close

Вход

Забыли?

вход по аккаунту

?

Кондратьев Л. П. Исследование и совершенствование ленточных фрикционных устройств подъемно-транспортных машин

код для вставкиСкачать
Л.П. Кондратьев Н.И. Послухаев П.И. Попиков
ИССЛЕДОВАНИЕ И СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ
ЛЕНТОЧНЫХ ФРИКЦИОННЫХ УСТРОЙСТВ
ПОДЪЕМНО-ТРАНСПОРТНЫХ МАШИН
Федеральное агентство по образованию
Государственное образовательное учреждение
высшего профессионального образования
«Воронежская государственная лесотехническая академия»
Л.П. Кондратьев Н.И. Послухаев П.И. Попиков
ИССЛЕДОВАНИЕ И СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ
ЛЕНТОЧНЫХ ФРИКЦИОННЫХ УСТРОЙСТВ
ПОДЪЕМНО-ТРАНСПОРТНЫХ МАШИН
Монография
Воронеж 2009
2
УДК 621.86
К64
Рецензенты: кафедра технической механики ВГТА,
канд. техн. наук, доц. кафедры МЖФ ВГАУ А.М. Андрианов
Печатается по решению научно-технического совета ГОУ ВПО «ВГЛТА»
Кондратьев, Л. П.
К64 Исследование и совершенствование ленточных фрикционных устройств подъемнотранспортных машин [Текст] : монография / Л. П. Кондратьев, Н. И. Послухаев,
П. И. Попиков ; Фед. агентство по образованию, ГОУ ВПО «ВГЛТА». – Воронеж, 2009. –
264 с.
ISBN 978-5-7994-0348-5 (в пер.)
В монографии рассматриваются теории, расчет и конструкции различных
фрикционных муфт и тормозов подъемно-транспортных машин. Приведен сравнительный
анализ их работоспособности. Излагается принципиально новый расчет ленточных
фрикционных устройств внутреннего типа. Подобраны наиболее приемлемые фрикционные
пары для ленточных муфт и тормозов. Описаны конструкции новых простых и реверсивных
муфт внутреннего типа.
Книга иллюстрирована конструктивными схемами, расчетным и экспериментальным
материалом.
Издание рассчитано для инженерно-технических работников машиностроительных,
проектно-конструкторских, технологических и научно-исследовательских организаций,
может быть полезно студентам вузов соответствующих специальностей.
Библиогр.: 155 наим. Ил. 66. Табл. 27.
УДК 621.86
Научное издание
Леонид Павлович Кондратьев
Николай Иванович Послухаев
Петр Иванович Попиков
Исследование и совершенствование ленточных фрикционных устройств
подъемно-транспортных машин
Монография
Редактор С.Ю. Крохотина
Подписано в печать 25.09.2009. Формат 60х90 /16. Усл. печ. л. 16,5.
Уч.-изд. л. 16,87. Тираж 100 экз. Заказ
ГОУ ВПО «Воронежская государственная лесотехническая академия»
РИО ГОУ ВПО «ВГЛТА». 394087, г. Воронеж, Тимирязева, 8
Отпечатано в УОП ГОУ ВПО «ВГЛТА». 394087, г. Воронеж, ул. Докучаева, 10
© Кондратьев Л.П., Послухаев Н.И., Попиков П.И., 2009
ISBN 978-5-7994-0348-5 (в пер.)
© ГОУ ВПО «Воронежская государственная
лесотехническая академия», 2009
3
ВВЕДЕНИЕ
В настоящее время перед машиностроителями стоит важнейшая задача по
ускорению темпов научно-технического прогресса, последовательному переходу от создания и внедрения отдельных машин и технологических процессов к
разработке, производству и массовому применению высокоэффективных систем машин, оборудования и т. д., обеспечивающих комплексную механизацию
и автоматизацию всех процессов производства в машиностроении.
Одной из важнейших отраслей народного хозяйства нашей страны в машиностроении является лесная и деревообрабатывающая промышленность,
темпы развития которой с каждым годом возрастают.
Успешное решение поставленных задач возможно при условии широкого
использования современного высокопроизводительного оборудования и прогрессивных технологических приемов. В настоящее время все основные трудоемкие процессы лесозаготовительного производства выполняются механизированным путем. Широкое применение на трелевке, штабелевке, сплавке, погрузке и разгрузке заготовленной древесины находят многобарабанные лесные лебедки с групповым приводом.
В связи с укрупнением нижних складов лесозаготовительных предприятий, уменьшением объема сплава леса морем, сокращением штабелевочных
работ на приречных складах и оснащением предприятий высокопроизводительной техникой (челюстные погрузчики, лесовозные автопоезда с устройством для самопогрузки и т. д.) потребность в лебедках несколько снижается. Тем
не менее, они по-прежнему находят широкое применение при канатной транспортировке леса, а также на погрузочно-разгрузочных работах. Однако существующие лесные лебедки имеют низкую производительность и надежность. В
связи с этим возникает необходимость в модернизации старых и создании новых более производительных и надежных конструкций.
Опыт эксплуатации лесных лебедок показал, что такой важный узел, как
фрикционная муфта, соединяющая приводной двигатель и трансмиссию с каждым барабаном лебедки, обладает наиболее низким уровнем надежности и передает относительно малый вращающий момент. За счет повышения величины
передаваемого вращающего момента и надежности муфт можно значительно
4
увеличить производительность лесных лебедок без существенного изменения
конструкций других узлов.
В данной монографии произведено обоснование и разработаны конструкции принципиально новых фрикционных муфт для лесных лебедок, обеспечивающих повышение их надежности и производительности.
Производственные испытания этих лебедок в Гузерипльском опытнопоказательном леспромхозе и на Ангарской лесоперевалочной базе с экспериментальными муфтами подтвердили их хорошую работоспособность.
5
1 СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА И ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЙ
1.1 Перспективы применения лебедок в промышленности и их
особенности
Для осуществления комплексной механизации лесоразработок в настоящее
время используются преимущественно валочные, валочно-пакетирующие и
транспортирующие машины с широким использованием гидроманипуляторов
[4]. В то же время специфические условия эксплуатации лесозаготовительной
техники, особенно в горной и заболоченной местностях, требуют применения
специальных лесных лебедок для трелевки и транспортировки древесины, а также для выполнения целого ряда нижнескладских и сплавных работ [6, 21, 124].
В частности, сейчас находит широкое применение канатная трелевка,
осуществляемая стационарными или самоходными лебедками. При работе на
равнинной поверхности и твердых грунтах она по экономической эффективности уступает тракторной, но на лесосеках с пересеченным рельефом и заболоченных участках применение канатной трелевки зачастую является единственным способом доставки древесины. Кроме того, при этом более полно сохраняется почвенный покров и подрост, что благотворно влияет на восстановление
лесного фонда [8, 22, 54, 154].
Несмотря на наметившуюся тенденцию к сокращению численности парка
лесных лебедок, лесная промышленность по-прежнему является их крупным
потребителем. На предприятиях лесной и деревообрабатывающей промышленности эксплуатируется более 20000 лесных лебедок различного исполнения
[23]. Эта большая группа машин требует улучшения конструкции с целью повышения производительности, увеличения надежности и снижения стоимости
единицы выполненной работы.
Привод барабанов лебедок может быть выполнен индивидуальным и
групповым. При индивидуальном приводе каждый барабан приводится в действие непосредственно от двигателя и имеет с ним жесткую кинематическую
связь. Индивидуальный привод барабанов является более совершенным техническим решением, широко применяемым в землеройных, подъемнотранспортных, буровых и других машинах [11, 51, 110, 131]. Такой привод может быть дизель-электрическим или гидростатическим [53]. Использование дизель-электрического индивидуального привода на лебедках лесных машин могло бы обеспечить также решение ряда других не менее важных вопросов меха-
6
низации лесосечных работ, например, снабжение объектов электроэнергией без
дополнительных электростанций. Однако это приведет к увеличению веса лебедок на 15…20 % и повышению их стоимости на 30…40 %.
Индивидуальный гидростатический привод, несомненно, будет широко
внедряться на лесных лебедках, но в ближайшие годы использование его остается ограниченным ввиду дефицита комплектующего гидрооборудования и отсутствия научно обоснованных рекомендаций, определяющих область его применения. Поэтому в настоящее время в лесной промышленности эксплуатируются лишь лебедки с групповым приводом, у которых соединение барабанов с двигателем и трансмиссией производится управляемыми фрикционными муфтами,
позволяющими осуществлять быстрое и плавное включение механизмов [6, 23].
Поскольку групповой привод еще длительное время будет широко использоваться на лесных лебедках, исследования, направленные на его усовершенствование, актуальны. При этом особую важность приобретают исследования по дальнейшему усовершенствованию конструкций фрикционных муфт как
одного из важнейших элементов группового привода.
1.2 Основные типы фрикционных устройств
В настоящее время подавляющее большинство машин и механизмов оснащены фрикционными устройствами того или иного назначения. Движение
машины, ее остановка и маневрирование, изменение режима работы механизма
и управление его работой невозможны без применения фрикционных тормозных либо передаточных устройств (муфт).
Тормоза и фрикционные муфты относятся к тяжело нагруженным узлам.
О режиме работы фрикционных муфт и тормозов различных машин судят по
величине работы трения в них и частоте включения [29, 56, 60, 145,]. Включение муфт и тормозов должно происходить плавно, чтобы не возникали дополнительные динамические нагрузки в трансмиссии и оборудовании. Конструкции муфт и тормозов должны быть рассчитаны на отвод тепла с поверхности трения, температура при этом не должна превышать критических
значений для используемых фрикционных материалов.
Фрикционные муфты, соединяя валы при передаче движения от ведущего
к ведомому, разгоняют массы машины, а тормоза наоборот, останавливают
движущиеся массы. Тормоза предназначаются, кроме того, для регулирования
7
скорости движения и удержания машины и ее частей в неподвижном состоянии. Но кроме различия фрикционные муфты и тормоза имеют много общего,
так как принцип действия их основан на трении и общности протекающего
процесса. Отсюда общность их теории и расчета.
К тормозным устройствам предъявляется комплекс требований, основными из которых являются следующие: обеспечение высокого и постоянного
тормозного момента при минимальных габаритах; минимальное условие затяжки тормоза при заданном перемещении рычага управления; плавность разгона и
торможения; равномерный износ фрикционных элементов и отсутствие схватывания; высокая теплоотдача и малый нагрев тормоза; простота и доступность
регулировки.
В зависимости от конструкции и формы контактирующих элементов тормоза делятся на колодочные, камерные, ленточные и дисковые.
Колодочные тормоза наиболее широко применяются в подъемнотранспортных, строительно-дорожных машинах, автомобильном и железнодорожном транспорте. Принципиальные схемы таких тормозов показаны на
рис. 1.1, 1.2. В этих тормозах тормозные элементы выполнены в виде колодок,
облицованных фрикционными накладками, которые при включении тормоза
прижимаются к наружной стороне шкива либо к внутренней стороне барабана.
Чаще всего применяются двухколодочные или многоколодочные тормоза. В зависимости от назначения условия работы фрикционных пар и фрикционные
материалы колодочных тормозов существенно меняются.
Рис. 1.1 Схема двухколодочного
тормоза с внутренним расположением тормозных колодок: 1 – вал; 2 –
тормозная колодка; 3 – фрикционная
колодка; 4 – вращающийся тормозной барабан
Рис. 1.2 Схема двухколодочного
тормоза с наружным расположением
тормозных колодок: 1 – вращающийся тормозной шкив; 2 – тормозная колодка; 3 – фрикционные накладки; 4 – вал
8
Для подвижного состава железнодорожного транспорта используется колодочный тормоз с фрикционной парой чугун – сталь либо асбокаучуковая
композиция – сталь, для автомобилей (грузовых) – пара трения асбосмоляная
композиция – сталь (чугун), либо асбокаучуковая композиция – сталь (чугун),
аналогично и для подъемно-транспортных машин. Условия работы, в частности, тормозов грузовых автомобилей, характеризуются следующими параметрами: давление 0,7…1,0 МПа, скорость скольжения 5…8 м/с, удельная работа
торможения до 30 кг·м/см2, температура – 150…400°С. Кинетическая энергия,
поглощаемая авиационным тормозом, составляет 104…3·105 кг·м при скорости
скольжения до 20 м/с и давлении до 1,0…1,5 МПа, при этом барабан может нагреваться до 200°С.
Ввиду простоты конструкции и надежности в работе колодочные тормоза
получили широкое распространение, однако в настоящее время они постепенно
вытесняются другими конструкциями. Это вызвано непрерывным увеличением
нагрузки на тормоза.
Конструкция колодочного тормоза не позволяет обеспечить интенсивный
отвод тепла от поверхностей трения деталей. У них наблюдается деформация
каркаса колодок и тормозного барабана вследствие неравномерного нагрева. В
двухколодочных тормозах всех типов колодки изнашиваются неравномерно
даже при условии отсутствия неисправностей и правильной регулировки:
больше изнашивается колодка, на которую передается усилие от приводного
цилиндра. Перераспределение усилия нажатия приводит к перегрузке одной
колодки и к недогрузке другой. Это ухудшает условия эксплуатации фрикционных материалов, применяющихся для изготовления колодок и барабанов. В
таких условиях наблюдается появление глубоких трещин, усадка и коробление
деталей, местные прижоги и перегревы поверхностей трения. Фрикционные материалы с повышенной твердостью имеют низкую эластичность, что приводит
к уменьшению фактической и контурной площадей касания, увеличению фактических давлений, локальному разогреву поверхности трения. В связи с этим
фрикционные пары при работе в колодочных тормозах неустойчивы по коэффициенту трения, и тормозному моменту как за рабочий цикл, так и в течение
всего периода эксплуатации.
Камерные тормоза являются более совершенной конструкцией колодочных, это многоколодочные фрикционы (рис. 1.3), которые заменили двухко-
9
лодочные в ряде отраслей промышленности. Однако в ряде случаев дисковые,
ленточные и конусные тормоза также могут быть выполнены в камерном исполнении [29]. Более высокая стоимость и трудоемкость изготовления камерных тормозов ограничивали их применение в автомобилестроении и других отраслях промышленности. Применение камерных тормозов было обусловлено
стремлением в три-четыре раза увеличить энергоемкость системы при сохранении строительного объема тормоза. Чаще всего применяются тормоза с замкнутой резиновой камерой, расположенной в кольцевой полости неподвижной ступицы. При создании в ней давления жидкостью либо газом тормозные колодки
прижимаются к вращающемуся барабану. В этих тормозах используются пары
асбофрикционный материал - чугун.
Рис. 1.3 Схема камерного тормоза:
1 – вращающийся тормозной барабан;
2 – внутренняя и наружная стенка тормозной камеры;
3 – фрикционные колодки; 4 – полость кольцевой камеры,
заполняемой тормозной жидкостью; 5 – вал
Указанная конструкция тормоза обеспечивает более равномерное нагружение и разогрев барабана, что улучшает отвод тепла и работоспособность системы в целом.
В камерных тормозах в результате применения колодок меньшего размера и замкнутой кольцевой резиновой нагрузочной камеры, обеспечивающей более равномерное прижатие всех колодок по окружности барабана и более равномерный разогрев барабана, создаются более благоприятные эксплуатационные условия. Однако в этой конструкции имеет место неполное прилегание
тормозных колодок, что вызывает неравномерное повышение давления на раз-
10
личных местах фрикционного контакта и, следовательно, неравномерный их
износ. Повышение тепловых нагрузок во фрикционной паре приводит к дополнительным напряжениям в поверхностных слоях материалов трения в местах
перегрева, интенсивному растрескиванию, повышенному и неравномерному
износу, схватыванию и т.п. Энергоемкость таких тормозов недостаточна.
Ленточные тормоза (рис. 1.4) [76] отличаются простотой конструкции и
компактностью, нашли широкое применение в тракторах, подъемнотранспортных, строительных и дорожных машинах, буровом оборудовании,
металлорежущих станках и т.д. Торможение в них осуществляется в результате
прижатия эластичной лентой к поверхности шкива. Тормозной момент ленточного тормоза при одинаковых усилиях прижатия ленты и диаметре тормозного
барабана превышает момент, развиваемый колодочным тормозом. В мощных
тормозах лента представляет собой стальной эластичный обод, облицованный
накладками из фрикционного материала. Чаще всего применяются такие пары
трения: асбофрикционный материал на каучуковой либо смоляной смазке –
сталь либо чугун. С увеличением угла обхвата ленты увеличивается тормозной
момент. Ленточные тормоза используются достаточно эффективно. Так, тормоз
буровой лебедки поглощает до 4·108 кг·м кинетической энергии при давлении
до 1,5 МПа и нагреве барабана до 600 °С, лесной лебедки до 1,0·155 кг·м, давлении до 0,6 МПа и нагреве барабана до 300 °С шагающего экскаватора – 3·105
кг·м при нагреве до 400 °С, тормоз гусеничного трактора - до 104 кг·м при давлении до 1,0…1,5 МПа и нагреве до 300 °С.
Рис. 1.4 Схема ленточного тормоза:
1 – вращающийся тормозной шкив; 2 – стальная лента;
3 – фрикционные накладки; 4 – вал; 5 – тормозной цилиндр
11
Основным недостатком ленточных тормозов следует считать неравномерность распределения нормального усилия прижатия фрикционной ленты и
связанный с этим неравномерный износ набегающего и сбегающего концов
ленты, передача значительных изгибающих усилий на тормозной вал и меньшая эксплуатационная надежность.
Дисковые тормоза по энергоемкости, теплостойкости и работоспособности в условиях больших скоростей скольжения (более 20 м/с) и нагрузок
являются более прогрессивной конструкцией (рис. 1.5) [71]. Благодаря компактности дисковые тормоза легко размещаются в механизмах. Торможение в
нем осуществляется путем сжатия неподвижными дисками вращающихся дисков. Они менее чувствительны к тепловым деформациям. Дисковые тормоза
обладают малой контактной теплоотдачей от тормозных дисков к корпусу, что
уменьшает нагрев и разрушение сопряженных деталей колеса. Конструкция
тормоза и его расположение позволяют осуществить интенсивное принудительное охлаждение.
Рис. 1.5 Схема многодискового тормоза:
1 – неподвижный корпус тормоз; 2 – вращающийся корпус колеса;
3 – вращающийся тормозной диск; 4 – неподвижный тормозной диск;
5 – фрикционные накладки; 6 – нажимной тормозной цилиндр;
7 – опорный диск
Многодисковые тормоза, одинаковые по габаритам с камерными, поглощают в 1,5 раза больше кинетической энергии, а количество тепла, аккумулируемое фрикционной парой дискового тормоза, значительно больше количества
тепла, которое аккумулируется тормозным барабаном и колодками камерного
12
тормоза. Несмотря на это, условия работы для материалов фрикционной пары в
дисковых тормозах более благоприятны. Возможность значительного увеличения площади трения благодаря многодисковой конструкции, использование
разрезных дисков и секторных накладок позволяют применить относительно
небольшое (до 1,0…1,2 МПа) давление сжатия пакета дисков и получить относительно малую удельную мощность торможения, от которой зависит срок
службы тормоза, его надежность и стабильность тормозного момента. В многодисковых тормозах значительно улучшается тепловой режим пары трения в результате двухстороннего, относительно равномерного нагрева тонких разрезных дисков в условиях меньшего температурного градиента по толщине. В таких условиях уменьшается усадка и коробление фрикционных элементов, тепловые напряжения в них. Работоспособность фрикционных элементов зависит
также от способности материалов, из которых изготовлены пары трения, сохранения свойств в данном температурном интервале. Как правило, объемная температура фрикционных элементов многодисковых тормозов достигает значений
500…600 °С.
Применение однодисковой схемы с коэффициентом взаимного перекрытия 0,2…0,3 позволяет улучшить условия работы фрикционной пары за счет
снижения температуры на поверхности трения диска. Хотя уменьшение номинальной площади касания требует значительного увеличения (в четыре-пять
раз) номинального давления нажатия, температура поверхности диска может
быть снижена искусственным вентилированием либо подачей жидкого охладителя с большой теплотой парообразования, что может улучшить фрикционные
характеристики пары трения. Для работы в однодисковых тормозах открытого
типа могут использоваться фрикционные материалы, способные работать при
больших контактных нагрузках, имеющие высокое сопротивление схватыванию, достаточное сопротивление нормальным и тангенциальным усилиям.
В нашей стране и за рубежом предпринимаются попытки создания и использования в автомобильном, тракторном машиностроении и авиации дисковых тормозов открытого типа (рис. 1.6), т.е. тормозов с коэффициентом взаимного перекрытия менее 0,2. Это преимущественно тормоз с одним вращающимся диском, 75…80 % рабочей поверхности которого открыты, а остальная ее часть перекрыта тормозными накладками. Эти тормоза могут эффективно использоваться при обеспечении возможности интенсивного охлаждения
13
вращающегося диска и применении материалов для пар трения, способных работать при высоких давлениях.
Многодисковые тормозные устройства способны поглотить до 3·106 кг·м
кинетической энергии, работать при скоростях скольжения до 30…35 м/с, давлении до 1,2…1,5 МПа, объемной температуре до 550°С и поверхностной
(кратковременной) до 1000…1200°С.
Рис. 1.6 Схема дискового открытого тормоза:
1 – фрикционные накладки; 2 – тормозная колодка; 3 – тормозной цилиндр;
4 – тормозной вращающийся диск; 5 – вал
Конусные тормоза осевого действия широко применяются в лесных лебедках, в механизмах строительных кранов, землеройных машинах, различных
подъемниках и т.д. [29] На рис. 1.7 показаны конусные муфты экскаваторов Э652 (а) и Э-1252 (б).
Рис. 1.7 Конусные муфты механизма реверса экскаваторов Э-652 и Э-1252 и характер износа их фрикционных накладок
14
Недостатком конусных тормозов является то, что при несоосностях ее ведущей и ведомой частей возможны случаи заклинивания, которые вызывают
дополнительные динамические нагрузки.
Давление по ширине накладки в конусных тормозах распределяется неравномерно. Это следует из того, что при абсолютно жестких деталях конусного тормоза износ не может быть разным по ширине накладки, несмотря на
различие в скоростях скольжения на малом (внутреннем) и большом (наружном) радиусах трения конусной накладки. Неравномерная скорость скольжения по ширине накладки при равномерном ее износе может быть компенсирована перераспределением давления по ширине накладки при движении ее относительно шкива. Неравномерное распределение удельного давления по накладке подтверждается исследованиями С. П. Житницкого [56], который проводил их применительно к многодисковым муфтам, конструктивно являющимся предельным случаем конусного тормоза или муфты, когда угол конусности
равен 90°.
Распределение удельного давления по ширине фрикционной накладки
имеет гиперболический характер исходя из условия равномерного износа накладки
qv=const.
Однако преимущество равномерного износа фрикционного материала в
конусных тормозах не всегда используется.
С целью более полного использования фрикционного материала следует
в конусных муфтах и тормозах применять накладки в виде ленты, накладываемой на коническую поверхность.
Передаточные устройства это другой важный тип фрикционов, они
предназначены для передачи крутящего момента без изменения его величины
от ведущей части механизма к ведомой. К ним относятся: муфты сцепления,
фрикционные муфты общепромышленного назначения, синхронизирующие устройства и т.д. К передаточным устройствам предъявляется ряд требований, основными из которых являются следующие [29]: надежная передача
крутящего момента в течение продолжительного времени; частота включения
муфты, т.е. отсутствие явления, называемого "ведение" муфты; плавность
включения; минимально возможные моменты инерции ведомых деталей; уравновешенность осевых усилий; надежность центровки ведомых деталей муфты
15
по отношению к ведущим; малая работа выключения муфты; хороший теплоотвод.
Наиболее распространенными в машиностроении являются фрикционные
муфты, осуществляющие передачу крутящего момента за счет сил трения, возникающих при соприкосновении поверхностей трения элементов фрикционной
пары муфты при их сжатии. Фрикционные муфты имеют ряд преимуществ перед другими типами сцепных муфт, а именно: допускают включение при любой
разности угловых скоростей ведущих и ведомых дисков; обеспечивают плавность включения и возможность плавного регулирования скорости ведомого
вала; позволяют изменять время разгона ведомых частей и величину крутящего
момента, что дает возможность использовать их как предохранительные муфты
и муфты предельного момента.
При одном и том же принципе работы муфты различаются: по назначению (муфты сцепления, общепромышленного назначения), форме элементов
пары трения (плоские, конусные), количеству рабочих пар (однодисковые, многодисковые), способам управления (механические, гидравлические, пневматические, электрические), характеру внешней среды, в которой работают фрикционные элементы (сухие, масляные) и т.д.
Фрикционные элементы устройств изготавливаются из различных материалов в зависимости от назначения устройства.
Конструкция фрикционных муфт существенно зависит от режима работы
лебедки (частоты включения, работы за цикл включения и выключения муфты).
В таблице 1.1 приведены соответствующие данные для лесных лебедок, а также
для лебедок ряда других машин с интенсивным режимом эксплуатации [25].
Таблица 1.1
Режим работы муфт и тормозов
Тип машины
Работа за цикл,
Дж
1. Лесные лебедки (трелевочный
режим)
2. Лесные лебедки (погрузочный
режим)
3. Средние канатные экскаваторы
4. Нефтебуровые лебедки
(0,5-1,0) 105
Частота вклю- Установившаяся темчений
пература в °С фрикционного узла
10-20
80-100
(0,5-1,0) 105
15-36
80-120
(4,9-4,5) 105
(4,0-4,5) 109
500-1000
-
250-300
600
16
Таблица 1.2
Лебедки, применяемые в лесной промышленности
Тормоза
материал тормозной давление в
шкива момент, н·м фрикционной паре,
МПа
9
10
11
СЧ 18
4650
0,125
ГОСТ
1412-85
-""-
6250
СЧ 21
ГОСТ
1412-85
-""-
5400
0,125
0,130
5600
0,120
СЧ 21
ГОСТ
1412-85
2850
0,95
-""-
2850
0,95
16
Наименование
Муфты
и тип лебедки тип муфты фрикцион- материал передавае- давление в тип тормо- фрикционный матешкива
мый мо- фрикционза
ный материал
мент, н·м ной паре,
риал
МПа
1
2
3
4
5
6
7
8
1. Л-60, горная Конусная
КФ-3
СЧ 18
3900
0,35
Ленточный Лента асбеГОСТ
стовая, тип
1412-85
А ГОСТ
1198-93
2. ГИЛМ-4,
-""Лента
-""6250
0,33
-""-""трелевочная
вальцованная
3. Л-59, штабе- Пневмока-""СЧ 21
4500
0,36
-""-""левочная
мерная
ГОСТ
1412-85
4. ЛЛ-8, треле-""-""-""4670
0,36
-""-""вочная
5. ЛЛ-9, сплав-""-""-""2280
0,33
-""Лента асбеная
стовая, тип
Б ГОСТ
1198-93
6. ЛЛ-11,
-""-""-""2280
0,33
-""-""сплавная
17
Окончание табл. 1.2
1
7. ЛЛ-12, для
привода
2
3
ПневмокаЛента
мерная вальцованная
4
СЧ 21
ГОСТ
1412-85
5
9000
6
0,36
-""-
-""-
СТ 3 ГОСТ
320-85
4500
0,36
9. ТЛ-1, трелевочная
Конусная
-""-
-
0,3-0,4
10. ТЛ-3, трелевочная
11. ТЛ-4, трелевочная
-""-
-""-
-
0,3-0,4
-""-
-""-
-
0,3-0,4
12. ЦЛ-2, лесосплавная
13. Лебедка на
базе трактора
С-80
14. ТЛ-5, трелевочная
-""-
-""-
-
0,3-0,4
Дисковая
-""-
-
0,6
Конусная
-""-
-
-
-""-""-
-""-""-
СЧ 15
ГОСТ
1412-85
СТ 3 ГОСТ
380-85
СЧ 18
ГОСТ
1412-85
СТ 3 ГОСТ
380-85
СЧ 15
ГОСТ
1412-85
СЧ 18
ГОСТ
1412-85
-""-""-
-
-
15.Л-19
16. Л-20
10
11250
11
0,95
6360
0,130
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
17
8. Л-71, Б,
штабелевочная
7
8
9
Ленточный Лента асбе- СЧ 21
стовая, тип ГОСТ
1412-85
Б ГОСТ
1198-93
-""Лента асбе- СТ 3 ГОСТ
стовая, тип 380-85
А, ГОСТ
1198-93
-""-""СЧ 15
ГОСТ
1412-85
-""-""СТ 3 ГОСТ
380-85
-""-""СЧ 18
ГОСТ
1412-85
-""-""СТ 3 ГОСТ
380-85
-""-""СЧ 15
ГОСТ
1412-85
-""-""СЧ 18
ГОСТ
1412-85
-""-""-""-""-""-""-
18
Режим работы во многом определяет температуру в зоне контакта фрикционной пары муфт и тормозов, которая является одним из наиболее важных
факторов, влияющих на их долговечность и работоспособность.
Как видно из табл. 1.1, установившаяся температура фрикционного узла
лесных лебедок значительно ниже допустимых значений для фрикционных материалов [1]. Это подтверждается и трудами других исследователей [16, 37].
При выборе типа фрикционных муфт для лебедок учитываются как специальные эксплуатационные требования, предъявляемые к ним, так и общие
факторы, к которым относятся: режим работы машин, тип двигателя, скорость
вращения вала, взаимное расположение осей соединяемых валов [115].
На лебедках лесных машин до последнего времени устанавливались дисковые, конусные и колодочные пневмокамерные фрикционные муфты (табл.
1.2) [5, 6, 93, 96, 130].
Дисковые муфты на лесных лебедках в основном применяются для соединения приводного двигателя с трансмиссией. Это обычные муфты сцепления, поставляемые с дизельными и карбюраторными двигателями. Для передачи вращающего момента непосредственно на барабан эти муфты использовались на опытном образце – трехбарабанной самоходной лебедке [128]. Лебедка
получилась громоздкой, управление муфтами сложное, что не позволило внедрить ее в серийное производство.
Конусные муфты с ручным управлением ранее широко применялись на
лесных лебедках. Преимуществом этих муфт является простота конструкции, а
недостатком то, что при несоосности ведущей и ведомой частей возможны случаи заклинивания, при которых возникают дополнительные динамические нагрузки и требуются значительные усилия на выключение [6].
В лебедке ТЛ-6 впервые были применены колодочные пневмокамерные
муфты дистанционного управления, унифицированные с муфтами экскаватора
Э-304. Преимуществом пневмокамерных муфт является легкость управления,
стабильность передаваемого вращающего момента, возможность дистанционного управления [9, 27]. Эти положительные качества привели к широкому
внедрению пневмокамерных муфт в конструкциях большинства лебедок лесных машин класса 40…63 кН, серийно выпускаемых заводами лесозаготовительного машиностроения. В процессе эксплуатации лебедок выявились недостатки и пневмокамерных муфт: сложность и относительно высокая стоимость
19
системы пневмоуправления, ее нестабильная работа при низких температурах,
недостаточная величина тягового усилия на верхних витках барабанов при передаче пневмокамерной муфтой предельной величины вращающего момента.
Задачи, поставленные перед лесной промышленностью в области повышения производительности труда, требуют увеличения максимальных тяговых
усилий лесных лебедок [124], которые, по исследованиям ВПКИ «Лесмаш» и
КФ ЦНИИМЭ, в ближайшие годы должны возрасти с 63 кН до 125 кН и более
(табл. 1.3) [21, 44, 68]. Это, в свою очередь, повлечет увеличение нагрузки на
фрикционные устройства.
Таблица 1.3
Тип
Число барабанов
ЛЛТ
1
2
1
2
4
4
ЛЛС
4
2
4
Типоразмерный ряд лебедок
Характеристика основного грузового барабана
Тяговое уси- Канатоемкость, м Предельная сколие, кН
рость каната, м/с
16
1000
0,5…7,0
32
63
32
63
63
125
300
0,5…1,2
ЛЛТ – лебедка лесозаготовительная.
ЛЛС – лебедка лесосплавная складская.
Повышение нагрузочной способности колодочного пневмокамерного
фрикциона возможно за счет увеличения габаритных размеров. Однако такой
путь ведет к усложнению конструкции лесных лебедок, создает значительные
трудности в их производстве. Более целесообразным представляется путь повышения тягового усилия на барабане лебедки за счет постановки муфты такой
20
конструкции, которая обеспечит передачу вращающего момента большей величины, чем колодочные пневмокамерные, при тех же габаритах и без изменения
усилия включения. С этой целью необходимо провести анализ нагрузочной
способности фрикционных муфт различных конструкций.
