Проектирование строительных и дорожных машин

6.Ведомые детали главного фрикциона должны обладать минимальным моментом инерции. Выполнение этого требования позволяет снизить нагрузки на синхронизаторы и муфты коробки передач.

7.Усилие на рычаге (педали) управления не должно выходить за допустимые пределы. Для этого необходимо: а) установка мини-

мально допустимых зазоров между трущимися поверхностями; б) применение сервирующих устройств, а также использование серводействия самих фрикционных узлов.

15.2.Фрикционные материалы

Сточки зрения срока службы фрикционного узла и простоты его эксплуатации важнейшим требованием является высокая износостойкость фрикционного материала. Величина допустимого износа определяется межрегулировочным периодом или желательным сроком службы узла. Высокая износостойкость фрикционного материала позволяет допустить повышенные удельные давления, а следовательно, уменьшить габариты тормоза или муфты.

Второе важное требование – высокий коэффициент трения, величина которого не должна существенно зависеть от скорости скольжения, температуры, удельного давления и степени изношенности поверхностей трения. Чем выше коэффициент трения, тем меньше габариты фрикционного узла при прочих равных условиях. Если габариты муфты или тормоза не имеют решающего значения, то высокий коэффициент трения позволяет снизить удельные давления

итем самым увеличить срок службы узла. Стабильность величины коэффициента трения позволяет уменьшить запас фрикциона, а следовательно, габариты самого узла и всей трансмиссии. Во многих случаях конструкторы предпочитают применять фрикционные материалы, обеспечивающие стабильный коэффициент трения, даже если значения последнего сравнительно невелики.

Все применяемые во фрикционных муфтах и тормозах материалы можно разбить на три группы:

1) металлические;

2) неметаллические;

3) металлокерамические.

Из металлических материалов во фрикционных узлах гусеничных машин широко применяются различные стали и чугуны. Ме-

320

таллические материалы могут работать как в одноименной паре трения (сталь по стали), так и с другими металлическими и неметаллическими материалами (сталь–чугун; сталь–пластмасса; сталь– металлокерамика и т. д.).

Пара трения сталь–сталь отличается простотой изготовления, сравнительно высокой износостойкостью и хорошей теплопроводностью. Для изготовления фрикционных дисков применяются стали 40, 45, 65Г, ЗОХГСА, У-7, У-8 и др. Иногда для повышения износостойкости поверхностей стальные диски подвергаются химикотермической обработке, например сульфоцианированию. При работе всухую пары сталь–сталь имеют коэффициент трения 0,25–0,5. Существенным недостатком пар трения сталь–сталь следует признать склонность к схватыванию, а также плохую прирабатываемость, в результате чего площадки контакта распределяются по поверхности трения в виде отдельных зон, в которых наблюдается резкое повышение температуры и температурных напряжений, вызывающих коробление и усадку дисков. В связи с этим для обеспечения требуемой работоспособности пары сталь–сталь приходится задавать сравнительно низкие значения удельного давления на поверхностях трения 0,15–0,25 МПа (1,5–2,5 кГ/см2) при трении всухую и 0,3–0,5 МПа (3–5 кГ/см2) при трении в масле.

Пара трения чугун–сталь находит широкое применение при изготовлении ленточных и колодочных тормозов гусеничных машин. Такая пара также может быть использована в дисковых фрикционных узлах. Чугун может также работать в паре с различными неметаллическими материалами. Чугунные фрикционные элементы обладают высокой теплопроводностью, не схватываются с разноименными материалами, хорошо прирабатываются. Это позволяет допустить удельные давления на поверхности трения до 0,3 МПа (3 кГ/смг) при работе всухую и до 1,2 МПа (12 кГ/см2) при работе в масле. Износостойкость чугуна зависит от его химического состава и микроструктуры. Исследования показывают, что присутствие в чугуне фосфора и марганца способствует снижению износа. В качестве фрикционных материалов получили широкое распространение чугуны следующих марок: СЧ 15 – 32, ФМ, ЧНМХ и др. Коэффициент трения покоя пары чугун–сталь несколько выше, чем пары стальсталь, однако во время буксования величина его изменяется в значительных пределах в зависимости от скорости скольжения.

321

Из неметаллических фрикционных материалов наибольшее распространение получили различные материалы на основе асбеста. Асбестовые материалы обладают сравнительно высокой теплостойкостью (до 400–450 °С) и имеют в паре со сталью или чугуном при работе всухую коэффициент трения порядка 0,3–0,5, а при работе

вмасле 0,06–0,08. Износостойкость таких материалов соизмерима с износостойкостью чугуна. С целью увеличения теплопроводности фрикционных накладок из асбеста последние армируют латунной, медной или алюминиевой проволокой. В качестве связующих веществ при изготовлении асбестовых фрикционных материалов применяют различные смолы (пластмассы), а также синтетический каучук (асбокаучук). Иногда в состав таких материалов вводят различные наполнители, улучшающие их свойства. Так, окись цинка улучшает износостойкость; железный сурик повышает коэффициент трения; графит придает термостойкость; барит стабилизирует коэффициент трения.

