Расчет основных типов фрикционных узлов

Расчетный момент

Исходным условием для расчета блокировочных муфт и опор­ных тормозов коробок передач является величина номинального момента М_н, который должен передавать фрикцион. Расчетный момент определяется на основании анализа кинематической схемы трансмиссии при условии, что двигатель развивает максимальный момент. Для надежной работы фрикцион должен быть рассчитан на момент, превышающий расчетный:

М_Ф=βM_Н, (56)
где β – коэффициент запаса фрикциона; ориентировочно при тре­нии всухую β =1,4-2,7, при трении в масле β=1,3-1,7. Мень­шие значения рекомендуется принимать для легких машин, боль­шие – для тяжелых. Более точно коэффициент запаса может быть задан следующим образом. В начале буксования, когда относи­тельная скорость поверхностей трения максимальна, коэффициент трения, а следовательно, и коэффициент запаса β минимальны. С уменьшением скорости буксования μ и β возрастают и достигают максимальных значений во включенном фрикционе.

Очевидно, что включение фрикциона может произойти лишь в том случае, когда минимальное значение коэффициента запаса больше единицы. При этом во включенном фрикционе запас по моменту будет автоматически обеспечен.

При расчете фрикционов механизма поворота поступают ана­логичным образом с той лишь разницей, что номинальный момент определяется исходя из наибольшей силы тяги забегающей гусе­ницы по сцеплению с грунтом.

Для определения расчетного момента остановочного тормоза рассмотрим два характерных режима его работы: удержание ма­шины на спуске и торможение на горизонтальном участке.

В первом случае при максимальном угле подъема α_тах тормоз­ная сила должна отвечать условию

(57)

Если тормоз установлен между механизмом поворота и бортредуктором, как это обычно и делается, то тормозной момент, не­обходимый для удержания машины,

. (58)

Здесь G – вес гусеничной машины; r_вк – радиус ведущей звездочки; i_бр – передаточное число бортредуктора; η_бр – к.п.д. бортредуктора; η_г – к.п.д. гусеничного движителя.

Максимальный угол α_тах может быть определен из условия сцепления гусениц с грунтом.

Для торможения машины на горизонтальном участке при пол­ном использовании сил сцепления гусениц с грунтом тормозной момент должен быть

(59)

Расчет дисковых фрикционов

Рассмотрим расчетную схему фрикционного узла (рис. 100). Диски трения сжимаются силой Р, которая создается пружинами во фрикционах с механическим приводом включения или порш­нем бустера во фрикционах с гидроприводом. Момент с ведущих деталей на ведомые передается за счет сил трения между сжатыми дисками. Удельное давление на диски будем считать рав­номерно распределенным по всей поверхности трения, т.е.

, (60)
где R_н и R_в – соответственно наружный и внутренний ра­диусы поверхности трения. Элементарный момент тре­ния определяется выраже­нием

, (61)
где z – число пар трения; μ – коэффициент трения; r – теку­щий радиус. Интегрируя это выражение, получаем

. (62)

Часто для определения момента фрикциона пользуются упро­щенной формулой

, (63)
где b – ширина рабочей поверхности дисков; R_ср – средний ра­диус поверхностей трения, определяемый как полусумма наруж­ного и внутреннего радиусов. Приравнивая правые части выра­жений (63) и (56), получаем:

. (64)

Рис. 100 Расчетная схема фрикционного узла

Расчет ленточных тормозов

Рассмотрим равновесие элементарного участка тормозной ленты (рис. 101). На концах участка действуют силы натяжения S и S+dS. Приращение натяжения обеспечивается силой трения

(65)
где dN – нормальная сила давления ленты на тормозной бара­бан; m – коэффициент трения.

Проектируя все действующие силы на направление dN и пре­небрегая бесконечно малыми величинами высших порядков, имеем , или

. (66)

Интегрируя полученное уравнение в пределах , и , где a_х, и S_х – текущие значения угла и натяже­ния, получаем

,

откуда

. (67)

Рис. 101. Схема Рис. 102. К расчету

ленточного тормоза ленточного тормоза

Определим создаваемый тормозом момент при условии, что один конец тормозной ленты жестко закреплен, а ко второму при­ложена сила S₀ (рис. 102). Силу, действующую на закрепленном конце ленты, находим по формуле (67):

. (68)

Из условия равновесия ленты, на которую действует тормозной момент М_т и натяжение концов S₀ и S₁, имеем

. (69)

При вращении барабана в сторону, противоположную ука­занной на рисунке,

, (70)

. (71)

Сравнивая правые части формул (69) и (71), находим, что во втором случае тормозной момент в е^ma 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 S₀ и S₁ действует на барабан, вызывая изгибные напряжения в валу и нагружая его опоры. Геометрическое сложение сил S₀ и S₁ дает

(72)

Из этой формулы следует, что радиальная нагрузка Р_р минимальна при . 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 d=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

. (73)

Так, при α=5 рад и δ=2,5 мм h= 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 q_mах. Для его определения поделим обе части выражения на длину элементарного участка ленты dl и ширину ленты В:

. (74)

Учитывая, что , получим

. (75)

Отсюда видно, что удельное давление возрастает от одного конца ленты к другому против направления вращения барабана (рис. 102). Максимальное значение его

. (76)

Таким образом, требуемая ширина ленты

. (77)

Как было отмечено выше, тормоз с одним закрепленным кон­цом может эффективно работать лишь при одном направлении 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 закрепления 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.