Из опыта использования муфт в экскаваторостроении [55], на нефтебуровых лебедках [63], шахтных подъемниках [51] и ряде других машин известно,
что ленточные фрикционные муфты обладают гораздо большей нагрузочной
способностью по сравнению с колодочными пневмокамерными при одинаковых габаритных размерах [1]. Необходимо отметить, что наибольшей компактностью отличаются фрикционные узлы экскаваторов и некоторых других машин [28], состоящие из ленточных муфт внутреннего типа в сочетании с ленточными тормозами наружного типа. При этом одна и та же деталь используется в качестве ведомой полумуфты и тормозного шкива. Такое конструктивное
решение ухудшает теплоотдачу фрикционных поверхностей, но в связи с тем,
что температурный режим фрикционных муфт лесных лебедок значительно
ниже допустимых значений, эта конструктивная особенность не может оказать
существенное отрицательное влияние на их работоспособность. Однако следует
отметить, что на лесных лебедках ленточные муфты до последнего времени не
применялись. Применение такой конструкции позволяет значительно уменьшить размеры фрикционного узла и облегчить машину в целом.
Следует отметить, что при заготовке древесины в горных условиях
транспортировку ее осуществляют канатными установками с верхним расположением лебедки, что обеспечивает опускание груза под собственным весом
[58]. Однако расположение лебедки внизу гораздо экономичнее, т. к. нет необходимости в доставке ее наверх, что снижает трудозатраты на монтаж и демонтаж, кроме того, она может производить погрузку древесины на лесовозный
транспорт, что позволяет значительно сократить число механизмов на погрузочных работах. Такое решение возможно при применении муфт, способных
передать примерно одинаковый момент в прямом и обратном направлениях.
Простые ленточные муфты, применяемые на других машинах, обеспечивают
передачу вращающего момента достаточной величины лишь в одном направлении. Вместе с тем, следует отметить, что в настоящее время конструкции фрикционных муфт, обладающих такими свойствами, на лесных лебедках также не
применяются. Для равноценной работы муфты в двух противоположных на-
21
правлениях применяются двухленточные и суммирующие фрикционы наружного типа, которые способны передать приблизительно одинаковый момент в
обоих направлениях, но они требуют больших усилий на включение. В настоящее время известны только реверсивные ленточные тормоза внутреннего типа,
например, описанные М. П. Александровым [1, 2]. Недостатком таких тормозов
являются также большие усилия на включение и, кроме того, значительные динамические нагрузки при реверсировании момента.
Поскольку существующие конструкции фрикционных муфт двухстороннего действия не могут быть успешно использованы на лесных лебедках, необходимо провести соответствующий поиск новых конструктивных решений.
Следует отметить, что муфты, установленные на экскаваторах, имеют
низкую надежность: у них имеет место как неравномерный износ, так и изломы, обрывы ленты у заякоренного конца.
Неравномерность износа фрикционной ленты по периметру вызвана переменностью распределения давлений. Исследования по распределению давлений ленточных фрикционов внутреннего типа проводились недостаточно.
Для лесных лебедок путем выбора рациональной конструкции ленточных
муфт можно добиться их достаточно высокой эксплуатационной надежности.
1.3 Фрикционные материалы муфт и тормозов
Фрикционный материал является основным рабочим элементом муфты и
тормоза. От качества материала зависит работоспособность устройства в целом.
Отечественная промышленность выпускает большое количество фрикционных
материалов, обеспечивающих высокий коэффициент трения и низкую износостойкость.
Область применения асбофрикционных материалов чрезвычайно широка:
в тормозах и муфтах автомобилей, железнодорожного подвижного состава и
вагонов метрополитена, самолетов. Перечисленные узлы трения охватывают
все основные области применения асбофрикционных материалов [145]: весьма
легкий режим трения – температура трения до 100°С, легкий – до 250°С, средний – до 600 °С, тяжелый – до 1000°С, сверхтяжелый – более 1000°С. Классификация узлов трения по температуре вызвана тем, что, как известно [145],
температура поверхности трения является одним из наиболее существенных
факторов, определяющих трение и износ асбофрикционных материалов.
22
В зависимости от назначения различают служебные и экстренные торможения транспортных машин [56]. Служебные торможения применяются для
преднамеренной остановки и регулирования скорости. Экстренными (аварийными) торможениями пользуются для предотвращения аварии или наезда. Экстренные торможения проводятся внезапно, без предварительного снижения
скорости движения, с наибольшей интенсивностью до полной остановки.
По продолжительности торможений, их интенсивности и повторяемости
торможения бывают: кратковременные, повторно-кратковременные и длительные [145]. Кратковременными называются единичные сравнительно недлительные торможения, для которых можно пренебречь теплоотдачей в окружающую среду. Эти торможения проводятся сравнительно редко, так что после
каждого из них скользящий контакт тормозов успевает охладиться. Режим повторно-кратковременных торможений представляет собой серию последовательных торможений, после каждого из которых температура скользящего контакта тормозов повышается, достигая некоторого установившегося значения.
Режим повторно-кратковременных торможений особенно характерен для автомобильных тормозов, например, при езде в горных условиях (частые торможения при поворотах и спусках). Длительные торможения применяются для ограничения скорости на крутых или затяжных спусках в горных условиях.
При эксплуатации автомобилей количество экстренных торможений в зависимости от условий движения составляет не более 5…10 % от их общего количества. Экстренные торможения производятся с максимально возможным
замедлением. Интенсивность служебных торможений обычно не более 50 %
интенсивности экстренных торможений.
Температурные режимы работы автомобильных тормозов различны. При
езде в обычных условиях (равнинные дороги, городские улицы с интенсивным
движением) температура фрикционных накладок обычно невелика (50…100°С).
Значительной величины температура достигает при езде в горных условиях.
Так, приезде в горных условиях Крыма максимальная температура барабанных
тормозов достигла 350°С, а на Альпийских спусках до 400°С [87].
Предельные температурные режимы работы дисковых автомобильных
тормозов существенно жестче. Здесь температура может достигать 500…600°С.
При кратковременных торможениях скользящий контакт железнодорожных тормозов нагревается до температур не более 250…300°С.
23
Таблица 1.4
Режим нагрузки муфт и тормозов некоторых типов строительных и дорожных
машин
Тип машин
Работа трения Количество вклюза цикл, кгс·м
чений за 1 час
машинного времени
4
Трелевочный трактор ТДТ-55
(0,5…1,0) 10
40…150
Дорожный моторный каток 10 т:
механический
гидравлический
Шпалоподбивочная машина МПС
(1…3) 103
(5…8) 102
(1,2…1,5)103
200…250
200…250
400…500
Одноковшовые универсальные экскаваторы с ковшом емкостью 0,4…2,5 м3
Шагающий экскаватор ЭШ-4/40
(0,5…4,7) 104
(2,5…3,0) 105
500…1000
200…300
Машина для разработки мерзлого
грунта МПС-2
(4…6) 102
600…750
Стреловые самоходные кроны грузоподъемностью 6,3…16 тс
(0,4…1,2) 103
150…500
Механизированный трубовоз на автомашине Урал-375
(0,1…0,2) 103
8…12
Режимы работы строительных и дорожных машин имеют высокие скорости рабочих движений, большие массы и размеры. Это связано с резким увеличением мощности, поглощаемой тормозами и передаваемой фрикционными
муфтами с ростом ускорений и, следовательно, действующих нагрузок в элементах трансмиссии и рабочем оборудовании. При стопорении и разгоне быстровращающихся значительных масс развивается большая кинетическая энергия. В связи с этим к фрикционным муфтам и тормозам строительно-дорожных
машин предъявляются повышенные требования.
В лесной промышленности на лебедках машин применяется групповой
привод с большим количеством фрикционных муфт и тормозов. В связи с увеличением транспортного пакета до 110 кН и использованием единого тормозного барабана для фрикционных муфт и тормозов, с целью уменьшения габаритных размеров лебедок значительно возросли требования к качеству фрикционных материалов, что потребовало дополнительных исследований (таблица
1.5).
24
Таблица 1.5
Режим работы муфт и тормозов
Тип машины
Работа за цикл
Частота
Установившаяся
Дж
включений температура в °С
фрикционного
узла
5
1. Лесные лебедки (трелевоч- (0,5…1,0) 10
10…20
80…100
ный режим)
2. Лесные лебедки (погрузоч- (0,5…1,0) 105
15…36
80…120
ный режим)
3. Средние канатные экскава- (4,9…4,5) 105 500…1000
250…300
торы
4. Нефтебуровые лебедки
(4,0…4,5) 109
600
Фрикционные материалы в зависимости от их состава и природы можно
разделить на несколько групп.
Органические фрикционные материалы. К этой группе фрикционных материалов относятся пробка, войлок, кожа, дерево, фетр. Они предназначены для
малонагруженных фрикционных узлов, поэтому их применение ограничено.
Однако изделия из пробки до сих пор широко используют в фрикционных узлах, работающих в среде масла.
Металлические фрикционные материалы. Довольно широкое распространение в качестве фрикционных материалов получили чугуны и стали некоторых марок, что объясняется главным образом их высокими прочностью и теплопроводностью, а не фрикционными свойствами. Недостатками металлических пар трения являются снижение коэффициента трения при увеличении
температуры и образование трещин на поверхности контртела.
Металлокерамические фрикционные материалы. Эти материалы изготавливают на основе металлических порошков прессованием при высоком давлении с последующим спеканием при температуре плавления основных компонентов: меди, железа, олова, свинца, цинка. Металлокерамические материалы
используются в тяжело нагруженных фрикционных узлах. К недостаткам этих
материалов относится их высокая стоимость и сложность изготовления.
Металлопластмассовые фрикционные материалы. К этой группе материалов относится металлокерамика на основе железа, поры которой заполнены
25
фенолоформальдегидной смолой. Она обладает высокой теплостойкостью и незначительной склонностью к схватыванию при низких температурах.
Пластмассы. Применение в качестве фрикционных материалов пластмасс в настоящее время в связи с общим развитием химической промышленности значительно увеличилось.
Для пластмасс характерна относительно большая стабильность фрикционных свойств при высоких температурах.
Фрикционные пластмассы в качестве связующего имеют фенольноформальдегидные смолы резольного типа, а в качестве наполнителей – асбест,
барит, железный сурик, окись свинца, каолин, латунную стружку, электрокорунд и т.п.
Широкое применение во фрикционных узлах нашли пластмассы КФ-ЗМ,
К-217-57, К-15-6, К-15-13М и др.
Однако более высокие показатели стабильности коэффициента трения
имеют созданные в последние годы новые фрикционные материалы ФК-16Л и
ФК-24А [87]. В композиции этих материалов введен барит, стабилизирующий
коэффициент трения. Следует отметить, что абсолютные значения коэффициента трения материалов ФК-16Л и ФК-24А в паре со сталью недостаточно высокие [125].
Металлокерамические материалы. В последнее время металлокерамика
получила широкое распространение во многих областях машиностроения как
антифрикционный и фрикционный материал.
В тех случаях, когда высокие скорости скольжения и значительные нагрузки во фрикционных устройствах приводят в течение нескольких секунд к
высоким температурам (порядка 500…700°С), материалы на асбестовой основе
неприменимы из-за низкой теплопроводности.
Металлические материалы, применяемые в качестве фрикционных, обладают хорошей теплопроводностью, однако имеют ряд других недостатков.
Например, чугуны недостаточно теплостойки, поэтому в результате чередующегося нагрева и охлаждения при трении на их поверхности образуются
трещины, приводящие к разрушению. Стали и бронзы коробятся, изменяют
геометрическую форму, наволакивают на сопряженную пару, процесс трения
часто сопровождается «схватыванием».
Металлокерамические фрикционные материалы не вызывают задиров на
26
поверхности сопряженного материала, не схватываются с ним и обладают высокими фрикционными свойствами.
Металлокерамические материалы изготовляют на медной или железной
основе прессованием металлических порошков при давлении 1000…6000 кг/см2
(100…600 Мн/м2) с последующим спеканием при температуре точки плавления
основного компонента. В процессе спекания металлокерамика напаивается на
металлическую основу слоем толщиной 0,25…3,0 мм.
Основными компонентами металлокерамических материалов являются
медь, железо, олово, свинец, цинк и графит. Металлокерамика на медной основе имеет такой примерный состав (в %): Cu 60…70; Zn 5…10; Fe 5…10; Pb
5…15; Sn 5…7; Si до 2; графита 5…7, SiC (или другие абразивные материалы)
2…3.
Таким образом, основным компонентом является медь. Цинк и олово добавляют для улучшения связи порошкообразных составляющих между собой,
железо, карбид кремния и другие абразивные материалы добавляют с целью
повышения коэффициента трения. Свинец, обладая значительно более низкой
температурой плавления, чем медь, не образует химических соединений с медью, но создает при работе металлокерамики в узле трения жидкую пленку, а
при остывании вновь переходит в твердое состояние.
Металлокерамические материалы на медной основе чаще всего используют в узлах трения, работающих в масле, а для узлов сухого трения применяют металлокерамику из недефицитного и дешевого железного порошка, легированного различными элементами.
Асбофрикционные материалы. Из многообразия фрикционных материалов, выпускаемых промышленностью, наибольшее распространение получили асбофрикционные материалы. Основными компонентами, входящими в
их состав, являются асбест, синтетические каучуки и смолы, а также различные
порошкообразные наполнители. Асбофрикционные изделия отличаются друг от
друга не только композиционным составом, но и размерами и формой.
Весь ассортимент выпускаемых асбофрикционных материалов можно
разделить на несколько групп по следующим признакам:
степени наполнения асбестом – высоконаполненные (более 30 %), средненаполненные (20…30 %), малонаполненные (до 20 %);
типу связующего – каучуковые, смоляные и каучукосмоляные;
27
типу вулканизирующей группы – серные и бессерные;
способу изготовления – плетенные, тканые, формованные, вальцованные,
прессованные;
способу смешения.
Асбофрикционный материал представляет собой многокомпонентную
наполненную полимерную композицию. В качестве основного наполнителя используется асбест, применяемый как теплостойкий армирующий компонент,
который имеет высокую механическую прочность и теплостойкость до 400°С.
В свободном состоянии обладает способностью очищать поверхность трения от
загрязнений и вследствие этого имеет высокий коэффициент трения – до 0,8
[145].
Наиболее широко для фрикционных накладок применяется хризотиловый
асбест. Химический состав хризотилового асбеста Баженовского месторождения следующий (в %): SiО2 42,0; MgO 40,7; Н2О (конституционная) 12,9;
Н2О (адсорбированная) 1,7; Аl2O3 0,65; Fe2O3 1,09; Fe2O 0,45; MnО 0,04; NiO
0,08; органического вещества.
При нагревании асбест претерпевает ряд изменений вследствие потери
воды. При нагревании асбеста до 400°С полностью теряется гигроскопическая
вода, содержащаяся между кристаллами, что приводит к снижению его прочности и эластичности. В этом случае после прекращения воздействия высоких
температур первоначальные свойства асбеста восстанавливаются. При нагревании в пределах 450…700°С асбест безвозвратно теряет свою прочность и эластичность, легко растирается в порошок. При температуре около 1500°С хризотиловый асбест плавится.
Рассмотренные свойства асбеста могут оказывать существенное влияние
на фрикционные качества материалов, изготовленных на его основе.
Асбест может содержаться в виде отдельных волокон или специальным
образом переплетенных нитей или в виде ткани и, наконец, в виде картона. Асбофрикционные материалы, содержащие свободный асбест, а также материалы
на основе асбестовых нитей дополнительно наполняются различными фрикционно способными наполнителями [29, 60].
В качестве полимерного связующего применяются бутадиеновые, бутадиен-стирольные и бутадиен-нитриловые каучуки, фенолформальдегидные,
крезолоформальдегидные и другие синтетические смолы, а также комбинации
28
смол с каучуками (комбинированное связующее). Связующее является одним
из важнейших компонентов асбофрикционных материалов, определяющим его
теплостойкость, предельные температурные границы применения и другие эксплуатационные свойства.
Для отвода тепла при трении большое значение имеет теплопроводность.
Однако асбест имеет низкую теплопроводность (λ=0,001 Вт/м·град). С целью
повышения теплопроводности фрикционных изделий из асбеста последние армируют латунной, красномедной и алюминиевой проволокой или стружкой.
Такие наполнители, как латунная стружка, окись алюминия, железный сурик,
барит, шлаковая вата и ряд других способствует повышению коэффициента
трения композиции; алебастр, гашеная известь, каолин обеспечивают коэффициент трения композиции, близкий к коэффициенту трения чистого связующего; печная, белая сажа, графит способствуют снижению коэффициента трения
[56]. По данным [145] коэффициент трения минеральных наполнителей пропорционален их твердости по Маху. Металлические наполнители используются
для снижения температуры поверхности трения, а при высоких температурах в
определенной мере заменяют выгорающее связующее [86].
По способу изготовления асбофрикционные изделия (тормозные накладки, диски сцепления, колодки, сектора и т.д.) подразделяются на плетеные, тканые, прессованные, картонобакелитовые, формованные и вальцованные.
В плетеных накладках обычно содержится 40…65 % длинноволокнистого
хризотилового асбеста, 5…20 % хлопка и 20…40 % проволоки. В зависимости
от пропиточных составов различают плетеные накладки двух типов А и Б.
Для накладок типа А применяются пропитки из битумно-масляных составов, в которые входят руберакс и льняное масло.
В качестве пропитывающих составов для плетеных накладок типа Б применяется льняное, тунговое и перилловое масла.
Кроме того, для пропитки плетеных накладок применяют льняное масло,
термостойкие смолы, гильсонит, искусственные асфальты, резиновый клей,
минеральные масла, каменноугольные пеки.
После пропитки соответствующими составами накладки прокатываются
на роллах.
Тканые фрикционные материалы. Основу таких фрикционных материалов составляет тканая асбестовая лента. Тканая асбестовая основа может
29
пропитываться фенолформальдегидными смолами, льняным маслом или специальной смесью, а затем термообрабатывается. Тормозная тканая лента представляет собой эластичный материал, хорошо работающий на изгиб. Вследствие низкой фрикционной теплостойкости тканая тормозная лента применяется
преимущественно для легких условий работы. Преимущество тканой ленты высокая прочность при разрыве и хорошая эластичность.
Для изготовления тканых накладок сцепления участок тканой асбестовой
ленты в композиции с латунной проволокой пропитывается бакелитовой смолой, сгибается в кольцо, прессуется и вулканизуется. Тканые накладки сцепления имеют хорошую прочность, но невысокую фрикционную теплостойкость.
В настоящее время получает развитие новая разновидность материалов,
содержащих в основе асбестовые нити – так называемые спирально навитые
накладки сцепления. В ряде случаев они зарекомендовали себя положительно.
Прессованные фрикционные материалы. Основу прессованных материалов составляет картон, состоящий из асбеста, фрикционных наполнителей и
каучука с вулканизующей группой. Заготовки изделий (накладки сцепления,
сектора, тормозные накладки), вырезанные из картона, прессуются и вулканизуются. Способ получения прессованных материалов отличается высокой производительностью, но изделия имеют сравнительно низкие эксплуатационные
качества. Наибольшие скорости скольжения находятся в пределах 15…38 м/с.
Удельные давления для таких фрикционных накладок не должны превышать
0,7 МПа, температура нагрева при продолжительном скольжении допускается в
основном до 260°С.
Картонобакелитовые фрикционные материалы. Отличаются от прессованных в принципе лишь связующим. В качестве связующего здесь применяется бакелитовая (фенолформальдегидная) смола. Картонобакелитовые изделия
в сравнении с прессованными имеют несколько большую ходимость.
Формованные изделия получают горячим прессованием в пресс-формах.
Формовочная масса готовится в массомешателях (совмещенный способ смешения) или резиносмесителях (сухое смешение) [29, 60].
При совмещенном способе изготовления формовочной массы в массомешатель загружается каучук, бензин, смола, наполнители и осуществляется приготовление каучукового клея. В готовый клей вводятся вулканизующие агенты
и асбест. Сушка готовой массы (извлечение бензина) может производиться не-
30
посредственно в мешателе, если он снабжен вакуум-насосом (вакууммешателем). При этом горячая вода подается в рубашку мешателя. В другом
случае масса с помощью шприц-машины компонуется в брикеты, раскладывается на металлические противни и высушивается в полочных вакуумсушилках, плиты которых обогреваются горячей водой. Процесс изготовления
формовочной массы длится 2,5 часа, сушка в вакуум-мешателе – 3…4 часа, а в
вакуум-сушилке – 1,5…3 часа.
Высушенная масса измельчается молотковыми дробилками, а затем брикетируются на вальц-машине или в пресс-формах без обогрева. Полученные
брикеты формуются в изделия в этажных многогнездных электрически обогреваемых пресс-формах.
Сухой способ смешения предусматривает изготовление формовочной
массы в резиносмесителе без применения растворителя (бензина). Распушка
массы, ее брикетирование и формование изделий производятся так же, как и в
случае приготовления формовочной массы совмещенным способом.
Способ изготовления формованных изделий в настоящее время получил
наибольшее распространение в промышленности асбестовых технических изделий.
Главным достоинством способа является возможность практически неограниченного применения различных связующих и фрикционных наполнителей для совершенствования рецептуры материала.
Известны формованные материалы на каучуковом связующем, смоляном
и комбинированном.
Смолы придают асбофрикционным изделиям более высокую теплостойкость. Недостатком изделий на смоляном связующем является низкий и недостаточно стабильный коэффициент трения.
Применение комбинированного связующего позволяет в некоторой степени совместить положительные качества каучука и смолы в одном изделии.
Формованные накладки получили значительное применение благодаря
широкому диапазону физико-механических свойств и возможности использования менее дефицитного коротковолокнистого асбеста IV-V сортов.
В качестве связующих материалов, при изготовлении формованных накладок, в нашей промышленности применяют синтетический каучук, регенерат
и синтетические фенол- и крезоформальдегидные смолы.
31
В качестве наполнителей применяют окиси цинка и железа, мангезию,
чешуйчатый графит, слюду, карборунд, цемент. В отдельные составы добавляют стальную или шлаковую вату, латунную проволоку или стружку.
Наибольший эффект для достижения износо- и термостойкости получается при применении фрикционных материалов, изготовленных на основе
комбинированного связующего вещества (сочетание каучуков, регенерата и
синтетических смол).
Формованные фрикционные материалы изготовляют в основном по следующей технологии: вначале изготовляют формовочные массы из асбеста, связующих веществ, порошковых наполнителей и других добавок, затем высушивают и измельчают формовочные массы на дезинтеграторах и формуют изделия
в прессформах.
В зависимости от назначения накладок формование может производиться
в обогреваемых прессформах или без обогрева с последующей термической обработкой в специальных печах
Фрикционные накладки на каучуковой основе изготовляются при холодном и при горячем формовании, а на основе синтетических смол только при
горячем формовании. Физико-механические свойства этих накладок приведены
в табл. 1.6.
Таблица 1.6
Физико-механические свойства фрикционных накладок на каучуковой основе,
изготовленных при горячем и холодном формовании
Тип накладок
Коэффици- Износ за 2 Твердость Набухание, %
ент трения, часа испы- по Бринел- в вов
не менее
таний, м/г
лю, Н/мм2
де
масле
Изготовленные
при
0,36-0,4
0,2
170
2
2
горячем формовании
Изготовленные
при
0,36
0,2-0,25
170
3
6
холодном формовании
Формование накладок на каучуковой основе холодным способом
производится за один-два удара в прессформах под давлением примерно до 50
МПа. После формования накладки просушиваются и вулканизируются при
160°С выдержкой в течение 1…1,5 часов.
32
При горячем прессовании прессформы и прессмассы при помощи электричества нагреваются до 160…170°С. При этом изделие выдерживается под
прессом в течение 4…20 мин. Способ горячего прессования менее производителем, чем холодного прессования, но изделия при этом способе получаются
более плотными и однородными и способны меньше поглощать воду и масло.
За рубежом формованные накладки подразделяются на накладки сухого и
мокрого смешения.
Фрикционные формованные накладки сухого смешения изготовляются из
компонентов (каучук и мелкий асбест), перемешанных в сухом состоянии. В
смесь в необходимых количествах добавляют серу, термостойкие смолы и другие вещества.
Формование производится с подогревом при давлении 14 МПа. Термическую обработку изделий производят в специальных формах.
При мокром смешении все компоненты перемешиваются во влажном состоянии. Формование изделий производится продавливанием прессмассы через
окно пресса.
Фрикционные накладки как сухого, так и мокрого смешения обычно усиливаются проволочным каркасом.
Вальцованные фрикционные материалы получают из эластичной фрикционной ленты вальцеванием формовочной массы. Они обладают незначительной способностью впитывать воду и минеральные масла.
При изготовлении вальцованной ленты формовочная масса непрерывно
поступает на стальную ленту и напрессовывается на нее двумя прессующими
валками в виде бесконечной полосы. После этого изделие снимается со стальной ленты, режется на куски необходимой длины и затем подвергается термической обработке.
Способ вальцевания отличается высокой производительностью и непрерывностью.
Вальцованная лента имеет следующий состав: связующее (каучук СКВ) –
20 %, мягчитель (колидиены) – 2 %, порошковые наполнители (окись цинка,
железный сурик) – 50 %, асбест – 28 %.
Высокая эластичность дает возможность использования их в различных
по радиусу трения фрикционных устройствах, но наибольшее применение
вальцованные накладки нашли в ленточных фрикционных муфтах и тормозах,
33
так как по износостойкости и величине коэффициента трения при работе в таких устройствах они являются одними из лучших.
Недостатком вальцованной ленты является ее сравнительно низкая прочность.
К металлам, применяемым для изготовления шкивов фрикционных муфт
и тормозов, предъявляют следующие требования:
1) высокая износостойкость и минимальное изнашивание фрикционной
колодки;
2) достаточно высокий коэффициент трения в паре с фрикционной накладкой;
3) высокая теплопроводность;
4) высокая удельная теплоемкость;
5) высокая механическая прочность;
6) низкие коэффициенты линейного и объемного расширения (сопротивляемость термическому износу – растрескиванию);
7) высокая точка плавления;
8) равновеликая плотность на поверхности трения;
9) сопротивляемость пластическим деформациям;
10) высокий модуль упругости.
Перечисленные требования трудно соблюсти полностью, однако, большинство из них необходимо учитывать при конструировании шкивов, муфт и
тормозов.
Вопрос выбора той или иной марки стали или чугуна связан непосредственно с долговечностью как фрикционных накладок, так и самих поверхностей трения шкивов.
С точки зрения большой механической прочности, способности выдерживать большие нагрузки, возникающие в процессе работы тормозов и
фрикционных муфт, предпочтение отдается стали, применяя стальные шкивы
можно добиться некоторого снижения веса конструкций машин, но это обычно
сопровождается снижением работоспособности муфт и тормозов из-за их перегрева при интенсивном нагружении [17].
Незаколенные стальные поверхности шкивов обычно вызывают при трении повышенный износ фрикционных накладок, т.к. стальные поверхности изнашиваются неравномерно с образованием глубоких борозд и заусениц. Кроме
34
того, сталь имеет тенденцию наклепа, что неблагоприятно влияет на износостойкость фрикционных накладок.
Для изготовления тормозных барабанов в машиностроении используют
графитизированную сталь, углеродистую или легированную с высоким содержанием углерода, часть которого находится в виде округлых или вытянутых
включений графита. Графит, обладающий свойствами смазки, предотвращает
схватывание при трении и сообщает стали износоустойчивость.
Химический состав графитизированной стали для тормозных барабанов
[28…30] в % С 1,4…1,6; Si=0,9…1,1; Cu=1,5…2,0; Мо=0,1…0,2; Mu=0,7…0,9;
Cr=0,40…0,50; S=0,6; Р≤0,1.
В настоящее время наиболее распространенными марками стали для изготовления шкивов муфт и тормозов являются Ст 35Л, Ст 50Ли и Ст 35 ГЛ.
Относительно применения шкивов из чугуна существуют разные мнения.
Одни авторы считают, что применение обычного чугуна при работе с фрикционными накладками на асбестовой основе недопустимо, т.к. кристаллы чугуна,
имеющие острые грани, быстро изнашивают накладки [52].
Другие считают, что чугуны являются наиболее подходящими материалами для работы в паре с фрикционными накладками. В чугунах с высоким
содержанием углерода графит ведет себя при трении подобно жидкости, обеспечивая равномерное распределение напряжений.
Этим также объясняется высокое сопротивление чугуна сжатию.
Вследствие недооценки чугуна, как конструкционного материала, сталь в
значительной степени вытеснила чугун. Это естественно, т.к. средняя прочность чугуна на разрыв находилась в пределах 1,0…2,5 МПа.
Крупные работы, проведенные учеными и инженерами, способствовали
повышению прочности чугуна. Прочность чугунных отливок увеличилась примерно в 1,7 раза и вполне удовлетворяет требованиям, предъявляемым к множеству деталей машин.
Чугунные шкивы изготавливаются из СЧ 15; СЧ 18; СЧ 21; СЧ 28 и СЧ
32. По данным ряда авторов перлитовые чугуны имеют большую износостойкость при трении, чем ферритовые. Феррит представляет собой мягкую составляющую фунта, а вкрапленные листочки грунта еще более понижают его и
без того незначительную твердость, поэтому феррито-графитовый чугун не находит широкого применения в машиностроении.
35
Износостойкость чугуна, так же как и его механические свойства, тесно
связаны с его структурой, а именно со строением основной металлической массы, количеством, формой и величиной включений графита, эвтектики и избыточной карбидной фазы.
В настоящее время в машиностроении все больше и больше внедряются
высокопрочные чугуны. Эти чугуны имеют высокую износостойкость при трении.
В зарубежной литературе указывается, что наиболее сопротивляющимся
образованию трещин на поверхности трения при нагреве является чугун с содержанием углерода 3,5…3,8 %.
Составы чугунов, применяемых для изготовления тормозных барабанов
указанных машин, приведены в таблице 1.7.
Данные таблицы 1.7 показывают большое разнообразие составов чугуна,
применяемых для изготовления тормозных барабанов.
Из приведенного краткого обзора по материалам, применяемым для муфт
и тормозов, можно заключить, что выбор металла шкивов и накладок для муфт
и тормозов не является делом интуитивного чутья конструкторов. Для обеспечения наибольшей износостойкости пар трения необходим научно обоснованный подход к выбору как фрикционных накладок, так и металлов для шкивов
муфт и тормозов в зависимости от условий их работы.
Таблица 1.7
С
Химический состав чугунов тормозных барабанов
Mn
Si
Cr
Ni
Mo
V
Cu
1
2
3
4
5
6
7
8
3,15
3,30
-
2,0
2,20
0,20
0,35
-
0,40
0,60
-
-
3,20
-
2,20
0,25
-
0,70
-
-
3,30
0,63
2,21
-
-
0,36
-
-
3,40
3,60
0,80
1,60
0,50
0,75
1,75
2,25
-
-
-
36
Окончание табл. 1.7
1
2
3
4
5
6
7
8
3,38
0,71
1,81
-
-
0,55
1,60
-
3,60
0,70
1,90
0,50
-
0,50
-
-
3,65
-
2,00
-
-
0,50
-
1,50
3,45
0,60
2,20
0,30
-
0,30
-
-
3,25
0,70
2,40
-
0,75
0,75
-
-
3,75
-
-
-
2,0
0,50
-
-
3,60
1,10
3,60
0,80
0,50
3,80
1,30
Комплекс физико-механических свойств композиционных материалов
определяется составом и свойствами его компонентов.
Наличие в составе фрикционного материала полимера, характерной особенностью которого является гибкость и относительная громоздкость макромолекул, обусловливает значительное изменение свойств во времени под действием повышенных температур, ползучесть и др. Присутствие волокнистого и порошкообразного минерального наполнителя увеличивает прочность и жесткость материала, увеличивает его термостойкость и стойкость к воздействию
жидких сред, придает материалу ряд специфических свойств.
Основными физико-механическими свойствами, служащими для оценки
асбофрикционных материалов, являются:
1. Упругие свойства. На рис. 1.8 представлены типичные диаграммы деформирования асбофрикционного материала при одноосном растяжении и сжатии. Кривая растяжения при комнатной температуре близка по виду к диаграмме разрушения хрупкого материала. Напряжения пропорциональны деформации до нагрузки, составляющей 80…90 % разрушающей. Шейка на образцах не
образуется. Разрывные удлинения, как правило, не превышают 1…2 %.
При сжатии заметно влияние пластических деформаций - относительная
разрушающая деформация достигает 10 % и более.