По способу изготовления различают плетеные (феродо), тканые, формовочные, вальцованные и прессованные накладки. Для плетеных и тканых накладок требуется длинноволокнистый асбест высоких сортов, являющийся дефицитным материалом. Однако износостойкость таких накладок в 1,5–2,0 раза выше износостойкости материалов, изготовляемых иными способами из коротковолокнистого асбеста.

Металлокерамические материалы, нашедшие в последнее время широкое применение для фрикционов трансмиссий гусеничных машин, не вызывают задиров на поверхности сопряженного диска, не схватываются с ним, обладают хорошей теплопроводностью и высокими фрикционными свойствами. Основными компонентами металлокерамики являются медь, железо, олово, свинец, цинк и графит. В зависимости от того, какой из элементов преобладает

вкомпозиции, различают металлокерамики на медной и железной основе. Изготовляются металлокерамические изделия прессованием порошков названных материалов при давлении 100–600 МПа (1000–6000 кГ/см2) с последующим спеканием при температуре 700–800 °С. Во время спекания металлокерамическая накладка прочно соединяется со стальной основой.

Хорошая прирабатываемость металлокерамики способствует тому, что в процессе трения поверхности дисков касаются друг друга

322

почти по всей номинальной площади, в результате чего тепловые потоки равномерно распределяются по поверхностям и в дисках не возникает значительных температурных напряжений. Это обстоятельство положительно сказывается на работоспособности фрикционного узла и позволяет допустить высокие значения удельного давления на поверхности трения: до 0,6 МПа (6 кГ/см2) при трении всухую и до 4 МПа (40 кГ/см2) при трении в масле. Таким образом, металлокерамика позволяет создать наиболее компактные фрикционные узлы, что часто является решающим фактором при выборе фрикционного материала.

В табл. 15.1 представлены ориентировочные значения максимального μmax и минимального μmin коэффициента трения, а также предельные допускаемые удельные давления q для различных фрикционных материалов.

Таблица 15.1

15.3. Расчет основных типов фрикционных узлов

Расчетный момент. Исходным условием для расчета блокировочных муфт и опорных тормозов коробок передач является величина номинального момента Мн, который должен передавать фрикцион. Расчетный момент определяется на основании анализа кинематической схемы трансмиссии при условии, что двигатель развивает мак-

323

симальный момент. Для надежной работы фрикцион должен быть рассчитан на момент, превышающий расчетный:

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 αтах тормозная сила должна отвечать условию

Pò Gsin max .

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

M ò Grâê sin max áð ã .

324

где G – вес гусеничной машины, Н; rвк – радиус ведущей звездочки, м;

iбр – передаточное число бортредуктора; ηбр – КПД бортредуктора; ηг – КПД гусеничного движителя.

Максимальный угол αтах 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

M ò Grâê áð ã .

2iáð

Расчет дисковых фрикционов. Рассмотрим расчетную схему фрикционного узла (рис. 15.1). 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.

где Rн и Rв – соответственно наружный и внутренний радиусы поверхности трения.

Элементарный момент трения определяется выражением

dMòð 2 z qr2dr ,

где z – число пар трения;

μ – коэффициент трения; r – текущий радиус.

Интегрируя это выражение, получаем

325

Mô 23 z q Rí2 Râ2 .

Часто для определения момента фрикциона пользуются упро-

где b – ширина рабочей поверхности дисков;

Rср – средний радиус поверхностей трения, определяемый как полусумма наружного и внутреннего радиусов.

Приравнивая правые части выражений (15.2) и (15.1), получаем:

Рис. 15.1. Расчетная схема фрикционного узла

Расчет ленточных тормозов. Рассмотрим равновесие элементарного участка тормозной ленты (рис. 15.2). На концах участка действуют силы натяжения S и S + dS. Приращение натяжения обеспечивается силой трения

dS dT dN,

где dN – нормальная сила давления ленты на тормозной барабан;

326

– коэффициент трения.

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

dS d . S

Интегрируя полученное уравнение в пределах 0 õ , и S0 S Sõ , где х, и Sх – текущие значения угла и натяжения, получаем

ln Sõ õ ,

S0

откуда

Определим создаваемый тормозом момент при условии, что один конец тормозной ленты жестко закреплен, а ко второму приложена сила S0 (рис. 15.3). Силу, действующую на закрепленном конце ленты, находим по формуле (15.3):

327

моза этот зазор выбирается. Таким образом, перемещение свободного конца ленты

h .

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 qmах. Для его определения поделим обе части выражения dN S d на длину элементарного участка ленты dl и ширину ленты В:

Учитывая, что dld R , получим

q BRS BRS0 eμαõ .

Отсюда видно, что удельное давление возрастает от одного конца ленты к другому против направления вращения барабана (рис. 15.3). Максимальное значение его

qmax BRS0 eμα BRS1 .

Таким образом, требуемая ширина ленты

Как было отмечено, 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 направ-

329