ко — радиус подвода масла. В настоящее время благодаря своей простоте и надежности широкое распространение получили шариковые клапаны опорожнения (рис. П.10).
При вращении бустера на шарик клапана действует центробежная сила Р„которая стремится отжать его к периферии и открыть дренажное отверстие. Сила давления Р, действующая на шарик со стороны масла, препятствует этому. Клапан рассчитывается таким образом, чтобы при отсутствии статического давления в бустере преобладающим оказался опрокидывающий момент Р,а, а при наличии статического давления — стабилизирующий момент Рб. Центробежная сила, действующая на шарик, Р, = то)%, (11.72) где т — масса шарика; а — угловая скорость вращения бустера; Я вЂ” расстояние от оси вала до центра шарика. Сила, действующая на шарик со стороны масла, и~ — д~~ Р=(р -(-р„)Ы~= р„+рв' ~) пг~ ооо~ ~, (11.73) где Р„ — статическое давление масла в гидРоцилиндРе; Ро— давление масла от центробежных сил; р — плотность масла; г — радиус шарика.
Условие равновесия шарика: Р,а = Рб, или с учетом (11.72) и (1!.73) 2 2~ тО) В'и,з1п = Рм+Ры 2 пга, соз ~ . (11,74) 85 2 2 тоз Й"шз1п 2 )ры а зН Но з за (11.76) Таким образом, условия работы клапана можно выразить следующим образом: 2 2 зй Но з за з а роз пг,„соз — ( лко В Мп — ( + .„, ~п,~~ созз ) м (11.77) После некоторых преобразований получим а АЖ з!ив О < ' — р — ()с' — )Ф (р.. з з а 2 аз соз ы 2 Расчет производится для максимального значения угловой скорости бустера оз.
(П.78) й 6. ОПРЕДЕЛЕНИЕ МЕХАНИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ ПРОЦЕССА БУКСОВАНИЯ Блокировочные муфты и опорные тормоза Механические параметры буксования — время т, работа и мощность А1о определяют износ трущихся поверхностей, температуру и температурные напряжения. Во фрикционных элементах независимо от того, какую роль выполняет фрикцион в трансмиссии — главного фрикциона, блокнровочной муфты или тормоза коробки передач — внешний вид процесса буксования одинаков.
Рассмотрим процесс буксования главного фрикциона, происходящий при трогании машины с места. На рис. П.11 изображено изменение во времени угловых скоростей ведущих оз, и ведомых озз частей главного фрикциона, а также момента Мз, передаваемого муфтой. Весь процесс буксования можно разделить на три основных периода. Период 0 — 1 характерен постепенным нарастанием силы, сжимающей фрикцнонный пакет, благодаря чему момент, передаваемый фрикционом, повышается и постепенно достигает значения, Шарик должен закрывать отверстие при наличии статического давления р„, в этом случае момент от силы Р должен преобладать, т.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