Различие модулей при растяжении и сжатии является следствием сложной структуры материала. Для жестких асбофрикционных материалов модуль
упругости при изгибе составляет 60…80 % от модуля упругости при растяжении. Коэффициент Пуассона для таких материалов изменяется в пределах
0,32…0,42.
37
Рис. 1.8 Типовые деформационные диаграммы асбофрикционных материалов:
1 – на смоляном связующем, 2 – на каучуковом связующем
2. Кратковременная прочность характеризует сопротивление материала
разрушению при достаточно больших скоростях деформирования. Для ее определения обычно используют испытательные машины со скоростью перемещения нагружающего устройства 10…102 мм/мин. Наиболее распространенными методами определения кратковременной прочности являются испытания на статический разрыв, изгиб, сжатие и срез.
В течение долгого времени полагали, что потеря сплошности материала
(разрыв или скол) наступает тогда, когда напряжение достигает некоторого
предельного критического значения, и что при меньших напряжениях разрушения не происходит. Как установлено, представление о критическом характере процесса разрушения является неверным, поскольку все материалы при
длительном воздействии внешних сил разрушаются при напряжениях, значительно меньших, чем при кратковременном воздействии. Общепринятой является тепловая флуктуационная теория прочности полимеров [3, 125], основой
которой является временная зависимость прочности, присущая всем, без исключения исследованным материалам.
Для описания временной зависимости прочности асбофрикционных материалов при комнатных температурах и постоянном растягивающем напряжении можно использовать формулу С. Н. Журкова.
u − γ ⋅σ
τ p = τ 0 exp 0
,
(1.1)
k ⋅T
где τ p – время до разрушения (долговечность);
σ – напряжения, постоянные в течение опыта;
38
τ 0 – временная постоянная (10 -12…10 -13 с);
Т – температура;
k – постоянная Больцмана (k=1,410 кг·см/град);
γ – структурно-чувствительный коэффициент;
u0 – активационная энергия разрушения.
Для асбофрикционных материалов на каучуковом связующем активационная энергия разрушения uo и структурно-чувствительный коэффициент γ соответственно равны
u0 = (2,3...2,4) ⋅ 10−18 кг ⋅ см и γ = (0,45...0,60) ⋅ 10−20 см3.
Для более жестких материалов на смоляном связующем
u0 = 4,7 ⋅ 10−18 кг ⋅ см и γ = 2.5 ⋅ 10−20 см3.
Ползучесть – увеличение деформации во времени при постоянной нагрузке в условиях относительно низких (комнатных) температур является одной из особенностей полимерного материала.
В работе [43] показано, что ползучесть формованных асбофрикционных
материалов при комнатных температурах хорошо описывается уравнением, полученным Г. А. Гороховским [33] на основании линейной теории вязкоупругости
ε t = ε 0 {1 + λ [1 − exp(− Dt )]},
(1.2)
где
ε t – полная деформация в каждый момент времени;
ε 0 – мгновенная (упругая) часть деформации, рассчитанная по закону Гу-
ка;
t – время от начала испытания;
λ , D и α – реологические коэффициенты материала.
ε −ε
λ= ∞
,
ε0
где
(1.3)
ε ∞ – деформация за время t∞ .
Методика определения ε ∞ описана в работах [33, 41, 42]. Для асбофрик-
ционных материалов на каучуковом связующем
λ =3,6…4; D=0,10…0,12;
α =0,45…0,49.
Для более жестких асбофрикционных материалов на смоляном связующем
λ =1,0…1,5;
D=0,03…0,05;
α =0,5…0,6.
39
3. Усталостная прочность. При повторяющихся нагрузках, даже в случае
деформирования в пределах упругости, вследствие наличия дефектов,
внутри или на поверхности тела могут возникать локальные пластические
деформации или микроразрушения. Накопление этих видоизменений в малых
объемах при повторении нагрузок может привести к развитию трещин
усталости. Трещина усталости является острым надрезом, у дна которого
создается объемное напряженное состояние, обусловливающее хрупкий характер разрушения. Напряжения, безопасные при однократном нагружении,
могут оказаться разрушающими при многократном повторении нагрузки.
Материалы, обладающие при обычных испытаниях хорошими пластическими
свойствами, при многократном деформировании разрушаются без заметных
деформаций.
Для описания кривых долговечности жестких асбофрикционных материалов при знакопеременной нагрузке, выражающих зависимость числа циклов
до разрушения от величины приложенной нагрузки, используется зависимость
t
где
⎛σ ⎞
n=⎜ 0 ⎟ ,
⎝σ ⎠
n – число циклов до разрушения;
σ – действующее напряжение;
t – параметр кривой усталости;
σ 0 – предел прочности при однократном нагружении.
(1.4)
ля асбофрикционных материалов параметр t=7…11 [79].
4. Ползучесть – процесс малой непрерывной пластической деформации,
протекающий в условиях длительного статистического нагружения, является
одной из особенностей асбофрикционных материалов.
В работе [78] показано, что ползучесть формованных асбофрикционных
материалов при комнатных температурах хорошо описывается уравнением, полученным А. П. Бронским на основании линейной теории вязкоупругости:
[
]
ε t = ε 0 {1 + λ 1 − exp(− Dt α ) },
где
(1.5)
ε t – полная деформация в определенный момент времени;
ε 0 – мгновенная (упругая) часть деформации, рассчитанная по закону Гу-
ка;
t – время от начала испытания;
40
λ=
(ε ∞ − ε 0 ) ,
ε0
(1.6)
ε ∞ – деформация при времени t∞, λ , D и α – реологические коэффициенты материала. Для асбофрикционных пластмасс на каучуковом связующем
λ = 3,6...4,0 ; D=0,10…0,12; α =0,45…0,49. Для более жестких асбофрикционных пластмасс на смоляном связующем λ = 1,0...1,5 ; D=0,03…0,05; α =0,5…0,6.
Пластическая деформация и ползучесть может заметно уменьшить величины статических модулей упругости, поэтому при переходе к динамическим
методам определения динамический модуль упругости оказывается больше
статического.
5. Сопротивление удару. Сопротивление материалов быстроменяющимся
деформациям отлично от сопротивления деформациям, протекающим с малой
скоростью.
Вследствие громоздкости макромолекул полимера перемещение и перестройка взаимного их расположения в значительном по величине объеме требует некоторого промежутка времени. При большой скорости деформации протекание процессов перестройки запаздывает, поэтому материалы, проявляющие
значительную пластичность при статических испытаниях, при динамических
испытаниях разрушаются хрупко, почти без остаточных деформаций.
Сопротивление удару обычно оценивают по величине работы, затраченной на разрушение образца (ударная вязкость). Показатель ударной вязкости является одной из основных характеристик материала, определяющих его
конструкционную прочность [80].
Твердость материала чаще всего характеризуется отношением нагрузки,
действующей на внедряемый в материал индентор, к площади отпечатка. При
измерении твердости пластмасс обычно используют шаровой индентор. Поведение полимерных материалов при вдавливании шарика в отличие от большинства металлов близко к поведению материалов, деформируемых упруго [19].
При снятии нагрузки отпечаток восстанавливается и величина твердости
асбофрикционных материалов, рассчитанная по диаметру уже восстановленного отпечатка, оказывается в значительной мере завышенной [90].
6. Твердость материала характеризуется отношением нагрузки, действующей на внедряемый в материал индентор, к площади отпечатка. При измерении твердости асбофрикционных материалов в качестве индентора обычно
41
используют шарики. Поведение полимерных материалов при вдавливании шарика в отличие от большинства металлов близко к поведению материалов, деформируемых упруго [81, 84]. Твердость является важной характеристикой материала, определяющей характер пластического контактирования, фактическую
площадь касания. Твердость по Бринеллю различных типов асбофрикционных
материалов колеблется в широком интервале от 20 до 500 Мн/м2.
7. Теплофизические свойства. Теплофизические, так же как прочностные
и деформационные характеристики асбофрикционных материалов, определяются составом и структурой полимерного связующего и наполнителя.
Теплопроводность асбомасс в десятки и даже сотни раз меньше теплопроводности металлов. Объясняется это беспорядочным расположением молекул и разной проводимостью компонентов, вследствие чего тепловые волны
рассеиваются, отражаются или сдвигаются по фазе на границе "полимерная
матрица – наполнитель". Увеличение количества асбеста в асбофрикционном
материале уменьшает теплопроводность. Теплопроводность уменьшается и при
увеличении пористости материала.
Теплоемкость фрикционных материалов в общем случае сравнима с теплоемкостью большинства органических и минеральных веществ, но больше,
чем у металлов.
Коэффициент температуропроводности является мерой теплоинерционных свойств тела при нестационарных тепловых процессах и характеризует
скорость изменения температуры в теле при передаче тепла. Чем больше коэффициент температуропроводности, тем быстрее происходит выравнивание температур в нагреваемом теле.
Коэффициент температуропроводности является характеристикой, используемой при расчетах тепловых режимов трения.
Тепловое расширение фрикционных асбоматериалов в несколько раз превышает расширение минеральных веществ и металлов и может быть расценено
как проявление структурных свойств высокомолекулярных веществ.
Громоздкие и хаотично расположенные молекулы занимают больший
объем, чем молекулы, расположенные в определенном порядке, и в большей
мере изменяют его при повышении температуры.
С введением наполнителя затрудняется перемещение молекул полимера
и, как правило, уменьшается тепловое расширение. Асбоматериалы с мине-
42
ральным наполнителем имеют обычно меньший коэффициент теплового расширения, чем асбоматериалы, содержащие наполнитель органического происхождения.
8. Влияние температуры на свойства асбофрикционных материалов. При
кратковременном воздействии температуры твердость, пределы прочности на
растяжение и сжатие уменьшаются с повышением температуры в зависимости,
близкой к экспоненциальной.
Для описания температурной зависимости кратковременной прочности и
твердости асбофрикционных пластмасс может быть использована формула
σ t = σ 20 exp[− B(t − 20 ) 293(273 + t )],
(1.7)
где
σ t – прочность (твердость) при температуре t;
σ 20 – прочность (твердость) при температуре 20°С;
В – параметр, значение которого для некоторых асбофрикционных материалов можно найти в работе [108].
Удельная ударная работа с повышением температуры несколько увеличивается, затем монотонно снижается до значений, близких значениям ударной
работы при комнатной температуре (рис. 1.9).
Рис. 1.9 Зависимость удельной вязкости от температуры для различных
материалов: 1 – 6КХ-1Б; 2 – 6КФ-59; 3 – ФК-24А
Усталостная прочность при повышенных температурах значительно снижается, хотя значение параметра кривой усталости меняется в меньшей мере
(рис. 1.10).
43
Рис. 1.10 Кривые усталости фрикционного материала 6КХ-1Б при
температурах: 1 – 23°С; 2 – 150°С; 3 – 250°С
Теплофизические свойства асбестовых фрикционных материалов в интервале рабочих температур (50…350°С) изменяются незначительно. При расчетах тепловых режимов трения обычно их считают постоянными.
Длительная термическая обработка существенно изменяет весь комплекс
физико-механических свойств асбофрикционного материала [3], который после
термообработки становится более хрупким, повышается его твердость, модуль
упругости, кратковременная и длительная прочность. Эти процессы сопровождаются изменением объема материала – усадкой.
Одновременно с процессами усиления структуры материала при термообработке происходят ослабляющие структуру процессы деструкции, выделения легких фракций и разложения связующего. Эти процессы, малоинтенсивные при низких температурах, ускоряются при повышенных температурах и
вызывают ухудшение всех механических свойств асбофрикционного материала, значительное увеличение усадки, потерю веса и увеличение склонности к
влагопоглощению.
Прохождение двух противоположно направленных процессов, один из
которых затухает во времени, другой протекает непрерывно, обусловливает появление максимума на кривых зависимостей твердости, модуля упругости,
кратковременной прочности. Величина и время образования максимума определяются температурой термообработки [3].
Об интенсивности этих процессов можно судить по величине тепловой
усадки и потере веса после термообработки, увеличению пористости и, как
следствие, увеличению влагопоглощения.
После термообработки, вследствие увеличения и роста микродефектов
44
структуры и обкалывания материала значительно уменьшается удельная ударная вязкость.
Структурные и термохимические процессы, происходящие во фрикционном материале, при повышенных температурах, в процессе эксплуатации сопровождаются уменьшением объема материала – усадкой. Различают усадку
суточную, представляющую разность размеров детали сразу после формования
и спустя 24 часа после формования (эта усадка учитывается при проектировании пресс-форм), и усадку длительную, происходящую в процессе работы деталей из пластмасс. Сокращение размеров при усадке в случае жесткого крепления (заклепки, приклеивание) накладок фрикционного материала к металлической колодке может приводить к возникновению в ней дополнительных растягивающих напряжений.
Фрикционная накладка в процессе эксплуатации может подвергаться действию различных жидких сред, наиболее часто – воды (переезд через брод),
бензина, масла (применяются на автомобиле). В связи с этим определенное значение имеет влагостойкость. Влагопоглощение материала зависит от его состава и структуры.
Наименьшую величину имеют формованные накладки на смоляном связующем (порядка 0,2…0,3 %), наибольшую – спирально навитые накладки (до
10 % и более).
9. Стойкость материала к воздействию окружающей среды.
Одной из характерных особенностей полимерного материала является
значительное изменение его механических и физических свойств в результате
воздействия на него внешних факторов: тепла, влаги, радиации, химически активных веществ, микробиологической среды и др.
Особое влияние окружающая среда, в частности кислород воздуха, оказывает на физико-химические процессы, происходящие на поверхности трения
[91].
Влагопоглощение зависит как от состава и структуры полимерного материала и наполнителя, так и от свойств жидкой среды. Асбоматериалы, наполненные минеральным наполнителем (минеральные порошки, асбестовое волокно) имеют высокую влагостойкость.
Горючесть асбоматериала зависит в основном от химических свойств
связующего и наполнителя. Для снижения горючести применяют соответст-
45
вующие наполнители (асбест, кварцевая мука, слюда, барит и т.д.) и специальные присадки [17].
Жаростойкость – способность материала выдерживать высокие температуры без разрушения. Фрикционные материалы, содержащие до 80 % теплостойких наполнителей (асбест, барит, сурик, металл), относятся к высшему
IV классу жаростойкости по Шрамму [49].
Под старением асбоматериалов понимают самопроизвольное, необратимое изменение свойств материала при хранении и эксплуатации, приводящее к
потере работоспособности [52]. Механизм процессов старения может быть
весьма разнообразным в зависимости от того, какие из энергетических (тепло,
свет, радиация, механическое напряжение и др.) или химических (кислород, агрессивные жидкости и др.) факторов действуют на материал и какой из них является определяющим.
Старение материала или изделия в условиях хранения, транспортировки
или эксплуатации называют естественным. При атмосферном старении на материал воздействуют солнечный свет, тепло, влага, кислород, озон, сернистый
газ, окислы азота и т.д.
В лабораторных условиях используется ускоренное старение, под воздействием повышенной температуры, света, увеличения содержания озона в атмосфере испытательной камеры, применения агрессивных жидкостей и их паров,
а также в результате механического нагружения испытываемого образца [30].
Фрикционный материал работает в контакте с металлами при высоких
температурах в условиях попадания на поверхность трения химически активных веществ, влаги, кислорода воздуха, продуктов разложения компонентов
фрикционного материала, что может привести к коррозии металлических поверхностей, схватыванию поверхностей трения и другим нежелательным явлениям.
Полимерные материалы в определенных условиях эксплуатации (повышенная влажность, температура и солнечная радиация) могут быть подвержены
микробиологическому поражению, которое особенно интенсивно протыкает в
условиях тропиков, поэтому стойкость к нему называют тропикостойкостью, а
стойкость материалов к воздействию микрофлоры – грибостойкостью. Последняя в естественных условиях определяется при длительном (до 18 месяцев) выдержке материала на открытом воздухе и в складских помещениях.
46
Лабораторные ускоренные методы испытаний на грибостойкость заключаются в заражении образцов чистыми спорами (или с некоторым количеством питательной для грибов среды) и экспонировании их при повышенной
температуре и влажности воздуха в специальных камерах. Защита асбофрикционных материалов от грибковой плесени осуществляется введением специальных присадок [147].
1.4 Обзор исследований ленточных фрикционных устройств
1.4.1 Виды трения
Трением называется явление сопротивления перемещению двух соприкасающихся тел, одного относительно друг ого, в плоскости их касания.
Силой трения называют силу сопротивления, направленную в сторону,
противоположную сдвигающему усилию.
По величине перемещения и зависимости его от приложенной силы различают: силу трения покоя, неполную силу трения покоя и силу трения движения.
В зависимости от состояния поверхностей различают следующие виды
трения:
а) чистое трение, возникающее при отсутствии на поверхностях посторонних примесей (осуществимо в вакууме);
б) сухое трение – при отсутствии загрязнения и смазки на соприкасающихся поверхностях;
в) граничное трение – при толщине смазочного слоя δ =0,1 мм;
г) жидкостное трение, возникающее при полном разделении трущихся
поверхностей слоем смазки;
д) полусухое трение – смешанное трение (граничного и сухого);
е) полужидкостное трение – смешанное трение (жидкостное и граничное
или жидкостное и сухое).
Большинство фрикционных муфт и тормозов работает в условиях сухого
трения, предполагающего отсутствие смазки между поверхностями. В последние годы начинают все шире применяться фрикционные устройства, работающие в масле в условиях граничного или полужидкостного трения.
47
В обоих случаях исходными данными при оценке свойств пары трения
являются коэффициент трения и износостойкость. Трение и износ, как известно, неотделимые процессы, в большой мере зависящие как от материалов и состояния поверхностей, так и от условий работы фрикционных элементов в узле
данной машины.
Износ – процесс отделения материала в результате многократного нарушения фрикционных связей, т.е. одной из наиболее существенных характеристик износостойкости является способность поверхностных слоев противостоять повторным деформациям.
Условия работы фрикционного устройства определяются не только видом
трения, но и нагрузочным, скоростным и тепловым режимами.
Коэффициент трения и износостойкость зависят от многих факторов, основными из которых являются удельное давление, скорость скольжения и температура поверхностей трения.
Основное требование, предъявляемое к современным тормозным парам
трения – высокая фрикционная теплостойкость, то есть способность сохранять
устойчивое значение коэффициента трения и обладать малым износом в широком диапазоне температур.
Кроме того, к фрикционным материалам предъявляют ряд других требований.
Достаточная величина и стабильность коэффициента трения (не менее 0,2
и не более 0,5).
Прирабатываемость. Элементы фрикционной пары должны прирабатываться достаточно быстро. Например, для тяжелых режимов тормозной момент
при первом торможении должен составлять не менее 80 % и не более 120 % от
расчетного; на поверхности трения не должны образовываться задиры.
Несхватываемость. Пары не должны схватываться (свариваться) как в
процессе торможения, так и после него, когда горячий тормоз остается заторможенным.
Коррозионная стойкость. Элементы фрикционной пары должны обладать
достаточной коррозионной стойкостью при длительном пребывании во влажной атмосфере (до 100 %) и температуре от -60 до +150°С, а также не должны
вызывать коррозию сопряженных с ними деталей из малоуглеродистых, легированных сталей, алюминиевых и магниевых сплавов.
48
Огнебезопасность. При торможении, а также непосредственно после торможения фрикционные материалы и продукты их износа или разложения не
должны загораться. Не допускается после приработки выделения дыма и неприятных запахов.
Механическая прочность. Механическая прочность на разрыв должна составлять не менее 1,5 МПа при предельной объемной температуре. При тяжелых режимах торможения объемная температура теплопроводных деталей достигает 600°С.
Фрикционные материалы должны хорошо противостоять тепловому удару, возникающему при интенсивном торможении. Не должно происходить скалывание фрикционного материала, а также не должно быть радиальных и других остаточных деформаций, расслоения деталей, образования глубоких трещин и других явлений, которые могут нарушить нормальную работу тормоза.
Износостойкость. Износ элементов пары трения не должен превышать
заданных значений. Наиболее удобно задаваться удельным износом ih.
Теплофизические параметры. Материал должен обладать большой теплоемкостью, а один из элементов пары – большой теплопроводностью.
Технологические требования. Все фрикционные материалы должны
удовлетворительно обрабатываться на станочном оборудовании. Чугуны, металлокерамические материалы, металлопластмассы и некоторые виды пластмасс должны надежно свариваться и спекаться с каркасом из углеродистых сталей, а также с легированными и жаропрочными сплавами.
К фрикционным материалам предъявляют также дополнительные требования, связанные с маслостойкостью, водостойкостью, бесшумностью в работе,
способностью к приклеиванию, стойкостью в арктических и тропических условиях.
Рассмотрим более подробно некоторые из перечисленных выше требований.
Величина и стабильность коэффициента трения. Фрикционный материал
должен обладать устойчивым коэффициентом трения независимо от давления и
скорости, то есть должен быть теплостойким. Это очень важно, так как в случае
падения коэффициента трения от скорости (температуры) не будет обеспечено
эффективное торможение. Это так называемое "увядание" тормоза, когда при
длительном и повторном торможении тормоз не останавливает машины.
49
Величина коэффициента трения должна быть достаточной, чтобы обеспечить необходимую силу трения при давлениях, имеющих место в конструктивных схемах приводов тормозов (0,4…1,5 МПа).
Стабильность и эффективность торможения оценивают по диаграмме
торможения, на которой фиксируется изменение тормозного момента (коэффициента трения) в зависимости от времени торможения (рис. 1.11).
Рис. 1.11 Диаграмма торможения
Для оценки фрикционных материалов введены специальные коэффициенты, которые определяют характер торможения.
Стабильность тормозного момента (коэффициента трения)
М
α ст = Тср .
(1.8)
М Тмакс
Колебание тормозного момента (коэффициента трения)
М
γ = Тмин .
М Тмакс
(1.9)
Эффективность торможения
β эф =
аCT ⎛ 1 ⎞
⎜ ⎟.
tТ2 ⎝ с 2 ⎠
(1.10)
В формулах (1.1), (1.2) и (1.3) (см. рис. 1.8):
МТср – средний тормозной момент, H·м;
МТмакс – максимальный тормозной момент, H·м;
МТмин – минимальный тормозной момент, H·м;
tT – время торможения, с.
Существуют материалы с необратимым изменением свойств при нагреве.
Если при нагреве коэффициент трения понижается и не восстанавливается при
охлаждении, то материалы непригодны как фрикционные.
50
Прирабатываемость. Вследствие неточности изготовления деталей типа
колодок, секторов дисков, обшивок, а также коробления, шероховатости и волнистости фрикционные материалы полностью не прилегают к поверхности
тормозного барабана или диска (в случае дисковых тормозов), и поэтому касание происходит в отдельных точках, составляющих весьма малую часть номинальной площади.
В первый период приработки в точках фактического контакта возникают
высокие температуры, приводящие к быстрому локальному износу. В работу
постепенно включается вся поверхность трения, принимая характерную для
данного режима работы шероховатость. Ниже приводится краткий анализ наиболее распространенных материалов в условиях различных температур.
Несхватываемость фрикционных материалов. Некоторые фрикционные
пластмассы при больших температурах начинают гореть и взаимодействовать с
чугуном, что приводит к термическому схватыванию поверхностей, а также к
заклиниванию тормоза.
Для обеспечения работы пластмассовых материалов при высоких температурах в их состав вводят металлическую (медную или из сплава меди) проволку или стружку, которая взаимодействует с другими компонентами и продуктами их разложения.
Металлическая проволока размягчается при высоких температурах и замещает выгорающее связующее. На поверхности создается промежуточный
размягченный слой, отделяющий пластмассу от чугуна; этот слой служит как
бы полутвердой смазкой, вырабатываемой из самого материала и содержит
твердые частицы полусгоревшей пластмассы, что обеспечивает высокий коэффициент трения. Благодаря большой пластичности основы такой слой хорошо
противостоит многократному деформированию. Очень важно, чтобы температура размягчения металлической добавки была ниже температуры воспламенения пластмассы. Во избежание схватывания пластмассы с чугуном следует вводить в нее противозадирные присадки, например, барит BaSО4.
Износостойкость. Тормозная пара должна обладать достаточной стойкостью против истирания. Замена тормозных накладок связана с трудностями и с
повышением эксплуатационных расходов; кроме того, при износе увеличиваются зазоры в тормозной паре, что нарушает нормальную работу пары.
Для оценки надежности и долговечности тормоза рекомендована новая
51
характеристика – приведенная эффективность тормоза
nβ
na
vэт = a 1 / мс 2 = ст2 1 / мс 2 ,
Δh
AhtТ
(
)
(
)
(1.11)
где
n – число одинаковых торможений;
∆h – износ, мк.
Тормоз с такой фрикционной парой, обеспечивающей его максимальную
приведенную эффективность в данных условиях эксплуатации машины
(WT=const; tT=const), является наилучшим. Таким образом, эта характеристика
может дать оценку как эффективности конструкции тормоза, так и эффективности применяемой пары трения.
Стойкость против тепловой усталости. В результате многократного нагревания и охлаждения тормозных обкладок на поверхности трения и вблизи
ее, а также в объеме возникают большие температурные напряжения, которые
значительно выше напряжений от механических нагрузок.
Молекулярно-механическая теория трения позволяет описать общий характер процесса трения фрикционной пластмассы по чугуну (или стали) в зависимости от температуры, а также наметить основные принципы композиции
неметаллических фрикционных материалов, работающих при высоких температурах и давлениях.
1.4.2 Условия работы фрикционных пар
На воздухе без смазки чаще всего работают такие узлы трения, как муфты
тормоза лебедок лесных машин, дисковые тормоза, муфты сцепления автомобилей, фрикционные узлы различных приборов и т.д.
Первые исследования по трению в различных газовых средах относятся к
периоду тридцатых годов и связаны с именами М. Финка (1930), Р. Хольма и Б.
Кирнштейна (1936), Ф. Боудена и Г. Хьюза (1939) и других исследователей
[84].
Основная идея их исследований и в дальнейшем исследований многих
других ученых заключается в оценке роли окислительной среды. Такая цель
диктуется практической необходимостью, так как в обычных реальных условиях фрикционные узлы работают на воздухе, который содержит окислитель –
кислород.
52
М. Финк показал [81], что окисление металла под действием газовой среды изменяет свойства трущихся поверхностей и влияет на коэффициент трения.
Он впервые выдвинул гипотезу об окислительном трении.
Ф. Боуден и Г. Хьюз установили, что введение в вакуумную камеру, где
осуществлялось трение, даже следов кислорода вызывало снижение коэффициента трения в 20 раз. Нейтральные тщательно очищенные от кислорода газы
(азот) не влияли в данном случае на коэффициент трения. К такому же выводу
пришли Р. Хольм и Б. Кирнштейн (они применяли неактивные газы, азот и аргон).
Д. Ф. Коффин на основании полученных результатов пришел к выводу,
что влияние кислорода при трении металлов объясняется образованием постоянно воспроизводимой окисной пленки [84].
В настоящее время представление о том, что газовая среда является одним из активных факторов, влияющих на трение, является общепризнанным.
Б. И. Костецкий разработал и обосновал гипотезу о превалирующей роли
окружающей среды при трении и износе [108]. На основе этого им была составлена классификация видов износа, где в качестве одного из наиболее важных
признается окислительный износ. Образование и постоянное в процессе износа
воспроизведение окисной пленки на трущихся поверхностях предохраняет их
от прямого контакта и схватывания. По Б. И. Костецкому окислительный износ
является единственно допустимым при нормальной работе деталей машины.
Окисная пленка благоприятно влияет и на уровень коэффициента трения.
Большой объем исследований в аналогичном аспекте выполнен И. Г. Носовским [3].
Развивая идеи Б. И. Костецкого, авторы работы [125] получили критерии
подобия процесса окислительного изнашивания. Согласно Б. И. Костецкому,
окислительное изнашивание осуществляется в том случае, если в любой точке
контакта трущихся твердых тел присутствует окисная пленка. В процессе изнашивания пленка разрушается. Для образования ее в контакте необходима
доставка кислорода в зону окисления. Поскольку кислород, транспортируясь от
края зазора, по пути расходуется, то может наступить такое состояние, когда в
некоторой точке его концентрация станет равной концентрации диссоциации
окисла. Окисление поверхности трения за этой точкой в направлении доставки
кислорода окажется невозможным.
53
Таким образом, для осуществления окислительного изнашивания необходимо, чтобы в любой точке контакта выполнялось неравенство
с>сД,
где с – текущее значение концентрации кислорода по ширине контактного зазора;
сД – концентрация кислорода диссоциации окисла.
Решение дифференциального уравнения
d 2 k1 + k2
(1 − η )c m ,
=
2
z0 D
dx
(1.12)
(где D – коэффициент диффузии кислорода; х – расстояние от края контакта; с –
текущее значение концентрации кислорода; k1 и k2 – константы скорости реакции окисления первого и второго тела; η – относительная площадь контакта; z0
– высота контактного зазора; m – показатель степени скорости реакции) дает
возможность получить вид зависимости текущего значения концентрации кислорода по ширине контактного зазора:
при m = 1
(
)
[
( )
]
⎡ exp x a + exp (b − x ) a ⎤
c = c0 ⎢
⎥;
exp
1
b
a
+
⎣
⎦
(1.13)
при m ≠ 1
2 /(1− m )
где
⎡
1 − m 2α ⎤
χ
,
c = ⎢c0(−m)/ 2 −
2
m + 1 ⎥⎦
⎣
с0 – концентрация кислорода в окружающей среде;
b – ширина дорожки трения узла с Kвз=1;
k +k
α = 1 2 (1 − η ).
z0 D
(1.14)
(1.15)
Имея зависимости для концентрации кислорода по ширине контактного
зазора, определяют значение критической координаты χкр, т.е. расстояние от
края зазора, на котором концентрация окислителя упадет до концентрации диссоциации окисла.
После ряда преобразований и некоторых допущений получены выражения:
54
при m = 1
χ кр =
1
α
ln
c0
;
cД
(1.16)
при m ≠ 1
2
m + 1 (1−m ) / 2
c0
.
(1.17)
1 − m 2α
Учитывая условие с>сД и то обстоятельство, что для узлов трения с Kвз=1
кислород поступает в контактный зазор с обеих сторон контакта, условие окислительного изнашивания можно записать в виде χ кр > b/ 2 .
χ кр =
Критерий подобия образования и разрушения окисных пленок, т.е. процесса окислительного изнашивания, представлен в следующем виде
z0 D
π1 = 2
c10−m .
(1.18)
b (1 − η )(k1 + k2 )
При трении асбофрикционных материалов в области повышенных температур, когда, как будет показано далее, происходит развитие химических явлений в зоне трения с выделением различных газообразных продуктов, предложенные авторами работы [125] критерии, по-видимому, потребуют определенной корректировки.
Г. А. Гороховский обосновал представление об износе пластмасс в паре с
металлами как о процессе, в котором существенное значение имеет механоокислительная деструкция [33]. При трении в окислительной среде образующиеся вследствие механодеструкции свободные радикалы гасятся кислородом
и пассивируются. В инертной среде активные свободные радикалы химически
взаимодействуют с металлом, что приводит к увеличению износа и металла, и
пластмассы. Таким образом, здесь кислород является положительным агентом.
С. Б. Ратнер, Е. Г. Лурье, О. В. Радюкевич, рассматривая усталостный износ пластмасс как термоактивиционный процесс, показали [43], что в окислительной среде износ происходит более интенсивно, чем в инертной; кислород
здесь является деструктирующим агентом, способствующим разрыву химических связей.
Можно назвать еще целый ряд работ по исследованию влияния окислительной среды на трение и износ металлов, полимеров, пластмасс, резин. Повышенный интерес к этой теме говорит об ее актуальности.
Исследований по влиянию газовых сред на трение асбофрикционных ма-
55
териалов известно мало. Можно назвать работу В. В. Введенского, А. К. Бариновой [42], ряд работ Ф. К. Германчука [41, 79].
В. В. Введенский и А. К. Баринова проводили испытания ретинакса ФК16Л на фрикционную теплостойкость в средах воздуха, азота и гелия и экспериментально показали, что газовая среда оказывает значительное влияние на
характеристику фрикционной теплостойкости. При трении на воздух они отмечали зону снижения коэффициента трения. Ф. К. Германчук установил, что при
трении материала ФК-16Л в восстановительной среде аммиака коэффициент
колебания характеристики фрикционной теплостойкости существенно выше в
сравнении с трением на воздухе.
Влияние газовой среды на деструкцию связующего – каучука СКБ, входящего в состав многих асбофрикционных материалов (в том числе в состав
материалов 6КХ-1Б и 7КФ-34) (по данным Г. А. Георгиевского) в окислительной среде воздуха разложение связующего происходит более интенсивно и заканчивается при более низких температурах в сравнении с разложением в
инертной среде азота. В окислительной среде термическая деструкция связующего перерастает в термоокислительную [19, 80].
Известно, что механические напряжения способствуют деструкции [90,
91, 153]. Контактные напряжения при трении на воздухе приводят к механически активированной термоокислительной деструкции – механотермоокислительной деструкции. Этому способствуют и контактные деформации,
обеспечивающие благоприятные условия для диффузии кислорода в поверхностные контактные слои трущихся материалов [91].
Рассмотрим некоторые аспекты моделирования физико-химических явлений, зависящих от действия окружающей среды при трении асбофрикционных материалов. Применение моделирования, как известно, является наиболее
эффективным средством при постановке фрикционных испытаний пар трения.
Фрикционные характеристики, приведенные в табл. 1.8 и 1.9 получены на
дисковой пальчиковой машине трения. В материалах 6КХ-1, 7КФ-31, 6КФ-32 и
6КВ-10 в качестве связующего используются каучук СКБ и крезолформальдегидные смолы. Эти материалы в литературе часто встречаются под названием
асбокаучуковых. Материалы ФК-24а и ФК-16Л относятся к типу асбосмоляных.
В качестве связующего используются фенолформальдегидные смолы.
56
Таблица 1.8
Состав некоторых асбофрикционных композиций (вес, %)
Марка ма- Асбест Синтетический Окись
Сурик
Сера Ускорители
териала
каучук
цинка железный
6КХ-1
45
15
10
26
3,0
1,0
7КФ-31
50
13
-
-
3,0
1,5*
6КФ-32
41
18
10
20
3,6
0,4**
6КВ-10
25
20
30
20
4,0
1,0
* Количество смол 8,5, графита 4, латунной стружки 13 и регенерата 7 вес, %
** Количество свинцового глета 7 вес, %.
Исследования фрикционной теплостойкости асбокаучуковых материалов
показали [108], что коэффициент трения при повышении температуры от 20 до
400°С непрерывно изменяется от 0,45…0,60 почти до 0. Уменьшение коэффициента трения объясняется размягчением связующего. Интенсивность изнашивания асбокаучуковых материалов с увеличением температуры возрастает,
причем при температуре порядка 370…400°С наблюдается весьма интенсивный
износ материала.
Таблица 1.9
Сравнительные физико-механические и фрикционные свойства некоторых
асбофрикционных материалов (размер образцов ø 22x27 мм, удельная нагрузка
0,27 МПа, скорость 7,8 м/с)
Ih, мм за 2
τ,
λ , ккал/м с, ккал/кг
v,
НВ,
Марка
f
2
3
2
град
град
г/см н/мм
ч
материала н/мм
7КФ-31
0,480
0,269
1,79
200 0,36…0,40 0,06…0,10
6КХ-1
52
0,315
2,10
250 0,40…0,60 0,14…0,20
6КВ-10
0,465
0,188
2,72
ФК-24А
48
0,520
0,230
1,80
0,33…0,38 0,37…0,40
ФК-16Л
30
0,550
0,200
2,20
0,06…0,10 0,10…0,15
6КФ-38
0,40…0,45 0,11…0,16
6КФ-32
0,38…0,42 0,10…0,14
57
Изменение параметров процесса трения также оказывает существенное
влияние на свойства асбокаучуковых материалов. С повышением удельной нагрузки и скорости износ асбокаучуковых материалов значительно увеличивается, что ограничивает возможность применения их в тяжело нагруженных
узлах трения, характеризующихся напряженным тепловым режимом работы.
Сравнительно низкая рабочая температура асбокаучуковых материалов
[153] связана в основном с низкой теплостойкостью применяемых связующих
материалов. Кроме того, невысокая теплопроводность этого класса материалов
вызывает в процессе работы перегрев металлического контртела, что в ряде
случаев сопровождается его короблением.
Свойства асбокаучуковых материалов широко изучены в различных условиях эксплуатации.
Если асбокаучуковые материала могут работать только до температуры
300°С, то для асбосмоляных материалов характерна большая стабильность
фрикционных свойств при более высоких температурах [31]. Асбосмоляные
материалы используются в тормозах авиационных колес, экскаваторов, нефтебуровых лебедок и др. Температурный диапазон работы большинства асбосмоляных фрикционных материалов определяется так же, как и асбокаучуковых
материалов, температурой разложения связующего (около 400°С). Однако один
из сравнительно недавно разработанных составов – ретинакс марки ФК-16Л,
несмотря на некоторое снижение коэффициента трения при 400°С, способен
выдерживать температуры порядка 900…950 °С и сохранять при них достаточно высокие значения коэффициента трения. Например, при температуре выше
500°С коэффициент трения ретинакса стабилен и равен 0,27…0,30.
Высокие эксплуатационные свойства фрикционных материалов, изготовляемых методами порошковой металлургии (табл. 1.10), предопределили их
широкое применение в различных отраслях промышленности для оснащения
фрикционных узлов строительно-дорожных машин, лесных лебедок и др. Физико-механические свойства некоторых спеченных фрикционных материалов
на основе железа и меди приведены в таблице 1.11.
Попытка в некоторых случаях использовать спеченные материалы на основе бронзы в тяжелогруженных тормозных устройствах при сухом трении не
дала положительных результатов [17]. При высоких температурах бронза,
имеющая относительно низкую температуру плавления, проявляет в ряде слу-
58
чаев склонность к схватыванию с контртелом, в результате чего происходит
глубинное вырывание частичек материала. Поэтому применение спеченных материалов на основе бронзы ограничивается узлами трения, в которых температура на поверхностях трения не превышает 300°С [49].
Спеченные фрикционные материалы на основе железа по сравнению с
материалами на основе бронзы обладают большей прочностью, выдерживают
большие удельные нагрузки и высокую температуру трения (1000…1200 °С).
Способность поглощать теплоту, генерируемую в период торможения, у
спеченных материалов значительно выше, чем у материалов на основе асбеста.
Так, 1 кг спеченного материала МКВ-50А поглощает в два раза больше выделяемого в процессе торможения тепла, чем 1 кг материала ФК-16Л. В результате этого строительный объем фрикционных элементов из асбофрикционного
материала должен быть по крайне мере в пять раз большим, чем из спеченного
материала [49].
В связи с более высокой теплопроводностью отвод тепла от поверхностей
трения фрикционной пары из спеченных материалов идет значительно быстрее,
чем у пар из материалов на основе асбеста, поэтому в ряде случаев износостойкость спеченных материалов в узлах трения, характеризующихся высокой теплонапряженностью, выше.
В настоящее время известно большое количество различных марок фрикционных спеченных материалов на основе меди и железа, которые могут работать без смазки. Однако в промышленном производстве встречаются лишь четыре: МК-5 (на основе меди) и ФМК-8, ФМК-11, МКВ-50А (на основе железа).
Из рассматриваемых материалов для изготовления накладок тяжело нагруженных дисковых тормозов открытого и закрытого типа более всего подходят ФМК-11, МКВ-50А и СМК. Материал типа СМК может успешно работать также в тяжело нагруженных ленточных и колодочных тормозах. В более
легких условиях работы (для сцеплений автомобилей и мотоциклов, муфт станков, тормозов машин для легкой промышленности и др.) могут применяться
материалы на основе меди (ФОБ и ФАБ), а также на железофосфористой основе типа ЖФ.
59
Таблица 1.10
Составы спеченных фрикционных материалов (вес. %), работающих без смазки
Марка
Fe
Cu
ГраSn
Pb
SiO2 Ас- Другие компобест
ненты
материала
фит
ФМК-11
64
15
9
3
3
BaSO4 – 6;
FeSO4 – 5
МКВ-50А
64
10
8
3
SiC – 5;
B4C - 5
СМК
Основа 9-25
Mn – 6,5-10;
BN – 6-12;
B4C – 8-15;
SiC – 1-6;
MoS2 – 2-5
СМК-80
48
23
Mn – 6,5;
MoS2 – 2,5;
BN – 6,5;
B4C – 10;
SiC – 3,5
СМК-83
54
20
Mn – 7,0;
MoS2 – 2,0;
BN – 6,5;
B4C – 9,5;
SiC – 1,0
Без марки Основа 10-20 4-8
2-4
CO – до 5;
B4C – 2-10;
SiC – 2-10;
FeСO4 – 5-10
Без марки 3-35
B4C – 10-50;
BN – 1,5;
ZrC - остальное
ЖФ
Основа До 30
До 6 До 6
Р – до 1;
Al – до 9
Без марки Основа 14-16 8-10
2-4
2-4
Fe2O3 – 8-20;
BaSO4 – 5-7
Без марки До 5 Основа 1-8 6-10 До 10
Zn – до 7;
Без марки До 8
67-80 6-7 5-12 7-11 до 4,5
Si – до 2
МК-5
3-5
68-76 6-8 8-10 7-9
-
60
60
Таблица 1.11
Физико-механические характеристики спеченных фрикционных материалов, работающих без смазки
Материалы на основе меди
Материалы на основе железа
Показатель
МК-5
ФАБ ФМК-8
ФМК-11
МКВ-50А
СМК-80
3
Плотность, г/см
5,6…6,3
6,0…6,5
7,0
6,0
5,0
5,9
Пористость, %
5…10
5…10
15…20
Предел прочности, кг/мм2
при растяжении
2…4
9…10
5,5…6,5
3…4
4…5
при сжатии
25…28
40…50 45…50
30…35
15,5…21,0
15…25
2
Сопротивление, кг/мм
срезу
8…10
19
8
8…10
6,7…8,5
8…10
изгибу
23…32
16…20
10…14
15…20
2
Твердость (НВ), кг/мм
15…45
60…100 60…85
80…100
100
85…95
Ударная вязкость, кг/
0,08…0,12
Коэффициент теплопроводности,
кал/см·град
20…500ºС
0,095…0,100
0,115…0,082 0,065…0,049 0,130…0,090
100…900ºС
0,115…0,046 0,065…0,045
Коэффициент линейного расширения
×10-6
17,6…22,0
13,3…14,8
10,9…11,3
11,0…12,3
20…500ºС
10,9…13,8
20…900ºС
Удельная теплоемкость, в интервале
0,120…0,170 0,120…0,200
100…800ºС, кал/г·град
61
В условиях сухого и полужидкого трения при контактировании двух поверхностей происходит их взаимное проникновение.
Различная глубина внедрения контактирующих выступов приводит к различным видам разрушения поверхностей трения.
При малых нагрузках возникают царапины, и на трущейся поверхности
появляются бугорки, складки и навалы. Вследствие случайного расположения
площадок внедрения последующие выступы не обязательно попадают в углубления, созданные расположенными впереди выступами, что приводит к многократному передеформированию поверхностных слоев. В этих слоях напряжения могут достигать предела усталости, и слои разрушаются.
При больших нагрузках к пластическим деформациям добавляется хрупкое скалывание.
Кроме постоянного взаимного внедрения отдельных площадок и молекулярного схватывания поверхностных пленок, в некоторых сочленениях при
трении возможно схватывание исходных трущихся материалов. Последнее
приводит к глубинному вырыванию материалов (задиры и царапины). Следовательно, для уменьшения износа при сухом трении необходимо ограничить внедрение трущихся поверхностей, устранить возможность схватывания, а также
повысить способность материала противостоять передеформированию. При
оценке влияния схватывания на износ необходимо учитывать возможность
схватывания и, главным образом, характер разрушения поверхностей трения
при схватывании.
При больших скоростях скольжения, имеющих место в современных
тормозах, деформируется обычно тонкий слой материала; энергия деформации,
перехода в тепло, повышает местную температуру, и только что возникшие
межмолекулярные или междуатомные связи в следующее мгновение нарушаются. При этом уменьшается возможность образования прочных связей двух
поверхностей трения.
Таким образом, создание у поверхностей трения градиентов механических свойств является одним из методов повышения износостойкости фрикционных материалов.
Градиент механических свойств можно получить искусственным введением между поверхностями трения промежуточного слоя, а также выбором материала, который под воздействием больших скоростей и температур в резуль-
62
тате физико-химических процессов на поверхностях трения самопроизвольно
создавал бы этот промежуточный слой. Для эффективной работы фрикционной
пары важна не только высокая износостойкость при форсированных режимах
торможения, но также обеспечение высокого и стабильного коэффициента трения. Наиболее эффективным будет такой фрикционный материал, у которого
отношение коэффициента трения к интенсивности износа наибольшее. Установлено [52], что
τA
f = r;
(1.19)
N
I h = ih
где
Ar
,
Aa
f – коэффициент трения;
τ – удельная сила трения;
Аr – фактическая площадь контакта;
N – нагрузка;
Ih – линейная интенсивность износа;
ih – удельный износ;
Аа – номинальная площадь контакта.
Тогда отношение
f
τ
=
,
I h qa h
(1.20)
(1.21)
i
где
qa – номинальное удельное давление.
При скольжении деформируемого материала по абсолютно жесткому шероховатому контртелу
h∗
ih =
,
d (v + 1)n
где
h* – эффективная высота деформативной зоны;
d – диаметр фактического пятна касания;
v – параметр кривой опорной поверхности;
n – число циклов, приводящее к разрушению.
Подставляя уравнение (1.21), получим
f τd (v + 1)n
=
,
Ih
qa h ∗
(1.22)
(1.23)
то есть эффективность работы фрикционного сочленения повышается по
63
мере уменьшения номинального удельного давления. Поэтому в тормозных
устройствах обычно применяют незначительные удельные давления (0,3…0,5
МПа).
В условиях пластического контакта
h∗C X S
τ≈
,
d
– сопротивление пластическому оттеснению материала.
σ
где
CX
σ
S
Подставляя это выражение в формулу (5), получим
f (v + 1)n
≈
CX S .
Ih
qa
σ
(1.24)
(1.25)
Таким образом, чем выше сопротивление пластическому оттеснению и
чем больше число циклов, которое выдерживает поверхностная пленка, тем
эффективнее тормоз.
Зона деформации охватывает поверхностные слои обоих элементов пары
трения. При этом создается специфический промежуточный слой, который для
создания большего тормозного эффекта должен иметь высокое сопротивление
пластическому оттеснению. Высокое сопротивление пластическому оттеснению должно обеспечиваться при низких и высоких температурах без повреждения глубинных слоев материалов пары трения. Высокая износостойкость достигается в том случае, если образующийся промежуточный слой не имеет одинакового сцепления с глубинными слоями материалов пары трения и позволяет
осуществлять пластические деформации многократно [86]. Кроме того, для ограничения деформации в промежуточном слое необходимо, чтобы прочность
его связи с любым из элементов пары трения была ниже, чем в глубинных слоях, прилегающих к деформативной зоне (здесь имеется некоторая аналогия с
трением твердых тел при использовании жидких и консистентных смазок).
В теплонапряженных тормозах температура в зоне трения настолько велика (до 1000°С и выше), что происходит расплавление металлических материалов и разложение неметаллических фрикционных материалов. Продукты
разложения неметаллических фрикционных материалов в сочетании с жидкими
частицами металла должны создавать "рабочий" промежуточный слой с указанными выше свойствами. При этом достигается достаточная износостойкость
в сочетании с хорошими фрикционными свойствами.
Интенсивность деформации и температура уменьшаются по глубине де-
64
формативной зоны. Изменение температуры характеризуется температурным
градиентом gradv, который в поверхностном слое напряженных узлов достигает
800…1000 град/мм [5]. Поэтому важно изучить влияние температуры на фрикционные свойства материалов пар трения.
Градиент температуры снижается по мере удаления от поверхности. Высокие температуры поверхности трения, а также значительные температурные
градиенты вызывают химические и структурные изменения в материале.
Процесс трения характеризуется тремя явлениями [86]:
- взаимодействием поверхностей трения;
- физико-химическими изменениями в материалах пары трения при взаимодействии;
- разрушением поверхностей, то есть износом.
Указанные явления влияют друг на друга.
Расчленение процесса трения на отдельные последовательные явления
позволяет установить элементы, на которые в данных конкретных условиях
легче всего можно воздействовать: в одних случаях – изменить условия взаимодействия поверхностей трения, в других – физико-химические процессы.
Так как явления, характеризующие трение, взаимосвязаны, рассмотрение
какого-либо одного явления без учета двух других при установлении количественных и качественных закономерностей не может дать правильных результатов.
Фрикционные устройства, элементы которых работают в условиях сухого
трения, имеют ряд недостатков, обусловленных природой сухого трения, сопровождающегося изменениями значений коэффициента трения и сравнительно большими износами рабочих поверхностей. Наряду с "сухими" фрикционными устройствами находят применение муфты и тормоза, работающие в масле.
Стремление повысить надежность работы и увеличить срок службы
фрикционных устройств привело к размещению рабочих элементов в масляной
ванне.
При работе фрикционных муфт и тормозов в масляной ванне имеет место
жидкостное и полужидкостное трение. Масляная пленка имеет разрывы и в отдельных пятнах контакта происходит сухое трение. Однако в этом случае значения коэффициентов трения для различных пар сравнительно низкие.
65
В последнее время применяют фрикционные элементы с поверхностями
трения, специальной конструкции, позволяющей обеспечивать граничное трение. Особые свойства тонких слоев смазочной прослойки (толщиной 0,1 мк)
позволяют получать сравнительно высокие значения и стабильности коэффициента трения и незначительные износы. Это имеет большое значение для
фрикционных устройств гусеничных машин. Если при сухом трении длительная пробуксовка фрикционной муфты или тормоза с целью, например, изменения направления движения, сопровождается большими колебаниями значений
коэффициента трения и приводит к неустойчивому радиусу поворота, то в условиях граничного или полужидкостного трения поворот может быть осуществлен сравнительно длительной пробуксовкой фрикционных элементов при стабильном значении коэффициента трения. В тракторных и автомобильных муфтах сцепления применяются, как правило, работающие без смазки пары асбофрикционный материал – чугун. В случае работы со смазкой применяется пара
спеченный материал – сталь либо сталь по стали. В муфтах общепромышленного назначения (металлорежущих станков и т.п.) применяется фрикционная пара
сталь – сталь либо спеченный материал – сталь.
В синхронизирующих устройствах применяются фрикционные пары чугун – сталь, спеченный материал – сталь. В табл. 1.12 приведены предельные
значения условий работы некоторых фрикционных устройств, работающих без
смазки и в масляной среде. Как следует из таблицы, фрикционные передаточные устройства различного назначения характеризуются широким диапазоном рабочих параметров, в которых работают фрикционные элементы этих
устройств. Обеспечение надежной работы этого типа фрикционных муфт и
тормозов при оптимальной их конструкции зависит, прежде всего, от свойств
материалов фрикционных элементов, правильного их подбора, оптимального
выбора соотношения площадей контактирующих элементов и их конструктивного оформления.
Условия работы тормозных и передаточных фрикционных устройств определяются прежде всего их назначением, режимом их эксплуатации и требованиями, предъявляемыми к машине либо механизму, в кинематической цепи
которых работают фрикционные узлы.
66
Таблица 1.12
Предельные значения условий работы фрикционных пар муфт и тормозов
Скорость Длитель- ОбъемУсловия Коэффи- Удельная Давление, МПа протрения
циент
ность
работа
ная темскальвзаимцикла, с пература,
трения,
2
зывания,
ного пе- кг·м/см
°С
м/с
рекрытия
Сухое
0,45…1,0 0,7…50
0,07…0,7 5,0…50
0,1…6,0 80…300
трение
Трение
0,5…0,8 0,2…100 0,2…5,0 5…60
0,2…50
70…150
в масле
Многообразие условий, в которых должны работать фрикционные пары,
и материалы, из которых они изготовлены, постоянное увеличение скоростей,
давлений и энергонагруженности фрикционных пар, связанное с техническим
прогрессом, требуют создания фрикционных материалов и пар трения на их основе с учетом конкретных условий их эксплуатации, включающих рабочие параметры и конструкции узла.
Наиболее неоспоримым результатом развития науки о трении и изнашивании является вывод о том, что внешнее трение представляет термодинамически необратимый диссинативный процесс, а закономерности трения являются реологическими (принципиально зависящими от скорости), роль среды
также является определяющей, т.к. она наравне с твердыми телами формирует
материальную структуру зоны трения.
Критерием достоверности и плодотворности современной теории трения
и износа является ее согласие с законами термодинамики и механики … сред и
использование материаловедческих представлений.
В настоящее время широко признанным является представление о двойственной молекулярно-механической природе трения, наиболее развитой и физически обоснованной считается молекулярно-механическая теория трения,
разработанная советскими учеными [29].
Согласно молекулярно-механической теории трения контакт двух поверхностей дискретен, т.е. осуществляется по отдельным микроплощадкам,
суммарная площадь которых составляет площадь фактического контакта Аr (3).
67
Точки фактического контакта сосредоточиваются в отдельных областях, называемых контурными участками, общая площадь которых равна Ас (2). Наличие
контурных участков объясняется волнистостью поверхностей. Контурные площадки располагаются на номинальной площади Аа (1) – площади, ограниченной
размерами поверхности трения тела. Схема контактирования показана на рис.
1.12.
Рис. 1.12 Схема контактирования
1 – площадь, ограниченная размерами поверхности трения тела – Аа;
2 – площадь контурных участков – Ас;
3 – площадь фактического контакта – Аr
Фактическая площадь контакта Аr весьма мала и составляет в зависимости от нагрузки и упругопластических свойств асбофрикционных материалов
величину порядка (0,01…0,001) Аа. На пятнах фактического контакта развиваются процессы трения и износа. От величины площади фактического контакта
зависят коэффициент трения и износ.
Площадь фактического контакта и другие характеристики контактирования определяются кривой опорной поверхности, рабочий участок которой
приближенно выражается параболической зависимостью [86, 146]
η = B ⋅ε v,
где
(1.26)
η = Ar Ac – отношение фактической площади касания к контурной;
ε = h hmax – отношение глубины внедрения неровностей поверхности к их
максимальной высоте;
В и v – коэффициенты.
Схема взаимодействия поверхностей и построения кривой опорной поверхности приведена на рис. 1.13.
Согласно молекулярно-механической теории трения сила трения рас-
68
сматривается как сумма двух составляющих: силы, обусловленной молекулярным (адгезионным) взаимодействием поверхностей, и силы, возникающей в результате деформирования поверхностей (механическая составляющая).
Рис. 1.13 Схема взаимодействия поверхности построения кривой опорной
поверхности: 1, 2 – элементы пары трения
В зависимости от относительной глубины внедрения микронеровностей ε
и соотношения между силами адгезии и когезии на пятнах фактического контакта имеют место следующие типы фрикционных связей:
I – микрорезание или срез внедрившейся неровности, если она недостаточно прочна;
II – пластическое оттеснение материала;
III – упругое деформирование поверхностей;
IV – схватывание пленок, покрывающих неровности, и их разрушение
(адгезионный отрыв);
V – схватывание поверхностей, сопровождающееся глубинным вырыванием материала (когезионный отрыв).
На рис. 1.14 схематически показаны перечисленные типы фрикционных
связей, образуемых единичной жесткой микронеровностью, моделируемой
обычно в виде сферы, движущейся по поверхности контрэлемента.
Микрорезание и схватывание поверхностей находятся на пороге внешнего трения и при нормальной эксплуатации машин их избегают соответствующим подбором трущихся материалов с учетом условий трения.
69
Рис. 1.14 Модель взаимодействия трущихся поверхностей: I, II, III, IV, V – типы
фрикционных связей
При трении асбофрикционных материалов наиболее характерны второй и
третий виды фрикционных связей – упругое или пластическое деформирование
трущихся поверхностей. Упругое контактирование поверхностей реализуется
для материалов, обладающих достаточно хорошими упругими свойствами, а
также при малых нагрузках (в этом случае деформация неровностей не выходит
за пределы упругости). Пластический контакт характерен для более пластичных материалов (малая исходная твердость или снижение твердости при повышенных температурах), а также при больших удельных нагрузках.
Считается [86, 147], что при трении асбофрикционных материалов в паре
с металлами в области сравнительно низких температур (50…150°С реализуется упругое контактирование, а при повышенных температурах (200°С и более) – пластическое.
Согласно изложенным представлениям о природе трения, коэффициент
трения равен
F F + Fg
f = = a
= f a + f,
(1.27)
N
N
где F – суммарная сила трения, Н;
N – нагрузка, Н;
Fа и fа – адгезионная составляющая соответственно силы и коэффициента
трения;
F и f – деформационные составляющие.
Адгезионная составляющая коэффициента трения fa зависит от сил адгезионного взаимодействия и коэффициента упрочнения образовавшейся связи
под нагрузкой
fa =
τ
Pr
+ β,
(1.28)
70
где
τ – удельная тангенциальная прочность адгезионной связи, возникающей
на фактической площади контакта;
β – коэффициент упрочнения адгезионной связи;
Рr – давление на пятне фактического контакта.
Деформационная составляющая коэффициента трения fД зависит от отношения глубины внедрения h микронеровности при скольжении к радиусу закругления ее вершины R
h
,
(1.29)
R
где K – коэффициент, зависящий от свойств трущихся материалов, геометрии
контактирования и др.
Молекулярно-механическая теория рассматривает изнашивания как результат многократной деформации микронеровностей контактирующих поверхностей, приводящий к усталостному разрушению.
Интенсивность изнашивания поверхностей определяется числом циклов
взаимодействия неровностей n, приводящим к разрушению и отделению объема единичной фрикционной связи, и зависит от вида контакта (упругий или
пластический) и свойств материалов.
При упругом контакте число циклов до разрушения n, согласно кривой
усталости Веллера, зависит от напряжения на контакте и выражается следующим образом:
fД = K
t упр
где
⎛δ ⎞
n=⎜ 0⎟ ,
(1.30)
⎝δ ⎠
δ 0 – константа, имеющая физический смысл прочности при однократном
нагружении;
δ – действующее напряжение на контакте;
tynp – коэффициент, характеризующий усталостные свойства материалов
при упругом контактировании.
Для пластического контакта при определении числа циклов n до разрушения микронеровностей используют теорию малоцикловой усталости
tпл
⎛I ⎞
n=⎜ 0⎟ ,
(1.31)
⎝I ⎠
где I0 – относительное удлинение, соответствующее разрушению при однократном нагружении;
71
I – относительное удлинение, при котором разрушение проходит через n
циклов;
tпл – коэффициент, определяющий усталостные свойства материалов в условиях малоцикловой пластической деформации.
Используя характеристики шероховатости поверхностей, а также учитывая свойства контактирующих материалов и условия трения, (1.27-1.31) раскрывают и приводят к виду [86, 147], пригодному для анализа процесса трения,
а в ряде случаев и для инженерных расчетов на трение и износ.
Характеристики трения и износа пары материалов определяются тремя
группами факторов:
физико-химико-механическими свойствами трущихся материалов и геометрией контактирующих поверхностей;
эксплуатационными факторами режима трения – нагрузкой, скоростью,
температурой трения, окружающей средой;
контактирующими особенностями узла трения – коэффициентом взаимного перекрытия поверхностей, формой и размерами контактирующих элементов пары трения.
Рассмотрим роль некоторых наиболее существенных внешних факторов,
влияющих на надежную работу фрикционных узлов машины.
В литературе по трению и износу приведены различные теории трения
[29, 56, 60, 86, 145]. В настоящее время большинство ученых придерживаются
молекулярно-механической теории трения, согласно которой двучленный закон
трения выражается
(1.32)
T = f ( N + N 0 ),
где
Т – сила трения;
f – коэффициент трения;
N – нормальная нагрузка;
N0 – равнодействующая сил молекулярного притяжения между трущимися телами.
Двучленный закон трения обоснован при рассмотрении абсолютно
гладких поверхностей, обладающих молекулярной шероховатостью. Реальное
состояние поверхностей трения, естественно, приводит к отступлениям от этого
закона.
Если обозначить через Fd – площадь фактического контакта и через Р0 –
72
силу молекулярного притяжения на единицу поверхности, то
T = f ( N + P0 Fd ) = f (qFp + P0 Fd ),
где
(1.33)
q и Fp – соответственно расчетные удельное давление и площадь.
Уравнение (1.33) можно записать в таком виде
f p N = fqFp + fP0 Fd ,
или
(1.34)
fp = f +
fP0 F0
α
,
fp – расчетный коэффициент трения.
Из уравнения (1.34) видно, что расчетный коэффициент трения зависит от
удельного давления. С повышением удельного давления или нормальной нагрузки увеличивается площадь Fd фактического контакта. Если нормальная нагрузка будет расти быстрее, чем площадь фактического контакта, то с повышением удельного давления расчетный коэффициент трения будет уменьшаться.
Такая закономерность характерна для большинства пар трения.
Для некоторых пар трения величина расчетного коэффициента трения с
увеличением удельного давления достигает максимального значения, а затем
падает. Очевидно, зависимость расчетного коэффициента трения от удельного
давления определяется физическими свойствами материалов пары трения.
Согласно молекулярно-механической теории коэффициента трения f условно можно представить состоящим из двух компонентов – адгезионной fa и
деформационной fa составляющих
f = fa + f Д .
(1.35)
где
Для характеристики условий работы фрикционных муфт и тормозов важно установить зависимость коэффициента трения от скорости скольжения, так
как рассматриваемые фрикционные устройства работают при переменных скоростях скольжения. По исследованию влияния скорости скольжения на коэффициент трения имеется много работ. Наиболее полно этот вопрос рассмотрен
И. В. Крагельским, обосновавшим связь коэффициента трения со скоростью
скольжения:
f = (a + bv )e − cv + d.
(1.36)
В зависимости от значений констант а, b, с и d, характеризующих физические свойства материалов, кривые изменения коэффициента трения могут
иметь различный характер. Уравнение (1.36) объясняет физическую сущность
73
трения скольжения и изменения коэффициента трения от скорости скольжения.
Для получения конкретных значений коэффициента трения необходимо проводить сложные эксперименты по определению констант, входящих в это уравнение. Практически более целесообразно находить зависимость коэффициента
трения от скорости скольжения непосредственно опытным путем.
Рассматривая диссипацию энергии на фрикционном контакте, получено
следующее обобщенное выражение для коэффициента трения скольжения
f = (a + bvCK )epx(- cvCK ) + d,
(1.37)
где
а, b, с и d – параметры, характеризующие трение.
Параметр а существенно зависит от физических свойств материалов трущихся поверхностей; он увеличивается с ростом модуля упругости, скорости
релаксации напряжений и шероховатости. Параметр b зависит от вязкопластических свойств материалов, а параметр с является произведением декремента
затухания колебаний на коэффициент вязкости контактных слоев; параметры b
и с зависят от давления, так как с его увеличением вязкость контакта возрастает.
Выражение (1.37) представляет собой вид зависимости коэффициента
трения f от скорости скольжения vCK, при наличии максимума на кривой
f = f (vcr ) . Существенным недостатком этой формулы является невозможность
учета влияния давления, размера поверхности, сложность определения параметров а, b, с, d, существенно зависящих от температуры и от всего комплекса
процессов, определяющих свойства фрикционного рабочего слоя. Кроме того,
эта формула пригодна только для случая, когда скорость скольжения изменяется ступенчато.
Представление о двойственной молекулярно-механической природе трения позволяет дать физическое обоснование зависимости коэффициента трения
от скорости скольжения [86].
Экспериментально установлено, что для материалов, обладающих сравнительно совершенными упругими свойствами, и в условиях, когда температура их существенно не меняет, коэффициент трения не зависит от скорости. В этом случае совершенная упругость исключает гистерезисные потери
и обеспечивает независимость от скорости деформационной компоненты коэффициента трения; высокая теплостойкость обеспечивает независимость адгезионного взаимодействия.
74
При несовершенном упругом контактировании с ростом скорости коэффициент трения переходит через максимум и может иметь второй экстремум –
минимум. Максимум коэффициента трения расположен в зоне скоростей, обеспечивающих наибольшие гистерезисные потери. При малых скоростях деформации релаксационные процессы сужают гистерезисную петлю, коэффициент
трения снижается. При больших скоростях возникающая температура уменьшает адгезионное взаимодействие и гистерезисные потери вследствие сокращения времени релаксации; это также приводит к снижению коэффициента
трения. Дальнейшее повышение скорости скольжения приводит к новому повышению температуры трущихся материалов, снижению их твердости, росту
внедрения и деформационной компоненты силы трения; коэффициент трения
вновь может возрастать. При сравнительно высоких давлениях, когда уже при
малых скоростях возможно существенное повышение температуры, зона максимума коэффициента трения может отсутствовать.
При пластическом контакте скорость скольжения может влиять на трение
через скорость распространения пластической деформации. При увеличении
скорости скольжения пластическая деформация локализуется в меньшем поверхностном объеме, и коэффициент трения снижается.
Вследствие повышения температуры при росте скорости скольжения
происходит изменение прочности и характера адгезионной связи. С увеличением температуры изменяется прочность, толщина и природа защитной контактной пленки. В зоне малых скоростей достаточная защитная пленка не успевает образовываться, и передеформирование переходит в микрорезание, что соответствует возрастающей ветви кривой коэффициент трения – скорость. При
дальнейшем повышении скорости (следовательно, и температуры) снижение
адгезионной прочности фрикционных связей приводит к уменьшению высоты
деформационного валика и выглаживанию поверхности трения; это приводит к
тому, что по мере роста скорости скольжения, шероховатость переходит через
максимум, соответственно влияя на величину коэффициента трения.
В обычных условиях влияние скорости скольжения как фактора, изменяющего прочность материала, незначительно [86].
Сложный комплекс процессов, протекающих на фрикционном контакте,
приводит к сложной и неоднозначной зависимости коэффициента трения и ин-
75
тенсивности изнашивания от скорости скольжения, которая, по существу, является их зависимостью от температуры [86].
Адгезионная составляющая коэффициента трения зависит от сил адгезионного взаимодействия и коэффициента возможного упрочнения под нагрузкой
образовавшейся связи:
f a = τ 0 pr + β ,
(1.38)
где
τ 0 – удельная тангенциональная прочность адгезионной связи;
β – коэффициент упрочнения адгезионной связи;
рr – давление на пятне фактического контакта.
Деформационная составляющая коэффициента трения в общем виде определяется из выражения
f Д = k hK /R ,
(1.39)
где
hK – кинетическая (в движении) величина внедрения неровностей.
При раскрытии выражения (1.38) принимается ряд допущений. Полагается [86, 147], что при упругом контакте микронеровностей трущихся поверхностей, деформационной составляющей с некоторым приближением можно
пренебречь. Фактическое давление рr при пластическом контакте считается
равным твердости менее твердого из контактирующих материалов. Принимаются следующие модели контактирования: при упругом контакте – упругая
шероховатая поверхность взаимодействует с гладкой жесткой плоскостью; при
пластическом контакте – шероховатая жесткая поверхность контактирует с
идеальным пластическим полупространством.
Получены следующие аналитические выражения для определения коэффициента трения;
при упругом контакте
1 /( 2 v +1)
⎡ 2,35b1/ 2v R1/ 2 (1 − μ 2 ) ⎤
⎛ 1 ⎞
f = τ 0 ⎜⎜ ⎟⎟
⎢
⎥
1/ 2
E
21/ 2v k2 hmax
⎝ pc ⎠
⎣
⎦
при пластическом контакте
f =
где
τ0
HB
+ β + 0,55(v − 1)k1
рс – контурное давление;
μ – коэффициент Пуассона;
2 v /( 2 v +1)
+ β,
(1.40)
1/ 2 v
hmax ⎛ apc ⎞
⎜
⎟
R ⎝ bHB ⎠
,
(1.41)
76
k1, k2 – коэффициенты, зависящие от v;
E – модуль Юнга;
НВ – твердость;
а – коэффициент, учитывающий изменение площади фактического неподвижного контакта при движении;
v – параметр аппроксимации кривой опорной поверхности.
Вследствие ряда упрощающих допущений и некоторой идеализации процесса трения расчетные методы определения коэффициента трения являются
приближенными.
Влияние давления на трение зависит от вида контактного взаимодействия
трущихся поверхностей – упругого или пластического.
Анализ выражений (1.40) и (1.41) показывает, что при упругом контакте
коэффициент трения снижается при увеличении давления, а при пластическом увеличивается. Величина минимума на кривой зависимости коэффициента трения от давления выражена сравнительно слабо.
Роль нагрузки как фактора, влияющего на геометрию контакта, напряженное состояние или свойства материалов трущихся поверхностей не позволяет объяснить наблюдаемое на практике значительное ее влияние на фрикционные характеристики. С ростом нагрузки интенсивность изнашивания увеличивается [86]: при упругом контакте I~pc1/2v, при пластическом контакте
I~pc1+(t+1)/2v.
В своих работах И. В. Крагельский устанавливает зависимость силы трения от нормального давления. Чтобы вычислить величину коэффициента трения, необходимо предварительно опытным путем определить коэффициенты,
характеризующие молекулярное сцепление и механическое зацепление различных материалов. Поэтому более простым является нахождение экспериментальным путем эмпирической зависимости μ = Ф(q ).
В подавляющем большинстве случаев основной причиной, ограничивающей применение фрикционных материалов, является их недостаточная
фрикционная теплостойкость. В связи с этим проблема изучения механизма
влияния температуры на трение асбофрикционных материалов в настоящее
время является актуальной задачей.
Известно, что при трении изменяются многие свойства контактирующих
материалов, изменяется структура, сопротивление деформации, твердость и
77
другие характеристики прочности, изменяется электросопротивление, интенсивность диффузионных процессов и т.п. [86, 149]. Указанные явления являются следствием необратимых процессов, происходящих в материалах трущихся
тел, приводящих к изменению свободной энергии и, следовательно, к затрате
определенной части энергии трения. Некоторая часть энергии трения переходит
в энергию колебаний.
Б. И. Костецкий и Ю. И. Линник [149] провели исследование общего
энергетического баланса трения без смазки и установили, что большая часть работы трения W превращается в теплоту Q; при отсутствии заметных пластических деформаций практически W=Q. При взаимном трении сравнительно
пластичных материалов тепловой эффект может быть на 5…7 % меньше работы внешних сил. При инженерных расчетах тепловых режимов трения обычно
полагают, что вся работа внешних сил при трении переходит в теплоту [52, 82,
86, 123].
Физическая картина возникновения и диссипации тепловой энергии при
трении в настоящее время не является достаточно ясной. Вследствие дискретности контакта можно утверждать, что источниками тепла трения являются
элементарные объемы тел в области фактической площади касания, так называемые пятна контакта [86, 148], от которых тепло распространяется внутрь
трущихся тел.
Пятна контакта представляют собой площадки размером в несколько
микрометров [148]. Поскольку площадь фактического касания Аr составляет величину порядка 10-2…10-4 номинальной Аа [5], пятна контакта расположены
сравнительно далеко друг от друга, что служит основанием считать их взаимно
независимыми тепловыми источниками [123].
Английские исследователи Блок и Иегер, основные работы которых стали
классическими, впервые показали, что процесс возникновения и установления
температуры на пятнах фактического контакта носит характер температурных
вспышек. Оказалось, что в течение 10-4…10-5°С температура на пятне практически достигает своего максимально возможного значения, соответствующего
бесконечно большому времени нагревания.
Продолжительность существования пятна контакта зависит от напряженного состояния материала, скорости скольжения, микро- и макротопографии контакта и может составлять величину порядка от 10-7…10-8°С [5] до не-
78
скольких секунд и более. Температуру, возникающую на единичном фактическом пятне касания, принято называть температорной вспышкой vвсп [123].
Генерируемое на пятнах контакта тепло распространяется между трущимися телами. Безразмерная величина аТП, показывающая какая часть теплового
потока направляется в одно из контактирующих тел, называется коэффициентом распределения тепловых потоков.
Коэффициент распределения тепловых потоков на микроконтакте (пятнах
касания) целесообразно определять по формуле Шаррона или Иегера [125] в зависимости от величины числа Пекле Ре (при Ре≤0,4 – по формуле Шаррона,
при Ре≥20 – по формуле Иегера).
При инженерном решении тепловой задачи трения принимают ряд упрощающих допущений, позволяющих рассматривать номинальный контакт как
равномерно распределенный тепловой источник [82, 123 и др.]. Замена Дискретной изменяющейся в пространстве и времени системы выступов фактического контакта непрерывным слоем, являющимся носителем непрерывно
распределенных касательных усилий, и непрерывным теплопроизводящим слоем является допустимой, так как эта условность полностью эквивалентна введению коэффициента трения как интегральной механической характеристики
касательных усилий, возникающих при трении.
Следствием допущения о термическом контакте, как равномерно распределенном тепловом источнике, является равенство температур для обоих
соприкасающихся тел: v1=v2=v* (наиболее корректно при коэффициенте взаимного перекрытия, близком или равном единице). Температура, обозначаемая v*,
называется средней поверхностной температурой.
Задача распределения тепла на сплошном термическом контакте рассматривалась рядом исследователей [86].
Распределение теплового потока между телами пары трения в общем
случае зависит от многих, часто взаимосвязанных факторов, которые не всегда
могут быть аналитически полностью учтены [82]. Поэтому некоторые авторы
предлагают упрощенные или пригодные для частных случаев решения [82, 123,
и др.].
Коэффициент распределения тепловых потоков является комплексной
характеристикой теплового режима пары трения, от его величины зависит поверхностная температура v* и распределение температур в объемах трущихся
79
тел. При моделировании тепловых режимов трения αТ.П является своеобразным
критерием подобия [123].
Эксплуатация большой группы современных фрикционных устройств характеризуется наличием повышенных температур. Так, на поверхности трения
тормозов автомобилей температура может достигать 400°С и более,
700…800°С в железнодорожных тормозах, 1200°С в тормозах современных самолетов, около 400°С в накладках муфт сцепления автотракторных двигателей.
Установлено, что в таких условиях температурный режим работы пары трения
обычно является доминирующим фактором, определяющим фрикционные характеристики.
Температурный режим пары трения характеризуется величиной температурных вспышек vвсп, средней поверхностной температурой v*, поверхностным
температурным градиентом dv*/dz (z – координата в направлении нормали к
поверхности трения); с точки зрения прочности фрикционных элементов существенное значение имеет характер распределения температур v2 по всему объему трущихся тел [123].
При повышении температуры снижается прочность межатомных связей и
уменьшается адгезионная составляющая коэффициента трения. Снижение
твердости под действием повышенной температуры приводит к дополнительному снижению адгезионной компоненты; вследствие возможного увеличения
взаимного внедрения поверхностей деформационная составляющая коэффициента трения при этом может возрастать.
Установлено, что с ростом температуры в достаточных пределах наблюдается тенденция к снижению коэффициента трения с возможным последующим некоторым его ростом.
О роли температурного градиента при трении впервые указано в работе
[147].
Рассматривая фрикционный контакт как вязкопластическое «третье» тело, в работе [86] получили следующую общую зависимость коэффициента трения от температурных характеристик:
dϑ
(1.42)
f = cϑ m−n
+ Aϑ m − r .
dz
Как видно, с ростом температурного градиента коэффициент трения может увеличиваться. Физически это объясняется тем, что с ростом темпера-
80
турного градиента растет градиент механических свойств (по абсолютному
значению), а следовательно, и сопротивление деформации. В общем случае с
ростом температуры возможно снижение, рост или переход коэффициента трения через максимум или минимум в зависимости от величины и соотношения
коэффициентов с, А, m, n, r.
С увеличением поверхностей температуры и снижением температурного
градиента отмечается тенденция роста износа асбофрикционных материалов
при трении в паре с металлами. При повышенных температурах, как указано в
работе [86], величина износа определяется процессами деструкции связующего
фрикционного материала.
Вывод о том, что с ростом температурного градиента коэффициент трения растет и износ снижается, а с ростом температуры отмечается тенденция
снижения коэффициента трения и увеличения износа, широко подтвержден
экспериментально [86].
Для пар трения, состоящих из материалов, существенно различающихся
по механическим и теплофизическим свойствам, необходимо оценивать температурные градиенты в обоих элементах и выделять слабый элемент, поверхностная температура и температурный градиент которого в данных условиях трения имеют превалирующее значение.
Окружающая среда при трении асбофрикционных материалов рассматривается как фактор, влияющий на развитие физико-химических явлений в зоне
трения и в связи с этим влияющий на трение.
Исследования показывают [148], что воздух – среда, в которой обычно
работают узлы трения, являясь окислителем при повышенных температурах,
способствует процессу термоокислительной деструкции связующих, входящих
в состав асбофрикционных материалов. Продукты разложения связующего в
виде жидких фракций собираются на поверхности трения, образуя своеобразную смазку, приводящую к снижению коэффициента трения.
Установлено [86, 148], что форма и размеры узла трения, коэффициент
взаимного перекрытия являются факторами, влияющими на поступление газовой среды на фрикционный контакт. В работе [148] предлагается метод моделирования физико-химических явлений, зависящих от действия окружающей
среды при трении асбофрикционных материалов; критерии моделирования получены из условий подобия процессов поступления газовой среды в зону тре-
81
ния. Применение предлагаемых критериальных выражений позволяет расчетным путем определять необходимые макрогеометрические характеристики образцов при лабораторных испытаниях на трение и износ.
Исследование процесса изнашивания трущихся пар показывает, что фактическая площадь контактируемых поверхностей значительно меньше расчетной и в
зависимости от размеров, механических свойств материалов пар трения и нагрузки составляет 10-5…10-1 номинальной площади [86].
Между рабочими поверхностями образуется прослойка продуктов износа.
Толщина прослойки и величина зерен продуктов износа зависит от свойств материалов пары трения и интенсивности изнашивания. Одним из факторов,
влияющих на интенсивность изнашивания, является скорость скольжения.
В результате контактного соприкосновения поверхностей развиваются
огромные напряжения, приводящие к появлению упругих и пластических деформаций на контактируемых микровыступах; при этом затраченная работа переходит, в основном, в тепло, однако точные измерения показывают, что не вся
работа переходит в тепло.
Выше указывалось, что процесс трения сопровождается равномерным
повышением температуры и отдельными температурными вспышками при отрыве от поверхности частиц материала. Таким образом, при трении происходит
изнашивание материала, а возникающие при этом температурные вспышки
способствуют более интенсивному износу.
Для практических расчетов срока службы фрикционных муфт и тормозов
большой интерес представляет разработка методики определения интенсивности изнашивания, позволяющей заранее найти износ по характеристике материалов пары трения.
Фрикциональные зависимости между интенсивностью изнашивания,
внешними условиями и характеристиками материала установлены в ряде работ
[82, 123], однако, чтобы использовать их в качестве расчетных формул, требуется предварительно определить ряд физических констант, входящих в эти зависимости.
Таким образом, для характеристики фрикционных материалов необходимо экспериментальным путем при различных режимах работы определить коэффициент трения и износостойкость, которые могут служить достаточными
82
оценочными показателями свойств материалов и исходными данными для конструктора при Проектировании фрикционных устройств.
Таким образом, для получения достоверной характеристики фрикционных материалов пар трения при различных режимах работы необходимо знать
величины коэффициентов трения и износа в зависимости от трех основных
факторов: давления между трущимися поверхностями, скорости относительного скольжения и температуры активных слоев, которые могут служить достаточными оценочными показателями свойств материалов и исходными данными при проектировании фрикционных устройств машин.
К числу ленточных фрикционных устройств относятся ленточные фрикционные муфты и ленточные фрикционные тормоза, имеющие конструктивное
сходство между собой. Оба эти устройства обладают общностью протекающего
при их работе процесса трения фрикционных поверхностей.
Методика инженерного расчета ленточных фрикционов базируется на
классическом уравнении Л. Эйлера [2]:
(
)
M T = 0,5DT t e μα − 1 ,
(1.43)
DT – диаметр тормозного шкива;
t – усилие включения;
α – угол обхвата фрикционной лентой тормозного шкива;
μ – коэффициент трения;
е – основание натуральных логарифмов.
Это решение используется в теории привода с гибкой связью и других
технических приложениях. Такая методика предполагает упрощенную (идеализированную) модель процесса трения, при которой лента является абсолютно
гибкой, а коэффициент трения µ подчиняется закону Амонтона и не зависит от
скорости скольжения, давления, конструктивных параметров и т.д.:
F
μ= ,
(1.44)
N
где F – максимальная сила трения;
N – сила нормального давления.
Уточнением формулы Л. Эйлера применительно к расчету ленточных
тормозов наружного типа занимался ряд исследователей. Л. В. Янковская [155]
учитывала изменение величины коэффициента трения по периметру ленты. С.
И. Галышев [39], В. И. Власов [38], В. П. Сердюк [127] ввели в расчетную форгде
83
мулу переменное давление по периметру ленты. С. М. Башеев с В. П. Стринадко [20] и Н. В. Воробьев [34] учли жесткость ленты и упругость фрикционного
материала. Однако разница, в связи с уточнением расчетных формул, величин
тормозного момента в соответствии с исследованиями указанных авторов по
сравнению с формулой Л. Эйлера не выходит за пределы погрешности, получаемой при испытаниях на моделях, которая составляет 15…20 % [127].
Наиболее обстоятельный теоретический анализ работы ленточных тормозов различных конструкций проведен И. М. Зельдерманом, Д. М. Каминским и
А. Д. Онопко [59]. Предложенная авторами методика расчета тормозов на нагрев приложима в основном к тяжелым режимам работы, которые не характерны для лесных лебедок. Это же относится к ряду работ [16, 37, 77, 114, 138], посвященных анализу влияния температуры на тормозной момент ленточных
тормозов, а также на физико-механические свойства фрикционных накладок и
металлических тормозных шкивов машин, работающих в тяжелых условиях
(табл. 1.1).
Уточнением формулы Л. Эйлера занимался и ряд зарубежных авторов. В
проводимых ими исследованиях также учитывалась переменность давления и
коэффициента трения по периметру фрикциона, также жесткость ленты применительно к ленточным фрикционам наружного типа.
Обычно в ленточных фрикционных устройствах гибкий элемент изготовлен в виде сплошной ленты. В тяжело нагруженных тормозах нефтебуровых
машин [63, 137], экскаваторов [88] и т. д. гибкий фрикционный материал оказывается неработоспособным, поэтому дальнейшим развитием конструкций
фрикционных устройств явились колодочно-ленточные тормоза, в которых
фрикционные накладки крепятся по периметру к ленте в виде отдельных колодочек. Исследования Б. Н. Злобина [64], Г. М. Шахмалиева [150], Б. Л. Давыдова [50] показали, что при достаточно большом числе колодок (n=16) формула Л.
Эйлера применима для расчетов, как и в случае сплошной ленты.
Следует отметить, что во всех приведенных работах не исследовались
ленточные фрикционы внутреннего типа. Исследования простых и реверсивных
ленточных фрикционных муфт внутреннего типа, по нашему мнению, не проводились по той причине, что в практике их конструирования сложилось ошибочное мнение о том, что все закономерности, выявленные для муфт наружного
типа, полностью применимы к фрикционам внутреннего типа. Однако, на са-
84
мом деле, по характеру нагружения муфты внутреннего и наружного типов различаются между собой. Формула 1.43 для фрикционов наружного типа выведена из условия, что направление вектора усилия включения совпадает с вектором усилия на управляемом конце ленты и соответственно совпадают векторы
усилий на заякоренном конце ленты и в шарнирном заякоревающем звене. В
ленточном же фрикционе внутреннего типа это становится невозможным из
конструктивных соображений, т. е. между вышеперечисленными векторами
усилий и нормалями к образующей цилиндра трения образуются углы, отличные от прямых. Можно предположить, что изменение этих углов влечет за собой значительное увеличение или уменьшение нагрузочной способности ленточных фрикционов, а значит, приведенная формула 1.43 неприемлема для расчета ленточных фрикционов внутреннего типа.
Кроме того, на обоих концах ленты внутреннего фрикциона для присоединения концевых звеньев жестко закрепляются колодки, податливость которых на порядок ниже податливости ленты. Соответственно, участок фрикционной ленты, расположенный над колодками, работает по типу обычного колодочного фрикциона, а участок между колодками – по типу гибкой ленты. Это
обстоятельство также должно приниматься во внимание в процессе конструирования, так как оно неизбежно отражается на нагрузочной способности фрикциона внутреннего типа.
В работах [10, 57, 113], посвященных исследованиям внутренних ленточных муфт предохранительного типа, эти вопросы также не рассматривались.
Все приведенные выше предположения о влиянии узлов в концевых
звеньях ленточного фрикциона внутреннего типа на передаваемый момент требуют теоретического и экспериментального подтверждения.
Кроме того, необходимо отметить, что по реверсивным ленточным муфтам не проводилось совершенно никаких исследований.
Долговечность фрикционных узлов зависит от качества материала, из которого изготовляются фрикционные пары. Фрикционные поверхности муфт и
тормозов являются наиболее нагруженными и соответственно наименее долговечными по сравнению с большинством деталей и узлов лесозаготовительных
машин. Наличие большого количества фрикционных устройств на них при недостаточной износостойкости фрикционных накладок, закрепляемых на рабо-
85
чей поверхности металлической ленты, вызывает большой расход фрикционного материала.
Помимо износа накладок имеет место износ поверхностей трения металлических шкивов муфт и тормозов. Это, естественно, приводит к длительным
простоям машин из-за ремонта шкивов и замены фрикционных накладок, что
значительно снижает их производительность. Отсюда следует, что исследования, направленные на повышение долговечности фрикционных пар, являются
одной из важных задач, без решения которой невозможно дальнейшее совершенствование конструкций лесозаготовительных машин.
Тормозные шкивы ленточных муфт и тормозов изготавливаются из стали
и чугуна различных марок. Вопрос выбора той или иной марки материала непосредственно связан с долговечностью как фрикционных накладок, так и самих
поверхностей трения шкивов.
В настоящее время наиболее распространенными марками стали, используемыми для изготовления шкивов муфт и тормозов, являются стали марок:
сталь 45 (ГОСТ 1050-88), сталь 35 ГЛ (ГОСТ 977-88), сталь 55Л (ГОСТ 977-88).
Исследованиями Д. П. Волкова [36] установлено, что с точки зрения механической прочности, способности выдерживать большие нагрузки, возникающие в процессе работы фрикционных муфт и тормозов, предпочтение отдается стальным шкивам. Применяя стальные шкивы, можно добиться некоторого
снижения веса машины, однако при интенсивном нагружении наступает их перегрев, что обычно сопровождается снижением работоспособности муфт и
тормозов. Кроме того, незакаленные стальные поверхности шкивов при трении
изнашиваются неравномерно с образованием борозд и заусенцев, а также имеют тенденцию к наклепу. Все это вызывает повышенный износ накладок, снижает работоспособность фрикциона.
Для изготовления тормозных шкивов используют также графитизированную сталь [121] с высоким содержанием углерода, часть которого находится в
виде округлых или вытянутых включений графита. Исследованиями А. А. Буланова [12] установлено, что графит, обладающий свойствами смазки, предотвращает схватывание при трении и придает стали износоустойчивость.
Чугунные шкивы лебедок изготавливаются из следующих марок: СЧ 15,
СЧ 18, СЧ 21, СЧ 28, СЧ 32. В лесной промышленности начинает внедряться
высокопрочный чугун ВЧ 45 и аустенитно-марганцовистый АЧС-5.
86
Поэтому исследования этих чугунов в качестве перспективных материалов для шкивов лесных лебедок являются необходимой составной частью испытаний фрикционных пар.
Величина вращающего момента, передаваемого муфтами лесных лебедок, как уже отмечалось, зависит от физико-механических свойств фрикционных накладок. В настоящее время заводами химической промышленности выпускается большое количество неметаллических фрикционных накладок для
муфт и тормозов. Наибольшее распространение как в России, так и за рубежом,
получили асбестовые фрикционные накладки.
Асбестовые фрикционные накладки по способу изготовления разделяют
на плетеные, тканые, формованные, вальцованные и прессованные. Для ленточных фрикционных муфт и тормозов применяют плетеные, тканые и вальцованные накладки, обладающие наибольшей гибкостью и эластичностью.
Фрикционные пары исследуются на трение и износ, как правило, в зависимости от трех основных факторов: температуры, давления и скорости относительного скольжения [86]. Определяющие интервалы изменения указанных
факторов: установившаяся температура в зоне контакта 100…120°С, давление
накладки на шкив q=0,1…1,25 МПа и скорости относительного скольжения в
пределах V=0,5…7,0 м/с.
В литературе имеется мало данных об износостойкости и коэффициенте
трения накладок, а также о том, в каких условиях нагружения, на каких машинах следует проводить испытания фрикционных накладок того или иного типа.
Целым рядом авторов [14, 62, 69, 101] проводились исследования физикомеханических свойств тканых и плетеных накладок.
А. Ф. Базанов и А. А. Буланов [15] определяли трение и износ вальцованной ленты 8-45-62 в паре с серым чугуном СЧ 15 и сталью 45 в зависимости от
скорости скольжения (V=3,7; 5,0; 7,5 м/с) и давления (q=0…1,0 МПа). Температура при испытаниях находилась в пределах t=120…150°С. Ими не исследовалась вальцованная лента 6 KB-10 в паре с различными марками чугунов
и сталей.
Б. Н. Котельников [83] проводил испытания вальцованных лент 8-45-62, 6
KB-10 и экспериментальной – 8-229-63, разработанной Всесоюзным научноисследовательским институтом асботехнических изделий (ВНИИАТИ), лишь в
паре с тормозным шкивом из стали 55 Л-П. Им исследовались зависимости ко-
87
эффициента трения покоя, коэффициента трения скольжения и износостойкости материала от температуры. Давление и скорость относительного скольжения при этом были постоянными.
С. М. Борисов [29] провел наиболее полные испытания вальцованных
лент 8-45-62, 6 KB-10, 8-229-63 в паре со сталью 35 ГЛ и чугунами СЧ 15, СЧ
18, СЧ 21. Износостойкость и коэффициент трения определялись в диапазонах
изменения скорости скольжения V=0…10 м/с, давления на накладках
q=0,1…1,0 МПа и температуры нагрева Т=100…250°С. Из приведенных данных
видно, что автор не исследовал фрикционные материалы в паре с чугунами марок ВЧ 45 и АЧС-5. Кроме того, для лесных лебедок характерны менее напряженные режимы работы.
Наиболее достоверные результаты могут быть получены при испытании
натурных образцов ленточных фрикционов. Однако такие исследования крайне
трудоемки и требуют больших затрат времени и материалов. Поэтому обычным
является сочетание испытаний натурных образцов и моделей фрикционных пар.
Фрикционные накладки различных марок обычно испытываются на машине
Амслера, стендах И-47, И-32 и других машинах торцевого трения в соответствии с требованиями ГОСТ 15960-70.
Однако до сих пор не проводились исследования с образцами, у которых
направление волокон совпадает с направлением относительной скорости
скольжения, что соответствует процессу трения ленточного фрикциона.
Известные машины для испытания образцов радиального трения МИ-1М
имеют ограниченные скорости вращения и давления на образцы. В реальных
условиях фрикционные пары ленточных муфт работают в широком диапазоне
изменения давлений и скоростей, в связи с этим необходимо осуществить модернизацию конструкций серийной машины.
Результаты испытаний, полученных на машинах радиального трения, целесообразно сопоставить с результатами испытаний на машинах торцевого трения. В случае их совпадения удается существенно сократить объем исследований образцов, ограничившись лишь новыми материалами для фрикционных
пар.
88
2 ОБОСНОВАНИЕ ВЫБОРА ТИПА МУФТЫ И ЕЕ
КОНСТРУКТИВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ПРИМЕНИТЕЛЬНО
К ЛЕСНЫМ МАШИНАМ
2.1 Обеспечение заданного уровня параметрической надежности
2.1.1 Анализ процесса включения муфт и тормозов
Рассмотрим работу пневмосистемы управления узла муфт и тормоза,
представленную на рис. 2.1.
Рис. 2.1 Схема пневмосистемы управления узла муфты и тормоза:
Ф – фильтр влагоотделителя; В3 – вентиль запорный; Рд – регулятор давления;
Пк – предохранительный клапан; РД – реле давления; Вк – воздухораспределитель; Ок – обратный клапан; Пг – подводящая головка
Подача сжатого воздуха в пневмоцилиндры муфты и тормоза, установленных раздельно на валу, происходит у муфты через обратный клапан и воздухоподводящую головку и через обратный клапан у тормоза при включении
клапана воздухораспределителя от сигнала при нажатии оператором на пусковое устройство.
Выхлоп сжатого воздуха у муфты осуществляется через подводящую го-
89
ловку и воздухораспределитель, у тормоза – только через воздухораспределитель, после сигнала на отключение клапана воздухораспределителя.
Рассмотрим процесс включения и выключения узлов трения на примере
типовой диаграммы работы пневмосистемы муфты и тормоза во времени t,
представленную на рис. 2.2.
Рис. 2.2 Типовая диаграмма работы муфты и тормоза:
I – давление в пневмоцилиндре муфты; II – перемещение поршня муфты;
III – возможный крутящий момент, развиваемый муфтой на главном валу;
IV – давление в пневмоцилиндре тормоза; V – перемещение поршня тормоза;
VI – тормозной момент на главном валу
где
′ – период времени с момента начала нарастания давления воздуха в
tв.м.
пневмоцилиндре муфты при ее включении до начала движения поршня;
′′ – период времени перемещения поршня муфты при включении;
tв.м.
tв.м. – период времени, которое необходимо для заполнения воздухом силового цилиндра муфты и движения поршня муфты до смыкания дисков;
′′′ – период времени с момента окончания движения поршня при вклюtв.м.
чении до выравнивания давления воздуха в пневмоцилиндре муфты с давлением в ресивере. Это время выравнивания угловых скоростей ведомой и ведущей
90
частей привода. Угол поворота рабочего вала, соответствующий этому периоду
времени, составляет 3…15°;
tв.гл.в. – период времени вращения главного вала с расчетной угловой скоростью ωн , значение которого tвр определяется по формуле
tвр =
где
2π − ϕ P − ϕT
ωH
,
ϕ P и ϕT – угол разгона и угол торможения главного вала;
tOM – период времени с момента начала падения давления воздуха в пневмоцилиндре муфты до начала движения при отключении муфты. Это время выхода воздуха из силового цилиндра муфты до начала размыкания дисков муфты
– отход от фрикционных элементов. Оно зависит от объема цилиндра муфты,
силы затяжки отводных пружин, сечения выхлопной магистрали и т.п. Время
колеблется в пределах 0,05…0,3 с;
′ – период времени перемещения поршня муфты при отключении;
toм
′′ – период времени с момента окончания перемещения поршня до паtoм
дения давления воздуха в пневмоцилиндре муфты при ее отключении до давления атмосферы;
tОТ – период времени с момента начала нарастания давления воздуха в
пневмоцилиндре тормоза при его отключении до начала движения поршня. Это
время, которое необходимо для заполнения воздухом силового цилиндра тормоза до начала движения поршня тормоза, т.е. до начала размыкания дисков –
отход дисков (поршня) от фрикционных элементов. Оно зависит от габаритов
пневматического цилиндра, усилия затяжки пружин, сечений трубопроводов и
т.д. и колеблется в пределах 0,03…0,15 с;
′ – период времени перемещения поршня тормоза при отключении;
tОТ
′′ – период времени с момента окончания движения поршня тормоза
tОТ
при отключении до выравнивания давления воздуха в пневмоцилиндре тормоза
с давлением в ресивере;
′
– период времени вращения главного вала с расчетной угловой скоtв.гл.в.
ростью;
′ – период времени с момента начала падения давления воздуха в
tв.т.
пневмоцилиндре тормоза до начала движения поршня при включении тормоза;
′′ – период времени перемещения поршня тормоза при включении;
tв.т.
91
tв.т. – период времени, необходимого для воздуха из пневмоцилиндра
тормоза и движения поршня до полного смыкания дисков тормоза. Это время
зависит от габаритов цилиндра, сечений трубопроводов, силы затяжки пружин
и колеблется в пределах 0,03…0,2 с;
′′′ – период времени с момента окончания перемещения поршня до паtв.т.
дения давления воздуха в пневмоцилиндре тормоза при его включении до давления атмосферы. Угол торможения колеблется в пределах 6…15°.
Обеспечивая последовательность работы механизмов управления, следует строго выдерживать необходимые интервалы времени предварения при
включении муфты и тормоза.
Время срабатывания механизмов управления зависит от многих факторов: от быстроты нажатия оператором на включающее устройство, от времени
срабатывания клапана – воздухораспределителя, от времени распространения
волны давления по трубопроводу от воздухораспределителя до рабочего цилиндра, от времени наполнения начального объема рабочей полости цилиндра
муфты (тормоза) и т.д.
Практически время всего процесса включения муфты и набора ею крутящего момента, находится в пределах 0,5…1,5 с.
2.1.2 Причины отказов муфт и тормозов при их эксплуатации
Анализ эксплуатации отечественного и зарубежного оборудования с механическим приводом показывает, что надежность конструкций и долговечность работы машин в целом в значительной степени зависят от совершенства узлов муфт и тормозов.
В настоящее время в узлах трения применяются фрикционные элементы
из различных марок материалов в виде вкладышей разнообразной формы, что в
сочетании с общей конструкцией узлов позволяет производить быструю и
удобную их замену.
В некоторых муфтах и тормозах больших размеров, в том числе двухдисковых, используются фрикционные элементы в виде накладок (секторов).
Опыт эксплуатации механических прессов усилием 1000…20000 кН, оснащенных фрикционными муфтами и тормозами, выявил, что в прессах быстро
выходят из строя фрикционные элементы как в виде вкладышей (из-за смятия и
92
скалывания их боковой поверхности, а также растрескивания), так и в виде накладок (разрушение и срыв с заклепок диска).
Анализ эксплуатационных данных (табл. 2.1) показывает, что средний
срок службы фрикционных элементов из материалов ФК-16Л, ФК-24А, КФ-2 и
фередо составляет для узла муфты 0,5…5 месяцев, для узла тормоза – 0,5…4
месяца работы.
В табл. 2.2 приведены сведения о сроках службы фрикционных материалов в муфтах и тормозах, полученные лабораторией исследований эксплуатационной надежности ЭНИКМАШ с заводов.
Неудовлетворительная работы муфты и тормоза обычно связана с быстрым выходом из строя фрикционных элементов и необходимостью их частой
замены. Так, средняя продолжительность работы вкладышей из материала ретинакс в муфтах и тормозах составляет 2…4 месяца.
С целью выявления видов отказов фрикционных элементов муфт и тормозов, выполненных из материалов марок 143-63 и 8-45-62, широко используемых в настоящее время, были проведены сравнительные испытания
этих материалов в промышленных условиях.
Износостойкость и прочность вкладышей из фрикционных материалов
марок 143-62, 8-45-62 и ФК-16Л определялись путем испытаний фрикционных
элементов в муфтах и тормозах в промышленных условиях.
Результаты сравнительных промышленных испытаний фрикционных материалов приведены в табл. 2.3.
Полученные данные свидетельствуют о том, что средний износ вкладышей за 100000 включений составил у материала ФК-16Л – ΔН=3,54·10-3 м, у
материала 143-63 – ΔН=1,99·10-3 м и у материала 8-45-62 – ΔН=0,83·10-3.
Таким образом, износостойкость материала 143-63 выше, чем ФК-16Л, в
1,78 раза, а материала 8-45-62 – в 4,27 раза.
Из испытуемых материалов наиболее износостойким и стойким к ударным нагрузкам оказался материал марки 8-45-62, который по износостойкости
превосходит материал 143-63 в 2,39 раза.
93
Таблица 2.1
Частота Рабочая
враще- нагрузка
ния ва- от номинального
ла,
-1
усилия,
с
%
25,0
10,0
8,0
22,0
22,0
80-90
80-90
80-90
90-100
90-100
31,2
22,0
20,6
44,6
44,4
80-90
80-90
90-100
80-90
70-80
51,4
30,6
50,6
90-100
90-100
90-100
55,5
29,2
20,6
40,7
80-90
70-80
100
100
60,0
40,0
50,0
56,0
51,0
70-85
80-90
90
90
90
Анализ эксплуатационных данных
Эксплутационные данные
Марка
Число раДлительность Причина выхода
фрикцион- работы фрик- из строя фрикцибочих
включе- ного мате- ционных эле- онных элементов
ний пресса риала –
ментов, в мемуфта, торв мин
сяцах
моз
муфта тормоз
20
ФК-24А
12
10
Износ
25
ФК-24А
6
4
Износ
10
ФК-24А
2
2
Растрескивание
22
ФК-24А
7,5
5
Износ
15
Лента асбе1
1
Износ
стовая
12
ФК-2
2
2
Износ
7
ФК-24А
12
12
Износ
20
ФК-24А
8,5
6
Износ
10
ФК-16Л
1
0,5
Растрескивание
12-14
ФК-24А
3
2
Скол кромок,
смятие боковой
поверхности
8
ФК-16Л
0,5
0,5
Растрескивание
8
КФ-2
1
1
Износ
5
ФК-16Л
2
2
Износ, растрескивание
14-16
ФК-16Л
4
3
Износ
6
ФК-24А
6
3
Износ
14
ФК-24А
12
11
Износ
5
Феродо
4
1
Срыв накладок,
износ
8
Фирменный 0,5
0,5
Растрескивание
4
Фирменный 0,5
0,5
Растрескивание
3
Козид
10
9
Износ
3
Козид
8
6
Износ
4
Козид
6
3
Растрескивание
94
Таблица 2.2
Срок службы фрикционных материалов в муфтах и тормозах
Марка фрикционного материала
Долговечность работы фрикционных
материалов в муфте в часах (прессы
работают в 2 смены)
Фередо
7700
Фередо
6610
Ретинакс
2160
Фередо
1370
Ретинакс
820
Фередо
Фередо
Фередо
Фередо
Фередо
Козид
31930
29520
25620
21350
14580
7470
Таблица 2.3
Результаты сравнительных промышленных испытаний фрикционных материалов
Узел
Износ вкладышей
Износ вкладышей из
Износ вкладышей из
из материала ретрения
материала 8-45-62 за
материала 143-63 за
(муфта тинакс ФК-16Л за
100000 включений,
100000 включений,
или тор100000 включесреднее значение по
среднее значение по
-3
моз)
ний, 10 м
сумме 2-х этапов
сумме 2-х этапов
(II цикл испытаний),
(I цикл испытаний),
-3
10-3 м
10 м
Муфта
1,2
0,65
0,28
Тормоз
2,0
0,90
0,41
Муфта
4,7
2,54
1,10
Тормоз
5,2
3,40
1,26
Муфта
1,6
0,91
0,39
Тормоз
3,7
2,03
0,87
Муфта
4,8
2,70
1,16
Тормоз
5,1
2,80
1,20
95
Однако у всех испытуемых вкладышей наблюдается смятие боковой поверхности от взаимодействия с ведомым диском. Кроме того, у большинства
вкладышей из материала ФК-16Л и 143-63 происходят сколы кромок боковых
поверхностей, что, как правило, характерно для фрикционных материалов, не
обладающих достаточной эластичностью. Подобных разрушений у вкладышей
из материала 8-45-62 не наблюдается, поэтому он рекомендован для широкого
применения в узлах трения. Широкое использование на заводах данного фрикционного материала в качестве элементов трения муфт и тормозов прессов позволило в значительной степени увеличить их производительность и рентабельность и снизить затраты на эксплуатацию.
Следует отметить, что фрикционные элементы муфт и тормозов прессов
должны обеспечивать не менее 10 млн. включений, что соответствует при
10…30 включениях в минуту сроку службы 5000…15000 часов. Серийно выпускаемые отечественные фрикционные материалы, используемые в настоящее
время в качестве элементов трения узлов муфт и тормозов не обеспечивают
указанный срок службы из-за недостаточной прочности и износостойкости.
Однако кроме фрикционных элементов в муфтах и тормозах часто выходят из строя и другие детали, которые также снижают надежность узлов
включения прессов. К этим видам отказов относятся следующие:
- прорыв диафрагмы муфты по местам крепления;
- обрыв шпилек тормозных пружин;
- износ манжетных уплотнений;
- износ зубьев подвижных дисков;
- разрушение шлицевых соединений;
- обрыв крепежных шпилек ступиц муфты и тормоза;
- износ и задиры поверхностей трения контртел (опорного и нажимного
дисков) муфты и тормоза;
- разрыв дисков по окнам, несущим свободно установленные фрикционные вкладыши и т.д.
Совокупность недостатков фрикционных муфт и тормозов: высокая температура в зоне трения; потери энергии, затрачиваемые на разгон и торможение
ведомых деталей; удары и "визг" вкладышей при включении; шум от выхлопа
воздуха при выключении узлов трения; нетехнологичность деталей дисков со
сквозными окнами под вкладыши; большие потери и расход сжатого воздуха;
96
возможность пробуксовки тормозных деталей; множество регулировок; отказы
многих деталей муфты и тормоза вследствие их износа или разрушения; высокая стоимость изготовления; трудоемкость эксплуатации сдерживают прогресс
в развитии техники.
Главным видом отказа муфт и тормозов является быстрый износ или разрушение фрикционных элементов в виде вкладышей, устанавливаемых свободно в сквозных окнах дисков, или накладок, приклепываемых с обеих сторон ведомых и ведущих дисков узлов включения.
Неудовлетворительная работа фрикционных узлов с плавающими вкладышами часто вызвана неправильной их подгонкой по толщине и по боковой
поверхности при установке в окнах ведомого диска. При установке разных по
толщине вкладышей нагрузка на последние распределяется очень неравномерно, что приводит к разрушению не только вкладышей, но и диска в точном месте посадочных окон. Срок службы вкладышей также зависит от точности обработки окон в дисках.
Разрушение вкладышей в результате трещинообразования на их поверхностях трения происходит под действием циклических ударных нагрузок при
включении муфты и тормоза, а также вследствие весьма высоких температур,
возникающих в плоскости трения фрикционной пары. Чем выше температура
на поверхности трения и объемная температура фрикционной пары, тем труднее обеспечить необходимую стабильность ее коэффициента трения и износоустойчивость, так как для каждого фрикционного материала имеется критическая температура, по достижении которой износ материала начинает катастрофически увеличиваться.
Попадание смазки на поверхность трения уменьшает коэффициент трения, но одновременно повышает износ и разрушение вкладышей и накладок.
Дело в том, что наличие на трущихся поверхностях смазки, проникающей в
микропоры и микротрещины поверхностей деталей машин, создает расклинивающее давление в поверхностных слоях и вызывает их разрушение.
Большое значение на смятие боковой поверхности вкладышей оказывает
отношение толщины ведомого диска hД к толщине вкладыша hB.
Для нормальной работы фрикционных узлов необходимо, чтобы отношение hД hB ≥ 0,7 .
С увеличением быстроходности машин возникла необходимость по-
97
вышения скорости срабатывания муфты при включении, т.е. потребовалось
увеличить скорость перемещения поршня муфты. Это достигается или путем
увеличения давления воздуха в пневмоцилиндре муфты, или путем увеличения
проходных сечений трубопроводов.
Повышение скорости перемещения поршня при включении муфты (тормоза) привело к увеличению скорости поршня (нажимного диска) в момент его
встречи с фрикционными элементами (до 1,5 м/с), что в свою очередь вызвало
повышение величины ударной нагрузки на элементах трения, отчего они стали
быстро выходить из строя во время работы.
Величина ударных нагрузок по фрикционным элементам тормоза несколько меньше по сравнению с муфтой за счет демпфирования воздухом, выходящим из пневмоцилиндра тормоза при его включении.
Эксплуатация однодисковых муфт и тормозов показала, что вкладыши из
материала ретинакс марок ФК-16Л и ФК-24А наиболее быстро выходят из
строя вследствие разрушения у них боковой поверхности (скалывание, смятие,
растрескивание и расслоение), нежели вкладыши из материалов марок 143-63 и
8-45-62, которые более эластичны и имеют меньшую твердость.
Анализ зависимостей деформации образцов фрикционных материалов от
величины прилагаемого усилия показывает, что фрикционный материал, обладающий способностью к большей податливости под действием ударных нагрузок при включении муфты и выключении тормоза, лучше противостоит циклическим нагружениям.
Следовательно, жесткость привода в целом является одним из главных
факторов, влияющих на долговечность работы фрикционных вкладышей, а значит, и узла трения (муфты или тормоза). Результаты испытаний металлокерамических и асбокаучуковых фрикционных материалов на натурном стенде
СТМ-1А и ударном стенде СФ, а также результаты производственных испытаний материалов в муфте и тормозе показали, что характер разрушения фрикционных элементов из разных материалов идентичен.
Скол кромок, смятие боковой поверхности вкладышей, срыв накладок с
заклепок диска происходят именно в результате действия сильных ударов по
фрикционным элементам как со стороны сопрягаемого ведомого диска, так и со
стороны поршня (нажимного диска) при включении муфты и тормоза.
С целью предотвращения преждевременного разрушения вкладышей и
98
накладок необходимо создавать узлы включения с применяемыми условиями
работы фрикционных элементов по величинам ударных нагрузок, температур,
удельных давлений, скоростей скольжения и т.д.
Другие виды отказов муфт и тормозов (обрыв шпилек тормозных пружин, крепежных шпилек ступиц муфты и тормоза, шайбы крепления маховика,
разрушение шлицевых соединений) также связаны в основном с ударным характером работы узлов включения.
Причиной износа и выхода из строя манжетных уплотнений и диафрагм
узлов трения являются как высокая частота их перемещения при рабочем давлении воздуха 3-5·105 Н/м2, так и непосредственная близость к высокой температуре в зоне трения, которая пагубно влияет на жизнеспособность изделий,
выполненных из резины. Под действием температуры происходит быстрое старение манжетных уплотнений. Они теряют свою эластичность, становятся
хрупкими и быстро разрушаются.
Разрыв ведомых дисков фрикционных узлов включения по окнам, несущим установленные в них элементы трения в виде свободно расположенных
вкладышей, происходит в результате действия центробежных сил, величина которых близка к допустимой прочностной нагрузке металла в опасном сечении
этих дисков, в период разгона или торможения ведомых деталей привода пресса.
2.1.3 Принципы определения и назначения допусков
При разработке методов определения и назначения допусков будем исходить из следующих предположений.
1. Существует неотрицательный критерий качества F, который адекватно
отражает качество системы и является непрерывной функцией случайных параметров X.
2. Существует номинальный проект системы, удовлетворяющий критерию качества.
3. Отклонение эксплуатационных качеств от номинального значения допускается только в определенных пределах, т.е.
Fi ≤ ε i ;
ϕ ∈ Ф;
ξ (t ) ∈ ∑(t ); X J (t ) ∈ D.
(i = 1,K, m, j = 1,K,n )
(2.1)
99
где
Fi – критерий качества функционирования системы;
εi – численное значение критерия;
m – количество критериев;
ξ(t) – значения, принимаемые воздействиями;
Σ(t) – множество возможных значений воздействия;
ϕ – оператор системы;
Ф – множество возможных операторов;
Xj(t) – значение j-гo параметра системы;
(
D – множество значений параметров элементов.
4. Допустимые отклонения показателей качества в пространстве параметров определяют связную область допустимой вариации параметров
(
(
D ∈ D так, что: для всех точек множества D соответствующие эксплуатационные качества проекта приемлемы; номинальный проект системы лежит в D;
все реализации внутри области одинаково хороши.
Если состояние системы управления в каждый момент времени представить n-мерным случайным вектором X, составляющие которого являются
параметрами системы
(2.2)
X ( X 1,K, X n ) ,
то для удовлетворения заданных требований к качеству функционирования
системы необходимо, чтобы с вероятностью РT случайный вектор X находился
в области D в течение требуемого времени эксплуатации системы tT, т.е.
P[ X (t ) ∈ D; ∀t ∈ tT ] ≥ PT .
(2.3)
При заданной структуре системы значение критерия качества зависит от
значений параметров элементов системы и воздействий на нее, т.е.
F = F [x1 ,K, xn ; ξ (t )],
(2.4)
Учитывая, что синтез стохастических систем управления обычно проводится при ограниченной априорной информации как о возможных воздействиях, так и о вариациях параметров элементов в процессе изготовления их и
эксплуатации, воспользуемся методами теории игр для определения верхней
оценки критерия.
Выбираем такое воздействие ξ (t ) ∈ ∑ (t ), которое дает наихудшее качество, т.е. максимум ошибки δ (t ) при любом из возможных операторов системы
управления данного назначения
100
[
]
F0 ξ p (t ) ∈ ∑ (t ) = max f [δ (t )]
(2.5)
ϕ ∈Ф
В этих условиях под оптимальным решением следует понимать выбор
системы с таким оператором, который минимизировал бы критерий при любых
возможных воздействиях
(2.6)
F (ϕ0 ∈ Ф ) = min f [δ (t )]
ξ p (t )∈ ∑ (t ).
В ряде случаев выбор решений при заданной структуре системы сводится
к выбору оптимальных численных значений параметров элементов, что является своего рода настройкой системы управления на оптимальный вариант работы. Естественно, что настраивать целесообразно только такую структуру системы, в которой можно достичь требуемое качество при любых возможных по
техническим условиям воздействиях, т.е. при условии
min f [δ (t )]
max Fi ≤ ε i ;
(2.7)
ξ p ( t ) ∈ ∑ (t )
ϕ ∈ Ф.
Значение критерия Fi при таком экстремальном воздействии (2.5) назовем оценкой сверху этого критерия.
Следовательно, оператор ϕ0 надо выбирать из числа операторов, удовлетворяющих условию (2.7). В понятие ϕ ∈ Ф следует включать не только различные по математическому выражению операторы, но и возможные их изменения вследствие вариации значений параметров элементов.
Рассматривая экстремальные воздействия ξ p (t ) , выбранные по минимаксному принципу, мы получаем верхнюю грань оценки действия системы
при вариации параметров ее элементов. При таком подходе критерий качества
можно рассматривать как функцию параметров.
max F = F (x1,K, xn ; ξ p ) = FЭ = FЭ ( x1 ,K, xn ).
(2.8)
С геометрической точки зрения эта функция представляет собой гиперповерхность Ω(ξ p ) = Ωp в пространстве параметров. Причем Ωp будет минимальной по объему из всех возможных гиперповерхностей Ω[ξ (t ) ∈ ∑ (t );ϕ0 ].
В этом случае область допустимой вариации параметров D представим как пересечение гиперповерхности настройки
(2.9)
FЭi = FЭi ( x1,K, xn ),
101
с гиперплоскостью заданного качества
FЭi ( x1,K, xn ) = ε i ,
(2.10)
при условии, что ε i > min ε i достижимого в системе. Так как ξ p (t ) представляет
собой экстремальное значение воздействия, то область D соответствует верхней
грани ошибки.
Основные трудности, возникающие при реализации указанных принципов определения допусков на параметры системы, заключаются в сложности
установления точной зависимости показателя качества функционирования системы от ее параметров и разработки алгоритмов построения областей допустимой вариации параметров при числе параметров n>2. Зависимость показателя
качества от параметров системы представляет собой в общем случае нелинейную функцию многих переменных, что определяет область D как область весьма сложной конфигурации, и точнее, построение ее возможно только для простейших систем, содержащих небольшое число параметров. В общем виде для
произвольного числа параметров задача построения области D не решена.
Однако не всегда есть потребность в точном описании области D. Сложная конфигурация области не позволяет назначить допуски на каждый параметр
в отдельности.
Возникает необходимость заменить фактическую область параллелепипедом В (брусом), аппроксимирующим область D таким образом, чтобы его
грани были параллельны координатам плоскости. Грань бруса определяет допустимые отклонения каждого параметра.
Замена фактической области брусом может быть осуществлена только
приближенно, так как при заданном допуске на показатель качества работы
системы допуски на параметры элементов определяются неоднозначно. Неопределенность задачи можно уменьшить введением дополнительных условий,
ограничивающих произвол при аппроксимации области D брусом. Такими условиями могут быть: 1) вложить в область D брус В максимального объема; 2)
вложить в область D брус В максимального параметра; 3) при аппроксимации
области
D
брусом
В
выполнить
ограничения
на
параметры
min x j ≤ x j ≤ max x j , j ≤ n ; 4) аппроксимировать область D брусом В так, чтобы
обеспечить заданное соотношение допусков; 5) вложить брус В в область D так,
чтобы обеспечить минимум стоимости системы при выполнении заданных требований к показателям качества ее функционирования.
102
Очевидно, конкретные задачи позволяют ввести еще целый ряд дополнительных условий, уменьшающих неоднозначность решения.
Таким образом, под определением допусков будем понимать решение задачи построения области D. Под назначением допусков будем понимать решение задачи аппроксимации области D брусом В в соответствии с дополнительными ограничениями.
2.1.4 Анализ дестабилизирующих факторов и случайных процессов
изменения параметров
Выбор номинальных значений параметров, при которых обеспечивается
максимум параметрической надежности системы, становится возможным, если
известны закономерности отклонений параметров от номинальных значений.
Эти закономерности задаются в виде статистических характеристик случайных
процессов изменения параметров X 1 (t ),K, X n (t ).
Отклонения параметров элементов от их номинальных (расчетных) значений обусловлены действием целого ряда факторов, из которых обычно выделяют: производственные (технологические) и эксплуатационные.
К числу технологических факторов можно отнести: дефекты оборудования (неравномерность хода, вибрации, люфты механизмов, неточность шкал),
колебания режимов работы, неоднородность исходных материалов, погрешности измерительных инструментов, приборов и др. Действие производственных
факторов вызывает технологический разброс параметра, а также некоторое отличие физико-механической структуры элементов, что в эксплуатации может
вызвать различие в поведении их параметров.
В процессе хранения и эксплуатации в элементах протекают физикохимические процессы, вызывающие необратимые изменения параметров. Это
явление называют старением. Причинами старения является диффузия вещества, изменение структуры материала, химические взаимодействия и т.д. Эти
процессы могут протекать и в изоляции от внешней среды, однако скорость
протекания процессов в этом случае существенно уменьшится. Воздействие
температуры, влажности, перегрузок (нагрузки) и других внешних факторов
ускоряет процессы старения. Наряду со старением в процессе эксплуатации
систем имеет место износ, который также приводит к изменению параметров
элементов.
103
В результате старения и износа возникают необратимые (накапливающиеся) изменения параметров.
Колебания температуры, влажности, нагрузок и других внешних воздействий могут вызывать сравнительно кратковременные обратимые отклонения
параметров.
Изменения параметров элементов во времени вследствие процессов старения и износа являются, как правило, достаточно медленными и монотонными. Для случайных процессов старения и износа типичны весьма жесткие
связи между значениями параметра в последовательные моменты времени. Каждый тип элемента имеет свою типичную кривую износа (старения); однотипные элементы дают близкие по форме кривые, но с различными параметрами. В
связи с этим модели процессов старения обычно выбирают среди случайных
процессов, которые имеют определенную функциональную зависимость от
времени, а их случайный характер обуславливается случайными параметрами,
независящими от времени. Наиболее распространенными моделями случайного
процесса необратимых изменений параметров являются модели в виде полинома фиксированной степени со случайными коэффициентами
n
X (t ) = ∑U γ t γ ,
(2.11)
γ =0
где
U γ – случайные коэффициенты.
Исследования некоторых элементов (резисторов, конденсаторов, транзисторов) показали, что для большинства реализаций на максимальных интервалах наблюдения выполняется соотношение
U3 t3
≤ 102 ÷ 103.
2
U 2t
Поэтому обычно ограничиваются квадратичным полиномом
X (t ) = U 0 + U1t + U 2t 2 ,
(2.12)
U0 – начальное значение параметра, распределение которого определяется технологическими факторами;
U1 – коэффициент скорости дрейфа параметров;
U2 – коэффициент ускорения дрейфа параметра.
Распространенным типом аппроксимации случайного процесса необратимых изменений параметров вида (2.11) является линейная аппроксимация:
где
104
X (t ) = U 0 + U1 (t ).
(2.13)
Линейные случайные процессы являются очень удобной моделью процессов старения. Они достаточно просто описывают основные особенности
процессов старения, требуют минимального количества экспериментальных
данных и вместе с тем во многих случаях позволяют с достаточной для практики точностью оценить реальные изменения параметров. Следует отметить,
что модель (2.13) в ряде случаев успешно используется и для описания нелинейных изменений параметров. Сведение реальных нелинейных зависимостей к
линейным может осуществляться либо линейно-кусочной аппроксимацией, либо введением новых величин U 01 ,U11, t1, функционально связанных с U0, U1, t соответственно. Например, используемый на практике случай экспоненциального
закона изменения параметра X, т.е. X (t ) = U 0 exp{− U1 (t − t1 )}, сводится к случаю
линейного вида, если вместо X использовать новую величину X1=ln X.
Значительно меньше в настоящее время изучены процессы изменения параметров под воздействием колебаний внешних факторов (обратимые изменения). Имеющиеся экспериментальные данные позволяют предполагать, что
процесс обратимых изменений параметра является стационарным с интервалом
корреляции, значительно меньшим интервала корреляции процесса необратимых изменений параметра. Таким образом, обратимые изменения параметра
могут рассматриваться как некоторые высокочастотные (по сравнению с процессом старения) составляющая случайного процесса изменения параметра.
В целом случайный процесс изменения параметра в процессе эксплуатации обычно представляют в виде двух аддитивных составляющих, одна из
которых характеризует процесс необратимых изменений, а вторая – обратимых,
т.е.
Z (t ) = X (t ) + ψ (t ),
(2.14)
где
Z(t) – случайный процесс изменения параметра элемента;
X(t) – нестационарный процесс необратимых изменений параметра;
ψ (t ) – стационарный процесс обратимых изменений параметра.
При этом обычно случайные процессы X(t) и ψ (t ) полагают независимы-
ми.
105
2.1.5 Целесообразность применения в узлах трения фрикционных
асбокаучуковых материалов
Темп развития машиностроения и увеличение его производительности в
значительной степени зависит от совершенствования существующих, а также
от создания новых прогрессивных и долговечных конструкций машин, узлов и
элементов.
Продолжающийся рост интенсификации производства ведет к повышению мощности и быстроходности оборудования с узлами трения, надежность и долговечность работы которого в целом определяется узлами муфт,
тормозов и механизмов управления.
Однако, широко используемые в муфтах и тормозах эксплуатируемых
машин фрикционные материалы феродо и ретинакс уже не удовлетворяют во
многих случаях потребителей по причине их низкой прочности и износостойкости, что стало лимитировать работоспособность узлов трения. Так, по
сведениям, полученным на отечественных заводах, средний срок службы вкладышей из материала ретинакс (на основе фенолформальдегидной смолы) марок
ФК-16Л и ФК-24А колеблется от 2 до 6 месяцев работы, а накладок из феродо от 1 до 12 месяцев (табл. 2.4).
№№
1.
2.
3.
4.
5.
Таблица 2.4
Срок службы фрикционных элементов из феродо и ретинакс
Модель
Усилие Марка фрик- Долговечность работы фрикпроцесса пресса в ционного ма- ционных материалов в муфте
кН
териала
в часах (прессы работают в
две смены)
КВ 235
630
Феродо
6610
КА 2330
1000
Ретинакс
2520
К 3732
1600
Ретинакс
802
К 274
3150
Ретинакс
2160
К 664
5000
Феродо
1370
Изготовленные из ретинакса фрикционные вкладыши различной формы и
размеров, устанавливаемые свободно в сквозных окнах ведомых дисков узлов
106
трения, выходят из строя по причине износа или разрушения (скол кромок,
смятие боковых поверхностей, растрескивание, расслоение) от воздействия со
стороны сопрягаемого ведомого диска и от ударов поршня. Это объясняется
спецификой работы муфт и тормозов прессов – большим числом включений (до
60…80 в минуту), высокой температурой в зоне трения (100…200°С), циклическими ударными нагрузками при включении узлов муфт и тормозов, высокими
скоростями скольжения на фрикционном контакте и т.д.
Накладка из материала ретинакс также оказались недолговечными, так
как они под воздействием циклических ударов поршня (нажимного диска) в
муфте или тормозе при включении узла, быстро растрескиваются и срываются
с заклепок дисков.
Фрикционный материал феродо давно применяемый в многодисковых
конструкциях муфт и тормозов прессов не может быть применим в малоинерционных однодисковых конструкциях, т.к. в интервале рабочих температур 150+180° теряет свои фрикционные свойства и выходит из строя при давлении на поверхности трения выше 4…6·105 Н/м2.
К недостаткам феродо следует отнести его низкую износостойкость, которая приводит к частым остановкам машин для замены изношенных фрикционных накладок.
В последние годы в муфтах и тормозах кузнечно-прессовых машин вместо материала ретинакс стали применять эластичный асбокаучуковый фрикционный материал марки 8-45-62, разработанный Всесоюзным научноисследовательским и конструкторско-технологическим институтом асбестовых
технических изделий (ВНИИАТИ, г. Ярославль), или асбокаучуковый фрикционный материал марки 143-63, разработанный Тамбовским заводом асбестовых
и резиновых технических изделий (ТЗАРТИ).
Материал 8-45-62 состоит из следующих компонентов: окись алюминия
5…10 % вес, барит 40…50 % вес, графит 5…10 % вес, асбест до 30 % вес, каучуковое связующее (остальное). Формовочная масса материала 8-45-62 готовится методом сухого смешения в резиносмесителе. Изделия в виде вкладышей
получают горячим формованием в прессформе с электрообогревом. Изделия в
виде полосы или ленты из материала 8-45-62 получают методом вальцовки.
Краткая техническая характеристика материалов 143-63, 8-45-62, ФК-16Л
и ФК-24А представлена в табл. 2.5.
107
С целью определения износостойкости и прочности данных материалов
были проведены сравнительные испытания указанных материалов в муфте и
тормозе стенда СТМ-1А.
Сравнительные испытания фрикционных материалов на стенде модели
СТМ-1А показали, что износостойкость материалов на каучуковой основе марок 143-63 и 8-45-62 значительно превосходит такой же показатель ретинакса
марки ФК-16Л.
При осмотре элементов трения после испытания было обнаружено, что у
ряда вкладышей из материала ФК-16Л имеются сколы боковой поверхности и
микротрещины на поверхности трения.
Таким образом, применение материалов на каучуковой основе марок 14363 и 8-45-62 в муфтах и тормозах эксплуатируемых в производстве кузнечнопрессовых машин, позволит повысить их надежность и долговечность работы.
Таблица 2.5
№
№
1
1.
2.
3.
4.
5.
6.
Краткая техническая характеристика материалов
143-63, 8-45-62, ФК-16Л, ФК-24А
Марка материала
Наименование параметра Размерность
143-63 8-45-62 ФК-16Л ФК-24А
2
3
4
5
6
7
Прочность
203
315
на разрыв
14·106
2
5
5
5
на сжатие
Н/м
750·10 500·10 850·10 1000·105
на срез
400·105 210·105 540·105 450·105
на смятие
110·105 120·105
Допускаемое давление
Н/м2
15·105 12·105 30·105
30·105
Удельная ударная вяз12
22
12
14
кГс·см/см2
кость
Критическая температура
°С
190
160
700
700
0,42
0,38
0,32
0,32
Коэффициент трения покоя (расчет муфты)
Коэффициент
трения
0,43
0,42
0,32
0,32
движения (расчет тормоза)
108
1
2
7. Набухание в течение 4
час., %
в воде
в масле
8. Плотность
9. Твердость (при нагрузке
187,5 кГс)
3
4
5
Гс/см3
кГс/мм2
0,9
1,0
2,04
17
2,13
2,4
Окончание табл. 2.5
6
7
1,0
2,7
30
1,0
2,41
30
В таблицах 2.6 и 2.7 приведены параметры и результаты испытаний вкладышей и накладок из материалов 143-63 и 8-45-62, серийно выпускаемых отечественной промышленностью.
Как видно из таблиц применение фрикционных асбокаучуковых материалов марок 143-63 и 8-45-62 в узлах и тормозов кузнечно-прессовых машин эксплуатируемых на заводах лесной и деревообрабатывающей промышленности,
позволит резко поднять как производительность машин, так и их работоспособность, а также дает возможность значительно снизить затраты на обслуживание и ремонт кузнечно-прессового оборудования.
Таблица 2.6
Основные параметры фрикционных вкладышей и накладок
Форма Обозначе- Размеры Вес Стоимость
Вид
№№ Марка
фрикци- фрикци- детали ние детали детали, мм дета- детали в
ли, кг руб. по
онного онной деданным
тали
материаВНИИАла
ТИ
1
2
3
4
5
6
7
8
1.
143-63 вкладыш
круг
УД-1303
80;=29
0,4
0,28
2.
143-63 вкладыш круг с ЭР20-801 80; =30
0,37
лыской
3.
143-63 вкладыш круг с
КБ2326- 81,5; =30 0,38
лыской
21-802
109
1
4.
2
143-63
3
вкладыш
5.
143-63
4
круг с
кольцом
вкладыш
овал
5
У207
6.
143-63
вкладыш
овал
7.
8.
143-63
143-63
вкладыш
вкладыш
овал
овал
9.
143-63
накладка
сектор
УА313500-801
УА314100-801
У1141-802
К-274А21М-801
УД-1787
10.
143-63
накладка
сектор
3-129-160
11.
143-63
накладка
сектор
3-129-160
12.
143-63
накладка
сектор
13.
14.
15.
16.
8-45-62
8-45-62
8-45-62
8-45-62
вкладыш
вкладыш
вкладыш
лента
вальцованная
ГАЗ43Т27
овал
УД-1830А
овал
УД-1414
овал
УД-1602А
рулон; Лента ЭМполоса
1 ГОСТ
15960-70
Окончание таблицы 2.6
6
7
8
90; =29 0,635
55×40×20
0,12
-
75×60×20
0,16
-
110×60×35 0,55
110×90×35 0,62
0,52
=60°, =455 0,86
= 355, =9
= 60°,
=480 =
355, =10
=90°, =480
=355, =10
=90°,=325
=200, = 10
110×60×40 0,6
110×90×35 0,65
170×90×40 1,41
До 8000
B=30+160
+5+10
-
0,40
0,53
0,22 за 1
пог.м
110
Таблица 2.7
№
№
Муфта
СТМ1А
Тормоз
ФК-6Л
143-63
8-45-62
ФК-6Л
143-63
8-45-62
60
400
120
400
20
9,2 16,6 1192 1,22
24,4
20
8,8 16,6 895
33,8
1,64
106
110
97
165
164
175
1,04
0,09
0,07
1,87
0,29
0,58
Ожидаемое число
циклов
работы
вкладышей при
ресурсе на
износ 6 мм
1,01·107
1,13·107
1,17·107
0,006·107
0,4·107
0,02·107
110
1.
2.
3.
4.
5.
6.
Модель
Режимы и результаты сравнительных испытаний материалов ФК-16Л, 143-63 и 8-45-62
Марка
Износ
Место усфрикцивкладытановки
онного
шей пофрикци2
сум Ат·уд
материала Н/см об. вкл. с
онных
К
У сле 20000
2
вкладыкг·м
кг·м
°С циклов
об/м вкл/м м/с НМ см
2
2
нагрузшей (муфсм см ·мин
ки,мм
та-тормоз)
111
2.2 Анализ нагрузочной способности и работы включения
фрикционов различного типа
Для выбора фрикциона с повышенной несущей способностью требуется
принять критерии сравнения устройств различных типов. Учитывая рассмотренные особенности лесных лебедок, в качестве таких критериев были приняты:
а) максимум величины передаваемого момента, характеризующий нагрузочную способность фрикционного устройства при условии одинаковых габаритов фрикционов и среднем давлении между обкладкой и шкивом;
б) минимум величины работы включения фрикционного устройства, характеризующий возможность использования системы управления для реализации требуемых параметров нагрузки.
Далее по выбранным критериям произведен сравнительный анализ фрикционов различных типов.
2.2.1 Нагрузочная способность различных фрикционов
Дисковые фрикционы
Наибольший момент, передаваемый дисковыми фрикционами (рис. 2.3 а)
[68]
M T = NRЭ ZμK M ,
где
(2.15)
N – осевая сила;
RЭ – эквивалентный радиус трения;
Z – число пар поверхностей трения;
µ – коэффициент трения;
КM – коэффициент запаса вращающего момента.
Лимитирующим фактором для фрикционов всех типов является максимальная величина допускаемого давления для фрикционного материала, используемого в муфтах и тормозах, так как необходимая величина осевого усилия может быть всегда реализована за счет соответствующего выбора рычажной системы включения.
Исходя из этого (см. рис. 2.3)
112
а
б
в
Рис. 2.3 Схема фрикционных устройств
а – дисковый; б – колодочный; в – конусный
N ≤ [q ]
π ( DT2 − DB2 )
KZ ,
(2.16)
4
где KZ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения осевого усилия по дискам [66].
Согласно исследованиям М. П. Александрова [1], величина допускаемого
давления для фрикционов данной конструкции применительно к условиям работы на лебедках лесных машин (трение асбокаучукового фрикционного материала 6 KB-10 по чугуну) составит: [q]=0,6 МПа.
D
Упростим выражение (2.16), введя конструктивный коэффициент a = B ,
DT
получим:
N=
π
DT2 (1 − a 2 )[q ]K Z .
(2.17)
4
Опыт эксплуатации дисковых фрикционных устройств показывает, что
износ поверхностей трения происходит практически равномерно (qv=const). В
этом случае:
D + DB
RЭ = T
= 0,25DT (1 + a ),
(2.18)
4
При условии, что толщина нажимного диска примерно равна половине
толщины пары дисков трения, имеем:
B
Z = 2 − 1,
(2.19)
d
где В – ширина фрикциона;
113
d – толщина пары дисков трения.
Коэффициент запаса вращающего момента KМ должен учитывать вариацию коэффициента трения, вызываемую изменениями температуры, давления,
скорости скольжения, усилия включения. В соответствии с исследованиями
Д. П. Волкова [35] применительно к аналогичным условиям работы муфт главных лебедок экскаваторов, с учетом условий включения муфт лесных лебедок
имеем: для дисковых муфт КМ=0,82.
Подставив величины N, RЭ и Z в формулу (2.15) и произведя преобразование, получим следующее значение момента трения для дискового фрикциона:
(
)
⎛ B ⎞ π
M T = ⎜ 2 − 1⎟ μ DT2 1 − a 2 [q ]DT (1 + a )K M K Z
⎝ d
⎠ 16
(2.20)
или
M T = D 2T Bμ [q ]K M K K ,
где
(2.21)
KK – коэффициент, вводимый для удобства сравнения различных фрикционов и отражающий их конструктивные особенности.
Для дискового фрикциона
K K = 0,2
(
)
DT ⎛
d⎞
2
⎜ 2 − ⎟ 1 − a (1 + a )K Z .
d ⎝
B⎠
(2.22)
Колодочные фрикционы
Рассматриваем только колодочные пневмокамерные фрикционы, применяемые на лесных лебедках (рис. 2.3 б).
Наибольший момент, передаваемый ими, равен [29]
M T = 1,25μDT (B − h )(D + 2h )[q ]K M ,
где
(2.23)
D, В, h – диаметр, ширина и толщина пневмокамеры фрикциона;
[q] – наибольшее допускаемое давление в пневмосистеме.
Лимитирующим фактором фрикционов данной конструкции является
наибольшее давление воздуха в пневмосистеме, которое на лесных лебедках
равно 0,7…0,75 МПа. Повышение давления влечет за собой значительные конструктивные изменения лебедок (замену двигателя, компрессора, системы
пневмоуправления и т. д.).
Поскольку величина контактного давления на колодках, развиваемого
пневмокамерным фрикционом при наибольшем давлении в пневмосистеме,
114
приблизительно соответствует нормативному (0,6 МПа), считаем нагрузочную
способность пневмокамерного фрикциона исчерпанной также и по фактору
давления между колодками и шкивом (противодавление от жесткости камеры и
от клапана-ускорителя составляет в среднем 0,1…0,15 МПа).
Приведем формулу (2.23) к виду (2.21)
⎛ h⎞D
M T = DT2 Bμ [q ]K M 1,25⎜1 − ⎟ T + 2 h
⎝ B ⎠ DT
(2.24)
⎛ h⎞D
1,25⎜1 − ⎟ T + 2 h = K K .
⎝ B ⎠ DT
(2.25)
где
Конусные фрикционы
Рассмотрим фрикционы с одним конусом, которые используются в качестве муфт на лесных лебедках (рис. 2.3 в).
Наибольший передаваемый момент [130]
1
M T = NμRср
K
(2.26)
β M
sin
2
где
D + Db
(2.27)
Rср = T
= 0,25 DT (1 + a ).
4
Фактором, лимитирующим нагрузочную способность муфт данной конструкции, также является величина давления. Соответственно величина осевого
усилия
N = 2πRср B[q ]sin .
(2.28)
Исследованиями Д. П. Волкова [35] установлено, что коэффициент запаса
вращающего момента для дисковых муфт KМ=0,81.
Угол конусности ρ должен на 2…3° превышать угол трения
ρ = arctgμ .
После подстановки выражений (2.27) и (2.28) в (2.26) получим:
β 1
1
1
M T = 2π DT (1 + a )B[q ]sin μ DT (1 + a )
K .
β M
4
2 4
sin
2
(2.29)
115
Полученное выражение (2.29) также легко привести к виду (2.21)
M T = DT2 Bμ [q ]K K 0,39(1 + a ) .
2
(2.30)
Следовательно, для конусного фрикциона
K K = 0,39(1 + a ) .
2
(2.31)
Ленточные фрикционы наружного типа
Схема ленточного фрикциона показана на рис. 2.4.
Наибольший передаваемый ими момент равен [2]
Рис. 2.4 Схема ленточного фрикциона
(
)
M T = 0,5(T − t )DT K M = 0,5 DT t e μα − 1 K M ,
(2.32)
где
Т – усилие на заякоренном конце ленты;
t – усилие на управляемом конце ленты;
α – угол обхвата шкива лентой;
е – основание натуральных логарифмов.
Согласно исследованиям Д. П. Волкова [35], можно принять KМ=0,72 для
муфт и KМ=0,66 для тормозов.
Отличительной особенностью ленточных фрикционов является переменная величина давления:
2t μx
qx =
e ≤ [q ],
(2.33)
DT B
где
х – величина угла, отсчитываемого от управляемого конца ленты.
В литературных источниках [1] рекомендуется при расчете ленточных
фрикционных муфт использовать те же величины допускаемых давлений [q] на
фрикционные материалы, что и для фрикционных муфт других типов. Однако
116
опыт использования ленточных фрикционов в экскаваторостроении показал,
что фактически ленточные фрикционные муфты при использовании на них
вальцованных фрикционных накладок 6 KB-10 и 8-45-62 могут надежно работать при давлении (1,5…1,8 МПа), что в 2,5…3 раза выше рекомендуемых (0,6
МПа). Приняв эту величину давления за наибольшую допустимую, найдем такое значение угла, которому будет соответствовать давление, равное допускаемому для других типов фрикционных устройств, т. е. [q]=0,6 МПа.
Максимальное давление ленточного фрикциона равно [1]:
qmax =
T
te μα
=
,
0,5 DT B 0,5 DT B
(2.34)
отсюда
q
0,5 DT Bqmax
= 0,5DT μα ,
(2.35)
μα
e
e 1
т.е. допускаемому давлению [q] соответствует значение угла α 1, а максимальному давлению qmax соответственно полный угол обхвата α . Тогда:
[q] = 2t eμα1 ,
(2.36)
DT B
t=
qmax =
2t μα
e ..
DT B
(2.37)
Разделим выражение (2.36) на (2.37):
[q]
qmax
e μα1
= μα ,
e
(2.38)
e μα
= [q ] μα ,
e 1
(2.39)
откуда
qmax
или
qmax = [q ]e μ (α −α1 ) .
Прологарифмировав выражение 2.38
[q] = μα − μα ,
en
1
qmax
получим значение угла α1
α1 = α + en
[q]
1
⋅ .
qmax μ
(2.40)
(2.41)
(2.42)
117
Подставив значение α1 в формулу (2.36), найдем величину, соответствующую давлению [q]. После подстановки полученного выражения для t и преобразований сводим выражение (2.32) к виду (2.21), удобному для сравнения,
где
e μα −1
K K = 0,25 μα .
μe 1
(2.43)
Результаты сравнительного анализа нагрузочной способности фрикционов
различных типов
В результате проведенного теоретического исследования четырех типов
фрикционов получено выражение (2.21), удобное для сравнительного анализа,
причем для оценки нагрузочной способности фрикционов достаточно определить лишь величину коэффициента KK.
После подстановки соответствующих величин, применительно к размерам муфты лебедки ЛЛ-8 (DT=490 мм; В=100 мм), в выражения (2.22; 2.31; 2.43)
для KK, найдем конкретные значения этого коэффициента (табл. 2.8).
Для дискового фрикциона при анализе было принято три пары поверхностей трения с учетом размещения нажимного устройства в одинаковых габаритах.
Таблица 2.8
Значения конструктивного коэффициента KK для фрикционов различных типов
Типы фрикциона
дисковый
колодочный
конусный
ленточный
простой
3,1
1,2
1,1
1,45
KK
Из таблицы видно, что наибольшее значение коэффициента KK, а следовательно, и наибольшую нагрузочную способность имеет дисковый фрикцион
(KK=3,1). Следует учесть, что у дискового фрикциона рабочая площадь диска
составляет 80…90 % от общей, поэтому величина KK для этого фрикциона составит 2,48…2,79. Меньшее значение KK имеют ленточный колодочный пневмокамерный и конусный фрикционы.
118
2.2.2 Работа включения фрикционов различных типов
В качестве второго критерия для сравнительной оценки фрикционов разных типов использовалась работа, затрачиваемая на включение (или выключение) фрикциона.
Работа включения характеризует возможность использования системы
управления для реализации требуемых параметров нагрузки. От величины работы включения зависит производительность компрессора или насоса системы
управления, емкость рессивера или гидроаккумулятора, а при ручном управлении – величина хода рычага, усилие на рычаге, а также время включения, что в
конечном итоге отражается на производительности лебедки [32].
Работа включения определяется по формуле [65]:
l
Ab = Pb ∫0 dl ,
(2.44)
Рb – усилие, развиваемое исполнительным цилиндром;
l – ход поршня цилиндра или рукояти рычага, необходимый для полного
размыкания или замыкания фрикциона.
Для упрощения анализа рассматриваются фрикционные устройства нормально-замкнутого типа и в первом приближении не учитываются потери на
трение в рычажных системах. Усилие замыкания (или размыкания) и зазор между фрикционными поверхностями различных устройств при полностью разомкнутом тормозе принимаются постоянными в процессе включения.
При этих условиях находим работу включения различных фрикционных
устройств.
Поскольку целью анализа является сравнение несущей способности
фрикционных устройств различного типа, приведенных к одним и тем же размерам, работу включения определяем для муфт, имеющих те же габаритные
размеры, что и при анализе нагрузочной способности.
Для получения величины работы включения фрикционных устройств с
одинаковой несущей способностью нужно фактическую величину работы, затрачиваемой на включение той или иной муфты, разделить на величину коэффициента KK, имеющего различные значения для фрикционов рассматриваемых
типов.
где
119
Дисковые фрикционы
Работа включения дисковых фрикционов:
l
Ab = Pb ∫0 dl = NδZK М .
(2.45)
Определив величину силы N из формулы (2.15)
MT
N=
,
ZμRЭ K M
(2.46)
а величину МT из (2.21) и подставив эти значения в (2.45), получим:
DT2 Bμ [q ]K kδZ
;
Ab =
Zμ 0,25 DT (1 + a )
или
где
Ab = DT B[q ]δK a K M ,
(2.47)
Kа – коэффициент, вводимый для удобства сравнения различных фрикционов и отражающий их конструктивные особенности..
Для дискового фрикциона
Ka =
(
)
DT ⎛
d⎞
2
⎜ 2 − ⎟ 1− a Kz
d ⎝
B⎠
(2.48)
Колодочные фрикционы
Работа включения этих фрикционов
l
l ⎛M δ ⎞
2M T δ
Ab = Pb ∫0 dl = ∫0 d ⎜⎜ T ⎟⎟ =
.
(2.49)
D
μ
D
μ
⎝ T ⎠
T
Подставив в формулу (2.49) значение МТ из формулы (2.21), получим
применительно к колодочному пневмокамерному фрикциону:
2 DT2 Bμ [q ]K K K M
Ab =
= DT B[q ]δK a K M ,
DT μ
(2.50)
⎛ h ⎞ D + 2h
K a = 2 K K = 2,5⎜1 − ⎟
.
⎝ B⎠ D
(2.51)
где
Конусные фрикционы
120
Работа включения этих фрикционов рассчитывается по формуле:
1
Nδ
.
(2.52)
Ab = Pb ∫ dl =
0
β
sin
2
Определив величину N из формулы (2.28), а величину МT – из формулы
(2.21), получим:
Ab =
DT2 Bμ [q ]K K sin
β
2
δK M
0,25μDT (1 + a )sin
= DT B[q ]δK a K M ,
β
(2.53)
2
где
KK
0,39(1 + a )
Ka =
=
= 1,56(1 + a ).
0,25(1 + a ) 0,25(1 + a )
2
(2.54)
Ленточные фрикционы наружного типа
Величина работы включения ленточного фрикциона наружного типа существенно изменяется в зависимости от конструктивной особенности фрикционного устройства.
Рассмотрим работу включения простого ленточного фрикциона наружного типа, предположив, что направление вектора усилия включения совпадает с
направлением вектора усилия на управляемом конце ленты.
l
Ab = Pb ∫0 dl = tσα .
(2.55)
Выражая величину t из формулы (2.35), а величину α из (2.42), получим:
Ab =
DT2 Bμ [q ]K K δαK M
= DT B[q ]δK a K M ,
0,2 DT e μα − 1
(
)
где
Ka =
(
0,5 e
μα
(
)
0,25μ e μα − 1
= 0,5αe − μα1 .
=
μα
μα 1
− 1 0,5 e − 1 μ ⋅ e
μK Kα
)
(
)
(2.56)
(2.57)
Значения коэффициента Kа для других типов ленточных фрикционных
устройств найдем из выражения для Аb [65]:
для ленточного суммирующего фрикциона
[
]
K a = 0,25α e μ (α −α1 ) − e μα1 ,
(2.58)
121
для двухленточного фрикциона типа ТЛП
K a = 0,5αe
α⎞
⎛
− μ ⎜ α1 − ⎟
2⎠
⎝
(2.59)
.
Результаты сравнительного анализа работы включения различных типов
фрикционных устройств
Сравнительный анализ четырех типов фрикционов проводился по выражению (2.47), которое для разных фрикционов отличается лишь значением коэффициента Kа. Числовые величины коэффициентов определялись также как и
коэффициенты KK, т. е. применительно к размерам муфты лебедки ЛЛ-8
(DT=490 мм; В=100 мм). Полученные значения коэффициентов Kа приведены в
табл. 2.9.
Таблица 2.9
Значения коэффициентов Kа для фрикционов различных типов
Дисковая
8,8
3,5
Колодочная
2,4
2,0
Конусная
2,8
2,5
простая
0,75
0,51
Ленточная
суммирующая
2,2
1,5
двухленточная
1,8
1,2
— фактическая величина коэффициента при различных Кк.
Из таблицы 2.9 видно, что у простого ленточного фрикциона работа
включения почти в семь раз меньше, чем у дискового и в три с лишним раза —
чем у колодочного пневмокамерного и конусного. Среди ленточных фрикционов наименьшее значение работы включения имеют дифференциальные. Однако их применение ограничено ввиду больших динамических нагрузок [24].
Анализируя рассмотренные фрикционные устройства по двум критериям
одновременно, т. е. по нагрузочной способности и по работе включения, можно
отметить, что ленточный фрикцион обладает преимуществом перед другими
типами фрикционных устройств. Хотя нагрузочная способность у него ниже,
чем у дискового, однако работа включения почти в семь раз меньше. При этом
следует подчеркнуть, что дисковые фрикционы практически не находят применения на лесных лебедках по конструктивным соображениям [128]. По сравнению с колодочным пневмокамерным и конусным фрикционами, в основном
применяемыми в настоящее время на лесных лебедках, ленточный фрикцион
122
обладает большими преимуществами, как по величине передаваемого момента,
так и по величине работы включения [106].
2.3 Анализ нагрузочной способности ленточных фрикционов
внутреннего типа
Как отмечалось ранее, ленточные фрикционы наружного типа существенно отличаются от фрикционов внутреннего типа по величине передаваемого
момента. Для подтверждения сказанного определим величину передаваемого
вращающего момента ленточными фрикционными устройствами двух указанных типов, приняв μ постоянным.
Окружное усилие Рокр и момент Мт, передаваемые ленточным фрикционом, определяются разностью натяжений (T − t ) на заякоренном и управляемом
концах ленты.
M T = 0,5Pокр DT = 0,5(T − t )DT ,
(2.60)
где
DТ – диаметр шкива.
При соотношении между натяжениями на заякоренном и управляемом
концах ленты, соответствующем формуле Л. Эйлера для гибкой нити, получаем
известное выражение для момента [2].
(
)
M T = 0,5 DT t e μα − 1 .
Это выражение достаточно удовлетворительно описывает статику фрикционов наружного типа, где совпадают направления векторов усилия включения муфты и усилия на управляемом конце, а также векторов усилия заякоренного конца ленты и усилия в шарнирном заякоренном звене. Однако, в ленточном фрикционе внутреннего типа по причинам конструктивного характера указанное совпадение становится невозможным, т. е. между векторами РT и Pt усилий в концевых звеньях и нормалями к образующей цилиндра трения образу-
π
(см. рис. 2.5). Кроме того, на обоих концах ленты
2
внутреннего фрикциона для присоединения концевых звеньев жестко закрепляются колодки, податливость которых на порядок ниже податливости ленты.
Отмеченные конструктивные особенности оказывают существенное
влияние на нагрузочную способность фрикциона [140].
ются углы, не равные
123
В этом случае натяжение управляемого конца ленты будет равно (рис.
2.5):
t = Pt sin γ t + Pt cos γ t μ ,
где
(2.61)
Pt – усилие на рычаге включения;
γ t – угол между направлением вектора усилия включения и нормальюрадиусом, проведенным в точку 1 пересечения вектора Pt с цилиндром
трения.
Рис. 2.5 Схема ленточного фрикциона внутреннего типа
Положительное направление угла γ t соответствует его расположению
внутри угла обхвата α .
После преобразований получим:
sin (γ t + ρ )
sin (γ t + ρ )
t = Pt
= Py iTηT
,
cos ρ
cos ρ
где
(2.62)
Ру – усилие, развиваемое на выходном звене системы управления;
iT – передаточное число механизма включения, которое вследствие небольшой величины пути включения можно принять постоянным;
ηТ – к.п.д. механизма включения;
ρ – угол трения.
Натяжение заякоренного конца ленты:
T = te μα0 + PT cos γ T μ − PT sin γ T ,
усилие на заякоренной колодке будет равно:
(2.63)
124
PT =
te μα0
.
sin γ T − cos γ T ⋅ μ
(2.64)
После подстановки в (2.49) и преобразований, получим:
te μα0 sin γ T cos ρ
T=
,
sin (γ T − ρ )
где
(2.65)
α 0 – угол обхвата барабаном гибкой части ленты;
γ T – угол между направлением вектора усилия в шарнирном заякоривающем звене РT и нормалью-радиусом, проведенным в точку 2 пересечения вектором РT цилиндра трения.
Положительное направление угла γ T также соответствует его расположе-
нию внутри угла обхвата α .
Тогда величина момента, передаваемого внутренним фрикционом, равна:
⎤
DT DT ⎡ μα0 sin γ T cos ρ
te
=
− Pt sin γ t ⎥,
⎢
2
2 ⎣
sin (γ T − ρ )
⎦
после преобразований получим:
M T = (T − PT sin γ t )
(2.66)
⎡ sin γ T sin(γ t + ρ ) μα0
⎤
M T = 0,5DT Py iTηT ⎢
e − sin γ t ⎥.
(2.67)
⎣ sin(γ T − ρ )
⎦
Из выражения (2.67) видно, что во внутреннем фрикционе, в отличие от
простого ленточного фрикциона наружного типа, появляется дополнительная
возможность вариации передаваемого усилия за счет изменения конструктивных параметров γ T и γ t . Определим экстремумы выражения (2.67). Поскольку
γ T и γ t независимые переменные, максимум этой функции находим известным
способом [132]. Частные производные Мт по этим переменным должны быть
равны нулю или не существовать, а вторые производные должны быть меньше
нуля. Проанализируем выражение (2.67), соответствующее прямому направлению передачи момента:
⎡ sin γ T cos(γ t + ρ ) μα0
⎤
∂M T
= 0,5 DT PyiTηT ⎢
e − cos γ t ⎥.
∂γ t
⎣ sin (γ T − ρ )
⎦
Из условия
где
(2.68)
∂M T
= 0,
∂γ t*
γ t* – угол, обеспечивающий максимальную величину передаваемого момента, имеем:
125
sin γ T e μα0
cos γ t* cos ρ − sin γ t* ⋅ sin ρ − cos γ t* = 0.
sin (γ T − ρ )
(
)
(2.69)
Учитывая, что анализируется работа фрикционов внутреннего типа, примем следующие ограничения:
0 < γt <
0 < γT <
π
2
,
π
.
2
Поэтому выражение (2.69) можно преобразовать:
sin (γ T − ρ ) −μα0
tgγ t* = ctgρ −
e
.
sin ρ sin γ T
(2.70)
(2.71)
После дальнейших преобразований, получим:
1 ⎞
⎛π
⎞⎛
⎛π
⎞
tgγ t* = tg⎜ − ρ ⎟⎜ e − μα ⎟ + tg⎜ − γ T ⎟e − μα0 .
0
e ⎠
⎝2
⎠⎝
⎝2
⎠
(2.72)
Для оценки оптимальной величины угла γ t* примем во внимание, что в
ленточных муфтах с современными фрикционными обкладками величина
e μα = 7...12 . Поэтому, в первом приближении
γ t* =
π
− ρ.
(2.73)
2
Физический смысл этого приближения состоит в том, что оптимизируется не все окружное усилие, а только усилие на заякоренном конце муфты, что
видно из рассмотрения формулы (2.67). Кроме того, из выражения (2.72) следует, что переменные γ T и γ t не могут рассматриваться как независимые, т. к.
между γ T и γ t существует связь, хотя и несущественная.
Для установления вида экстремума, соответствующего значению γ t = γ t* ,
рассмотрим вторую частную производную выражения (2.67) по γ t :
(
)
⎡ sin γ T e μα0
⎤
⎡ sin γ t sin γ t* + ρ μα0
∂2M T
*⎤
= A1 ⎢
+ cos ρ ⎥ < 0,
e + sin γ t ⎥ = A1 ⎢−
*2
∂γ t
⎣ sin (γ t − ρ )
⎦
⎣ sin (γ T − ρ )
⎦
где
(2.74)
A1 – постоянная, не зависящая от γ t .
Это соответствует максимуму функции M T (γ t ) .
Далее рассматриваем экстремум функции (2.66) при изменении аргумента
γT :
126
∂M T
sin (2γ − ρ )
= 0,5 DT PyiTηT sin (γ t + ρ ) 2 T
.
∂γ T
sin (γ T − ρ )
Из условия
(2.75)
∂M T
= 0 и учитывая, что sin 2 (γ T − ρ ) < 1 имеем:
*
∂γ T
sin (2γ T − ρ ) = 0,
γ T* =
ρ
2
.
(2.76)
Для установления вида экстремума, соответствующего значению γ T = γ T* ,
рассматриваем вторую частную производную выражения (2.67) по γ T :
(
)
(
) (
)
∂2MT
2 cos 2γ T* − ρ − 2 sin 2γ * − ρ ctg γ T* − ρ
= A2
> 0,
∂ 2γ t*2
sin 2 (γ T* − ρ )
где
(2.77)
А2 – постоянная, не зависящая от γ T .
Это соответствует минимуму функции M T (γ t ) . Для поиска второго экс-
тремума рассмотрим, при каком значении γ T частная производная не существует. Из выражения (2.76) следует, что это имеет место при γ T* = ρ . Действительно, при подстановке в уравнение (2.77) значения γ T → ρ величина
M T → ∞ . Физический смысл найденного решения заключается в том, что при
γ T = ρ ленточная муфта превращается в обгонную самозаклинивающуюся
муфту типа автолонг, которая включается при любом, самом небольшом усилии. Для муфты внутреннего типа таким усилием является, например, центробежная сила инерции, действующая при вращении муфты. Работа муфты с самозаклиниванием недопустима, так как при этом имеет место резкое включение, увеличивающее динамические нагрузки на лебедку. При этом повышаются
нагрузки на заякоренный конец ленты, что, соответственно, приводит к быстрому износу фрикционной обкладки, закрепленной на колодке, затруднению
выключения муфты (автолонги, как правило, не управляются). Следовательно,
нужно выбирать γ T* > ρ , что обеспечит работу муфты без самозаклинивания.
Подставим, с учетом приведенных выше рекомендаций о значении углов
π
⎛
⎞
− ρ ⎟ , γ T > ρ , конкретные величины этих углов и других пока2
⎠
⎝
зателей ( μ =0,37; α =300°) в формулу (2.67). Момент, передаваемый внутрен-
γT и γ t ⎜γ t =
ним фрикционом, будет равен:
M T = 5,4 DT t.
(2.78)
127
После подстановки таких же величин ( μ =0,37; α =300°) в формулу (1.43)
получим значение момента для ленточного фрикциона наружного типа.
M T = 3,0 DT t.
(2.79)
Из полученных выражений можно сделать вывод, что при использовании
ленточных фрикционов внутреннего типа можно подобрать такие углы γ T и γ t ,
при которых передаваемый этими фрикционами момент будет в 2-3 раза выше,
чем у ленточных фрикционов наружного типа.
2.4 Оценка фактической и допускаемой величины давления
ленточных фрикционов внутреннего типа на шкив
Основным лимитирующим фактором нагрузочной способности ленточных фрикционов, как отмечалось ранее, считается величина максимального
давления. Рассмотрим вопрос о распределении величины этого давления и его
максимального значения для ленточного фрикциона внутреннего типа.
Давление на колодке управляемого конца ленты определяется системой
управления:
P cos γ t
qkt = t
,
(2.80)
0,5 DT Bα t
где
Pt – усилие на рычаге включения;
γ t , Dt , α t – см. рис. 2.5;
В – ширина фрикциона. Давление в гибкой части ленты возле колодки
управляемого конца
sin(γ t + ρ )
t
qt =
= Pt
.
(2.81)
0,5 DT B
0,5 DT B cos ρ
Максимальное давление гибкой части фрикциона [66]
t
qT =
.
0,5 DT B
(2.82)
Среднее давление по периметру гибкой части фрикциона
q
1
q0 = ∫ 0α 0 qte μα dα = t e μα 0 − 1 .
α0
μα 0
Величина давления под заякоренной колодкой
(
)
(2.83)
128
qKT =
PT cos γ T
te μα 0 cos γ T
Kq
K =
(sin γ T − cos γ T ⋅ μ )0,5DT BαT q
0,5 DT BαT
te μα0
te μα0
cos γ T cos ρ
cos γ T
=
⋅
⋅ Kq =
Kq ,
0,5 DT BαT sin (γ T − ρ )
0,5 DT BαT sin γ − cos γ sin ρ
T
T
cos ρ
где
(2.84)
αT – см. рис. 2.5;
Kq – коэффициент неравномерности распределения давления. В первом
приближении можно принять, что давление под колодкой распределено равномерно, тогда Kq=1.
С учетом (2.81), имеем:
qKT
qt e μα0 cos γ T cos ρ
=
⋅
.
αT
sin (γ T − ρ )
(2.85)
Оптимальным, очевидно, является случай равенства давлений qKT и qT,
чему соответствует величина угла обхвата шкивом колодки
cos γ T cos ρ
αT =
.
sin (γ T − ρ )
(2.86)
Как видно из приведенных формул, максимальное давление возникает
под заякоренной колодкой, но при правильном подборе длины колодки и соответствующего угла γ T можно добиться выравнивания давлений под колодкой и
в гибкой части фрикциона, что положительно отразится на работе ленточных
фрикционных устройств.
Нагрузочная способность фрикциона определяется предельной величиной момента, которая может передаваться устройством, предельной величиной
работы включения, обеспечиваемой системой управления, износостойкостью
фрикционных накладок, прочностью вала фрикциона и т.п. Однако, основным
лимитирующим фактором считается величина максимального давления. Рассмотрим это обстоятельство. Максимальное давление возникает у простых ленточных фрикционов в месте контакта обкладки со шкивом под заякоренным
концом ленты (формула 2.85) и его величина не должна превышать допускаемой [q] [1].
Величину [q] рекомендуется принимать по данным для ленточных тормозов, которые приводятся лишь в трудах М. П. Александрова и Б. А. Таубера [1,
135]. В частности, для трения вальцованного материала по металлическому
129
шкиву рекомендуется принимать [q]=1,2 МПа для всех типов фрикционов по
периметру ленты соответствует изменению функций 1μα, a износ ленты в точности пропорционален давлению [q] [1], причем утверждается, что износ сбегающего конца ленты простого фрикционного устройства при угле обхвата
270° составляет 20…25 % от набегающего [28].
Приведенные данные правильно отражают качественную сторону работы
ленточных фрикционов: действительно, наблюдается повышенный износ заякоренного конца ленты по сравнению с управляемым. Однако, количественная
сторона нагрузочной способности ленточных фрикционов, особенно внутреннего типа, освещена совершенно недостаточно.
Рассмотрим вначале вопрос о величине максимально допустимого давления. Во фрикционах с относительно равномерным распределением давления –
дисковых, колодочных – величина максимального и среднего давления отличаются несущественно, поэтому ограничение максимального давления для них
фактически представляет ограничение среднего давления. Для ленточных
фрикционов принятие такой же величины максимального давления, как например, для колодочных, приведет к резкому снижению нагрузочной способности.
Это противоречит практике конструирования землеройных и подъемнотранспортных машин. Так М. П. Александров пишет: «При одинаковых замыкающих усилиях и одинаковом диаметре тормозного шкива тормозной момент
ленточного тормоза значительно превышает тормозной момент, развиваемый
колодочным тормозом» [1]. Но это возможно, если максимальное давление
ленточного тормоза превышает максимальное давление колодочного. Действительно, среднее давление ленточного фрикциона:
qср =
1
α0
α 0 ∫0
qidα =
1
α0
α 0 ∫0
qmax e
μ (α −α 0 )
dα =
qmax (1 − e − μα 0 )
μα 0
.
(2.87)
Приняв μ =0,4; α = 1,75 , имеем qmax ≈ 2,2qср . Для колодочного фрикциона
[l]
qср = qmax
где
sin 0,5α 0
,
0,5α 0
(2.88)
α 0 – угол обхвата колодкой шкива.
Приняв α 0 ≈ 0,4π , имеем qmax = 1,17 qср , т. е. максимальное давление лен-
точного фрикциона почти в 2 раза больше, чем у колодочного при условии ра-
130
венства средних давлений, чему примерно соответствует условие равенства замыкающих усилий. Следовательно, величина допускаемого максимального
давления у ленточного фрикциона при этом должна быть больше, чем у колодочного. Теоретически это обстоятельство никак не обосновано, хотя и может
быть объяснено.
Максимальные давления, которые может выдержать фрикционная обкладка, значительно превышают приведенные данные, рекомендованные в источниках [1, 136]. Так, для вальцованной ленты марки 6 KB-10 (ГОСТ 1596070) максимальное давление составляет 2,5 МПа, для 8-45-62 – 1,5 МПа [46].
Следовательно, ограничение максимального давления в фрикционных устройствах лимитируется не прочностью, а износостойкостью фрикционного материала.
Последний параметр более обоснованно отражает показатель произведения максимального давления на скорость скольжения, который также ограничивается во фрикционных устройствах. Тем не менее, и этот показатель не отражает фактор износа фрикционной обкладки. Если считать, что при непревышении граничных условий, допускаемых для фрикционного материала, – максимального давления, максимальной температуры, максимальной скорости, –
его износ пропорционален работе сил трения, то следует принять во внимание
не только величину максимального давления, но также время буксования
фрикционных поверхностей в процессе включения, число включений и интенсивность распределения нагрузки в процессе работы, что в той или иной степени отмечалось и для дисковых фрикционных устройств [92].
Два последних фактора не могут быть достаточно достоверно рассчитаны, а требуют проведения соответствующих экспериментальных исследований,
включающих статистическое исследование с целью определения режимов нагружения.
Что касается работы трения в течение одного включения, то она может
быть рассчитана с известными упрощающими допущениями: вращающий момент привода в процессе буксования принимается постоянным (жесткая характеристика привода), момент трения в муфте принимается постоянным (время
включения муфты мало – это характерно для гидравлической системы управления), момент внешних сопротивлений не меняется в процессе включения. При
этом, в случае разгона неподвижного ведомого вала, получается выражение
131
[29]:
n12
(2.89)
≤ [ A],
⎡1⎛
M 1 ⎞ 1 ⎛ M 2 ⎞⎤
⎟⎟ − ⎜⎜1 −
⎟⎟⎥
⎢ ⎜⎜1 −
J
M
J
M
2⎝
T ⎠
T ⎠⎦
⎣ 1⎝
где M1 – максимальный момент привода;
M2 – момент внешних статистических сопротивлений;
n1 – скорость вращения ведущего вала перед включением;
J1, J2 – моменты инерции и ведущей и ведомой частей.
При других допущениях имеются более точные выражения для работы
трения [29], содержащие постоянные, которые могут быть определены только
экспериментально. Выражение же (2.89) вполне может быть использовано для
оценочного анализа.
Сравним два случая включения: при наличии внешней нагрузки (пуск
«под нагрузкой») или без нее, причем примем для оценочного сравнения
М2=Ml. Следовательно,
АТР =
АТР.НАГР.
АТР.ХОЛ.
⎛
M ⎞
J1 + J 2 X ⎜⎜1 − 1 ⎟⎟
⎝ MT ⎠ ,
≈
⎛
⎞
(J1 + J 2 )⎜⎜1 − M1 ⎟⎟
⎝ MT ⎠
(2.90)
где
J2X – момент инерции ведомой части без груза;
АТР.НАГР., АТР.ХОЛ. – работы буксования при пуске под нагрузкой и при разгоне барабана без груза.
Для лебедок, которые по условиям работы соответствуют лесным, коэфM
фициент запаса вращающего момента KT = T рекомендуется принимать не
M1
менее коэффициента точности ограничения вращающего момента, равного, в
среднем, 1,1…1,3 в зависимости от типа муфты [35]. Маховые массы разгоняемых ведомых частей лебедки не более 0,1 маховых масс привода, т. е.
J 2 X = 0,1J1 , маховые массы поднимаемого груза не более 0,25 маховых масс
привода. При этих соотношениях, после подстановки в (2.90), получаем:
АТР.НАГР. ≈ 5 АТР.ХОЛ.,
результат сам по себе достаточно интересный. Следовательно, при назначении
величины допускаемых давлений следует обязательно учитывать режим работы
132
лебедки и соотношение маховых масс ведущих и ведомых частей привода. В
частности, для муфт лесных лебедок, где предусматривается включение преимущественно без нагрузки, величина среднего давления может быть принята в
2…2,5 раза больше, чем у тормозов, включаемых только с нагрузкой.
Сравним теперь два типа фрикционов: колодочные и ленточные по величине работы трения при включении предполагая, что фактические коэффициенты запаса вращающего момента у них различны. Фактический коэффициент
запаса фрикциона зависит от величины работы включения, которая может быть
реализована данной системой управления, и степени отклонения величины
фактического коэффициента трения от расчетного. По ГОСТ 15960-79 для материала ЭМ-2 (6 КВ-10) рекомендуется коэффициент трения μ = 0,4, а фактическая величина этого коэффициента составляет 0,42…0,50, т. е. в среднем на
15 % больше расчетной [46], что вызывает рост фактического момента на 15 %
– для колодочного фрикциона и на 35 % – для ленточного. Это обстоятельство
не позволяет использовать простой ленточный фрикцион в качестве муфты
предельного момента, зато благоприятно сказывается на уменьшении величины
работы трения.
Подстановка соответствующих величин в формулу (2.90) с учетом принятых соотношений моментов инерции и коэффициентов запаса фактического
момента фрикциона KT.СР = 1,3 для колодочного и KT.СР = 1,75 – для ленточного
дает величину АТР.ЛЕНТ. ≈ 0,9 АТР.КОЛ. . Это обстоятельство также позволяет увеличить величину среднего давления для ленточной муфты на 10 % по сравнению
с величиной, рекомендуемой для колодочных тормозов. Следовательно, величина максимального давления, которая может быть рекомендована для ленточных фрикционов лесных лебедок, ориентировочно, в 1,5…2 раза больше, чем
рекомендуемое для колодочных тормозов легкого режима работы, т.е. приблизительно 1,5 МПа для материала ЭМ-2 (6 KB-10).
Более точные рекомендации могут быть даны лишь после проведения
экспериментальных исследований.
133
2.5 Нагрузочная способность простых ленточных устройств
наружного и внутреннего типа при реверсировании
передаваемого момента
Простые ленточные муфты, как известно, применяются для передачи момента лишь постоянного направления. Как было установлено ранее, при работе
лесных лебедок направление передачи момента при использовании простого
ленточного фрикциона совпадает с направлением передачи усилия Т на заякоренном конце ленты. Указанное направление не зависит от направления вращения (на «подъем» или «опускание» груза), а определяются только тем, какой из
концов ленты заякорен. Следовательно, применение простого ленточного
фрикциона для тормозов и муфт целесообразно в первую очередь на тех барабанах, где имеет место наматывание каната с жестким креплением к барабану.
Это соответствует условиям работы лебедок лесных машин (ЛЛ-8, Л-71, ТЛ-4,
ТЛ-5 и т. д.) в режиме подъема груза.
При использовании лебедок в канатных установках на них может применяться фрикционный барабан для возвратно-поступательного перемещения
грузовой тележки, т. е. возможно реверсирование момента внешней нагрузки. В
этом случае необходимо, чтобы применяемый ленточный фрикцион передавал
момент одинаковой величины в обоих направлениях. Простые же ленточные
устройства передают при обратном направлении момент в несколько раз меньше, чем при прямом направлении.
Подтвердим теоретическим путем возможность использования ленточных фрикционных устройств для передачи одинаковой величины момента в
двух направлениях и рассмотрим, при каких условиях ленточный фрикцион будет работать как реверсивный, т. е. будет передавать одинаковый момент в
обоих направлениях.
Момент, передаваемый простыми фрикционами наружного типа при обратном движении, будет равен [1]:
M T = 0,5t (1 − 1− μα ) DT .
(2.91)
Сопоставление этой формулы с выражением (1.43) для прямого движения
показывает, что M T при реверсировании будет в 1μα раз меньше.
Для простого фрикциона внутреннего типа из условия равновесия управляемой колодки при обратном движении имеем:
134
t = Pt sin γ t − μPt cos γ t .
После преобразования получим:
sin(γ t − ρ )
t = Pt
.
cos ρ
Из условия равновесия заякоренной колодки получим:
Pt sin γ T = T − μPT cos γ T ;
(2.92)
(2.93)
(2.94)
или
Pt sin γ T =
t
e
μα 0
−
sin ρ
PT cos γ T ,
cos ρ
(2.95)
отсюда:
t
e
μα 0
⎛ sin γ T cos ρ + sin ρ cos γ T ⎞
= PT ⎜
⎟,
cos ρ
⎝
⎠
(2.96)
тогда:
PT =
t cos ρ
.
sin(γ T − ρ )e μα0
Момент, передаваемый ленточными фрикционами, равен:
D
M T = Pокр T .
2
Окружное усилие Рокр равно:
Pокр = Pt sin γ t − PT sin γ T .
(2.97)
(2.98)
(2.99)
После подстановки Рокр в МТ и преобразований получим:
⎡
sin (γ − ρ )sin γ T ⎤
M T = 0,5 DT PyiTηT ⎢sin γ t − μα t
(2.100)
⎥.
0
(
)
γ
ρ
e
sin
+
⎦
⎣
T
Подставив в формулу (1.43) и (2.100) конкретные значения величин
(DT=490 мм, В=100 м) (см. п.п. 2.3), найдем, что у простых ленточных фрикционов внутреннего типа при выбранных параметрах муфты момент, передаваемый в обратном направлении, будет в 12,7 раз меньше, чем при прямой передаче момента [105]. Отсюда можно сделать вывод, что величина передаваемого момента обычных ленточных фрикционов наружного и в особенности внутреннего типа существенно различается в случае при реверсировании
внешней нагрузки.
В связи с тем, что для полноценной работы лесных лебедок с реверсированием момента внешней нагрузки, обычные простые ленточные фрикционы
135
как наружного, так и внутреннего типа не могут быть рекомендованы, необходим поиск новых конструктивных решений.
2.6 Выбор схемы ленточной реверсивной муфты
В настоящее время существует целый ряд конструкций реверсивных ленточных фрикционов наружного типа. К ним относятся двухленточные тормоза
типа ТЛТ – и КХЛ (рис. 2.6) и суммирующие тормоза (рис. 2.7). Они представляют собой как бы два простых ленточных тормоза, у которых максимальное
усилие, создаваемое на заякоренном конце, для одного половинного тормоза
будет максимальным, а у второй половины — минимальным. Поэтому для анализа величины момента, передаваемого этими фрикционами, можно использовать те же уравнения, которые получены в разделах 2.3 и 2.5. При этом следует
учесть, что углы обхвата двухленточных фрикционов приблизительно в два
раза меньше, чем у простых ленточных. Поэтому величина момента у двухленточного фрикциона наружного типа определяется по формуле (1.43), в которой
вместо угла α следует подставить угол α1 = 0,5, т. е.
(
)
M T = 0,5t1e0,5 μα 1 − e −μα DT .
(2.101)
Сравним, какое усилие включения требуется для обеспечения передачи
одного и того же по величине момента двухленточным простым фрикционом.
Сопоставляя выражения (1.13) и (2.101), получим соотношение усилий включения для фрикционов наружного типа при прямой передаче момента
t1 = te0,5 μα .
(2.102)
Сравнивая выражения (2.91) и (2.101), найдем аналогичное соотношение
при реверсе момента:
t1 = te −0,5 μα .
(2.103)
Следовательно, двухленточный фрикцион наружного типа обеспечивает
уменьшение усилия включения примерно в 2,5…3,5 раза по сравнению с простым ленточным при реверсировании момента, но требует такого же повышения усилия включения при прямой передаче момента, что неприемлемо для
лесных лебедок.
136
Рис. 2.6 Схема двухленточного фрикциона
Рис. 2.7 Схема суммирующего фрикциона
У двухленточного фрикциона внутреннего типа величина момента также
будет складываться из моментов, определяемых по формулам (2.67) и (2.100), в
которые вместо угла α надо подставить α1 ≈ 0,5. Тогда:
M T = 0,5 DT Py1iTηT sin γ T e
(γ t + ρ ) − sin (γ t − ρ )e− μα
⎢
sin (γ T + ρ )
⎣ sin (γ T − ρ )
0, 5 μα 0 ⎡ sin
0
⎤
⎥,
⎦
(2.104)
Py1 – усилие, необходимое для реализации момента.
Для сравнительной оценки величины Py1 и Py можно в первом приближении принять, что
где
137
e μα0 ≥ sin γ t ,
1≥
sin (γ t − ρ ) − μα0
e
,
sin (γ T + ρ )
и тогда
Py1 ≈ Py e0,5 μα0 ;
Py1 = 2,5...3,5 Py ,
(2.105)
т. е. получим те же соотношения, что и для наружного фрикциона при прямой
передаче момента. Аналогичные соотношения получатся и при реверсе момента. Из проведенных исследований видно, что двухленточные фрикционы обеспечивают уменьшение усилий в 2,5…3,5 раза по сравнению с простыми при реверсе момента, но требуют такого же увеличения усилия включения при прямой передаче момента, что не позволяет рекомендовать его использование на
лесных лебедках.
В суммирующих ленточных тормозах (см. рис. 2.7) момент определяется
разностью натяжений на обоих концах ленты. Плечи действия этих сил относительно оси вращения рычага включения αT и α t могут быть различными по величине или равными между собой. При одинаковых плечах αT и α t величина
тормозного момента не зависит от направления вращения тормозного шкива
(полностью реверсивный). В то же время, усилие включения двухленточного
тормоза Рy2 должно не только обеспечивать требуемое для реализации тормозного момента усилия t, но и уравновешивать усилие Т. Поэтому при прямой передаче момента имеем:
i
t + T iT
Py 2 = T ⋅ Py
=
Py e μα + 1 ,
(2.106)
iT 2
t
iT 2
(
)
а при реверсе момента:
Py 2 =
где
(
)
iT
Py 1 + e −μα ,
iT 2
(2.107)
iT2 – передаточное отношение рычажной системы суммирующего фрикциона;
iT – то же, простого фрикциона.
Учитывая, что ход точки крепления лент полностью реверсивного двухленточного фрикциона в два раза меньше, чем у простого, можно принять, при
прочих равных условиях, iT2=2iT. Следовательно, суммирующие фрикционы
требуют приблизительно пятикратного увеличения усилия включения по сравнению с простыми при прямой передаче момента, а при реверсе могут обеспе-
138
чить не более двухкратного уменьшения усилия включения при условии адекватного повышения передаточного отношения рычажной системы. Эти обстоятельства не позволяют рекомендовать использование суммирующего фрикциона для передачи момента одинакового в обоих направлениях.
Характерной особенностью описанных схем фрикционов является присоединение концов ленты к звену, имеющему неподвижную точку опоры, либо
непосредственно к стойке. Дальнейшим развитием конструкции реверсивных
ленточных фрикционов является применение таких схем, у которых неподвижная опорная точка крепления ленты простого фрикциона в зависимости
от направления действия передаваемого момента перемещается от одного конца ленты к другому, т. е. используется принцип «плавающего» крепления опорной точки заякоренного конца ленты. При этом набегающий конец ленты,
имеющий максимальное натяжение, всегда оказывается закрепленным жестко.
Проведенный нами патентный поиск позволил выявить целый ряд реверсивных ленточных фрикционов. Однако, все описанные конструкции представляют собой тормоза или муфты наружного типа либо тормоза внутреннего
типа [94]. Поскольку ранее была обоснована целесообразность применения на
лесных лебедках ленточных муфт внутреннего типа, конструктивно объединенных с тормозами наружного типа, возникла необходимость создания реверсивной ленточной муфты внутреннего типа, которая бы исключала отмеченные
недостатки перечисленных конструкций и была пригодна для установки на
тормозных шкивах лесных лебедок. Такая конструкция была разработана нами
и защищена авторским свидетельством № 451877 [74].
Муфта (рис. 2.8) содержит барабан 1, охватывающий разжимную ленту с
фрикционной накладкой 3. Лента 2 жестко прикрепляется кольцами к колодцам
4 и 5, которые шарнирно соединены с рычагами 6 системы управления. Последние закреплены на полумуфте 7 посредством пальца 8. Полумуфта 7, жестко соединенная с валом 9, имеет два выступа 10 и 11 в виде поворотных эксцентриков. Выступы расположены между колодками 4 и 5 таким образом, что
один из них, например, выступ 10, упирается в колодку 4, а между вторым выступом 11 и колодкой 5 при этом имеется зазор 8, величина которого обеспечивает выключение муфты и регулируется эксцентриком 12.
При включении муфты рычаги 6 поворачиваются вокруг пальца 8 и через
139
колодки 4 и 5 прижимают концы разжимной ленты 2 с фрикционной накладкой
3 к внутренней цилиндрической поверхности барабана 1.
Рис 2.8 Ленточная муфта
1 – барабан; 2 – металлическая лента; 3 – фрикционная накладка; 4, 5 – колодки; 6 – рычаги; 7 – полумуфта; 8 – палец; 9 – вал; 10, 11 – регулируемые выступы; 12 – эксцентрики
Если ведущим элементом привода является вал 9 с полумуфтой 7,
ведомым элементом – барабан 1, а момент привода направлен по часовой
стрелке, то возникающая между фрикционными поверхностями накладки 3 и
барабана 1 сила трения и соответствующие силы натяжения разжимной ленты 2
будут увеличиваться от минимальной величины у ее одного конца, связанного с
колодкой 5, до максимальной величины у ее второго конца, связанного с колодкой 4. Под действием максимального усилия колодка 4 упирается в выступ
10 с эксцентриком 12 и барабан 1 оказывается жестко связанным с полумуфтой
7 и валом 9. При этом между колодкой 5 и выступом 11 образуется зазор « δ ».
Процесс включения муфты одинаков при реверсировании момента привода. Если момент направлен против часовой стрелки, то, при действии усилия
включения силы трения, возникающие между фрикционными поверхностями
140
накладки 3 и барабана 1 и соответствующие силы натяжения разжимной ленты
2 будут увеличиваться от минимальной величины у конца, связанного с колодкой 4, до максимальной величины у второго, связанного с колодкой 5.
Под действием максимального усилия колодка 5 упирается в выступ 11 с
эксцентриком 12, и барабан 1 оказывается жестко связанным с полумуфтой 7 и
валом 9. При этом между колодкой 4 и выступом 10 образуется зазор « δ ».
Выключение муфты происходит при прекращении действия силы включения. Под действием сил упругости разжимная лента 2 с фрикционной накладкой 3 отходит в первоначальное положение. Между внутренней поверхностью барабана 1 и поверхностью накладки 3 образуется зазор, величина которого, определяемая величиной зазора «δ» и должна составлять 0,6…1,5 мм.
Предлагаемая муфта обеспечивает непосредственную без промежуточных элементов передачу максимального усилия через полумуфту 7, колодку 4 и
ленту 2 с накладкой 3 на барабан 1, а работа включения муфты оказывается
одинаковой при реверсировании момента привода и определяется минимальными величинами натяжения ленты и зазора « δ ».
Эта муфта была впервые внедрена на самоходной лебедке JIC-VI, спроектированной ВПКИ «Лесмаш» и изготовленной Майкопским машиностроительным заводом.
Следующей задачей было создание системы управления, уменьшающей
работу включения ленточных фрикционных устройств.
Недостатком существующих реверсивных ленточных муфт и тормозов
является зависимость величины работы включения от величины передаваемого
вращающего момента. Следовательно, при передаче момента большой величины требуется применение специальной силовой системы управления (гидравлической, пневматической, электрической), что усложняет конструкцию.
Известные нереверсивные ленточные фрикционы, имеющие ленточные
же сервоусилители, позволяют обойтись без силовой системы управления. Однако такие фрикционы отличает сложность конструкции и большая работа
включения при реверсировании момента внешней нагрузки (односторонность
действия). С целью уменьшения работы включения нами была предложена ленточная муфта (рис. 2.9), устраняющая перечисленные недостатки, которая также защищена авторским свидетельством № 528394 [75]. Она содержит ведомую
полумуфту, охватываемую лентой 2 с фрикционной накладкой 3. Лента 2 по-
141
рознь соединена своими концами 4 и 5 с рычагами 6 и 7 системы управления.
Рычаги 6 и 7 шарнирно закреплены на ведущей полумуфте 8, жестко связанной
с валом 9. Рычаги 6 и 7 имеют два выступа 10 и 11 с регулятором зазора, например, винтами 12. Выступы 10 и 11 расположены между рычагами 6 и 7 таким образом, что один из них, например, 10, упирается в полумуфту 8, а между
вторым выступом 11 и рычагом 7 имеется зазор « δ », величина которого обеспечивает выключение муфты и регулируется винтами 12. Второе плечо рычага
6 соединено с гильзой 13 рабочего цилиндра системы гидроуправления муфтой,
а рычага 7 – со штоком 14. Магистраль питания 15 рабочего цилиндра снабжена обратным клапаном 16 и отдельным трубопроводом 17, связывающим ее с
полостью сервоцилиндра 18, трубопровод 17 присоединен к магистрали 15 на
участке, расположенном между обратным клапаном 16 и рабочим цилиндром.
Трубопровод 17 связан с двухпозиционным золотником 19 системы слива 20.
Шток 21 сервоцилиндра 18 соединен с подвижным блоком 22, огибаемым канатом 23, намотанным на канатный барабан 24, связанный с ведомой полумуфтой
1. Внутри рабочего цилиндра расположена возвратная пружина 25.
При включении муфты давление жидкости передается через обратный
клапан 16 и магистраль питания 15 в рабочий цилиндр. Рычаги 6 и 7 под воздействием давления поворачиваются и прижимают концы ленты 2 с фрикционной накладкой 3 к наружной поверхности ведомой полумуфты 1. Если момент
привода направлен по часовой стрелке, то возникающая между фрикционными
поверхностями накладки 3 и ведомой полумуфтой 1 сила трения и соответствующие силы натяжения ленты 2 будут увеличиваться от минимальной величины у ее конца 5, связанного с рычагом 7, до максимальной величины у ее
конца 4, связанного с рычагом 6. Под воздействием максимального усилия рычаг 6 поворачивается вокруг шарнира и упирается выступом 10 с регулятором
зазора 12 в ведущую полумуфту 8. Ведомая полумуфта 1 и канатный барабан
24 оказываются жестко связанными с ведущей полумуфтой 8 и валом 9. Между
выступом 11 рычага 7 и ведущей полумуфтой 8 при этом образуется зазор « δ »,
величина которого обеспечивает выключение муфты и может регулироваться,
например, винтом 12. Канат 23, наматываясь на канатный барабан 24, натягивается, передавая усилие через блок 22 на шток 21. В магистрали 17 создается
давление, превышающее первоначальное, под действием которого обратный
клапан 16 закрывается и давление в полости рабочего цилиндра также возрас-
142
тает. Под действием увеличенного давления растет усилие, передаваемое рычагом 7 на конец ленты 5 и соответственно возрастает величина передаваемого
муфтой момента, который в конечном итоге становится равным моменту привода при небольшом первоначальном давлении. Оно может быть обеспечено
даже безнасосной системой управления.
Рис. 2.9 Ленточная муфта
1 – ведомая полумуфта; 2 – металлическая лента; 3 – фрикционная накладка; 4,
5 – колодки; 6, 7 – рычаги; 8 – ведущая полумуфта; 9 – вал; 10, 11 – выступы; 12
– винты; 13 – гильза; 15 – магистраль питания гидроцилиндра; 16 – обратный
клапан; 17 – трубопровод; 18 – сервоцилиндр; 19 – золотник; 20 – система слива; 21 – шток; 22 – подвижный блок; 23 – канат; 24 – барабан; 25 – возвратная
пружина
Описанный процесс включения муфты одинаков при реверсировании
момента привода (направление намотки каната 23 на барабан 24 показано пунктиром). Если момент направлен против часовой стрелки, то, при действии давления жидкости в рабочем цилиндре, возникающие между фрикционными поверхностями накладки 3 и полумуфты 1 силы трения и соответствующие силы
натяжения ленты 2 будут увеличиваться от минимальной величины у ее конца 4
до максимальной величины у ее конца 5. При этом выступ 11 рычага 7 упирается в полумуфту 8, и канатный барабан 24 оказывается связанным с валом 9. Под
143
действием натягивающегося каната 23 шток 21 с поршнем сжимает жидкость в
сервоцилиндре 18, благодаря чему возрастает давление в магистрали питания
15, в полости рабочего цилиндра и соответственно растет величина передаваемого муфтой момента.
Выключение муфты происходит в результате перемещения золотника 19
в положение, при котором трубопровод 17 и магистраль питания 15 окажутся
связанными с системой слива 20.
Давление в системе уменьшится, и под действием возвратной пружины
25 рычаги 6 и 7 и лента 2 вернутся в исходное положение.
Описанное устройство обеспечивает сервоусиление передаваемого ленточной муфтой момента без применения сложных механических сервоусилителей при любом направлении действия момента привода. Это устройство может
быть использовано как для ленточной муфты, так и ленточного тормоза.
Предложенные новые конструктивные схемы реверсивных ленточных
муфт внутреннего типа могут использоваться на лесных лебедках, преимущественно в канатных установках с транспортирующими каретками, а также в
смежных отраслях техники.
2.7 Математическая модель функционирования
ленточного фрикциона внутреннего типа
Теоретический анализ функционирования лебедки в целом позволяет определить, как влияют параметры ленточной муфты на эффективность работы
лебедки, прежде всего, на скорость и плавность сцепления ведущего вала с тросовым барабаном. Математическая модель, позволяющая исследовать это, описывает динамику и взаимосвязь отдельных элементов лебедки: системы привода, ведущей и ведомой части фрикционной муфты, ленточного тормоза, тросового барабана.
2.7.1 Методика моделирования
Для описания динамического поведения лебедки будем считать ее состоящей из пяти тел вращения, взаимодействующих между собой (рисунок
2.10). Тела в модели вращаются соосно, взаимодействуя между собой вязкоуп-
144
ругими силами или силами трения. Размеры и форма прямоугольников на рисунке 2.10 приближенно передают форму составных тел лебедки и их моменты
инерции. Тело D имитирует систему привода лебедки (двигатель и редуктор); R
и V – ведущая и ведомая полумуфты фрикционного устройства новой конструкции; B – барабан лебедки с тросом; T – ленточный тормоз; С – корпус лебедки.
Каждое из тел вращается с собственной угловой скоростью (ниже угловая
скорость обозначаются ωi, где индекс i соответствующие индексу тела: ωD, ωR,
ωV, ωB, ωT). Инерционные свойства тел задаются моментами инерции Ji (далее
используются обозначения JR, JV, JB, JT). Для того чтобы учесть в модели динамическую податливость механизма считается, что следующие пары тел взаимодействуют вязкоупругими силами: D и R (коэффициент угловой жесткости CRD,
коэффициент углового демпфирования βRD); B и V (CBV, βBV); T и C (CTC, βTC).
V
B
R
D
СBV
СRD
βBV
βRD
ωD(MRD)
ML
а
MVR
T
СTC
C
βTC
б
MVT
Рис. 2.10 Расчетная динамическая схема лебедки: а – фрикционная муфта
сцеплена, б – ленточный тормоз сцеплен
Движение составных частей лебедки индуцируется движением тела D,
имитирующим привод лебедки. В модели учитывается, что при возникновении
нагрузки на лебедке двигатель снижает обороты (принят пропорциональный
закон снижения):
145
ω D = ω0 (1 + k D ⋅ M RD ),
(2.108)
ω0 – угловая скорость вращения вала на холостых оборотах;
kD – коэффициент пропорциональности;
MRD – момент, с которым тело R действует на тело D.
Момент MRD, как правило, принимает отрицательные значения, поэтому с приложением нагрузки частота вращения линейно снижается.
Вращение ведущей полумуфты R определяется моментом, действующим
со стороны привода MRD, и моментом сил сцепления в фрикционном устройстве
MVR. В соответствии с основным законом динамики вращательного движения
можем записать следующее уравнение движения.
где
d 2ϕ R
JR
= M VR − M RD ,
dt 2
(2.109)
где
φR – момент инерции и угловая координата ведущей полумуфты;
t – время.
Аналогичным образом записываются уравенния движения тел V, B и T:
d 2ϕV
JV
= M BV − M VR ,
dt 2
(2.110)
d 2ϕ B
JB
= M L − M BV ;
dt 2
(2.111)
d 2ϕT
JT
= M VT − M TC ,
dt 2
(2.112)
где
φV, φB, φT – угловые координаты ведомой полумуфты, тросового барабана и ленточного тормоза;
MBV – момент вязкоупругого углового взаимодействия ведомой полумуфты и барабана;
ML – вращающий момент со стороны наматываемого троса;
MVT – момент сил сцепления, возникающих на поверхностях ленточного
тормоза;
MTC – момент сил связи ленточного тормоза с корпусом лебедки.
Вязкоупругое угловое взаимодействие тел описывается общепринятым
способом:
M RD = C RD (ϕ R − ϕ D ) + β RD (ω R − ω D );
M BV = C BV (ϕ B − ϕV ) + β BV (ω B − ωV );
(2.113)
(2.114)
146
M TC = CTC (ϕT − 0 ) + βTC (ωT − 0 ) = CTCϕT + βTC ωT .
(2.115)
Силы, возникающие на канате в процессе работы лебедки в общем случае
трудно описываются теоретически, так как необходимо учитывать провисание
и натяжение троса, взаимодействие трелируемого бревна с лесной почвой, случаи подъема одного конца бревна при контактирующем с почвой другим концом и т.п. Рассмотрение этих случаев может быть предметом отдельной работы; для целей же анализа динамики лебедки достаточно использовать простейшую зависимость ML(φB, ωB), соответствующую волочению бревна по поверхности при постоянно натянутом нерастяжимом тросе:
M L = −k Lω B ,
(2.116)
kL – коэффициент вязкого сопротивления вращению барабана.
Поиск подходящих зависимостей для моментов сил сцепления MVR и MTC
представляет собой сложную задачу, так как необходимо учесть статическое и
кинетическое трение и влияние давления на управляющем пневмоцилиндре PУ.
Поэтому выражение для момента MVR зависит от режима трения ("буксование"
или "сцепление"):
где
M VR
где
⎧0, если PУ < Pкр.ф. ;
⎪
= ⎨βVR (ωV − ω R )k P (PУ − Pкр.ф. ), если PУ ≥ Pкр.ф. и " буксование" ;
(2.117)
⎪(C (ϕ − ϕ ) + β (ω − ω ))k (P − P ), если P ≥ P и " сцепление" ,
RR
VR
V
R
P
У
кр .ф.
У
кр .ф.
⎩ VR V
Pкр.ф. – критический уровень давления в управляющем пневмоцилиндре,
при котором включается фрикцион;
βVR – коэффициент вязкого трения фрикционной пары;
kP – коэффициент пропорциональности;
CVR – коэффициент упругой податливости фрикционной пары в режиме
"сцепление";
φRR – угловое положение ведущей полумуфты, равное положению φR в
момент времени, соответствующий смене режима "буксование" на "сцепление".
Множитель (PУ–Pкр.ф.) в формуле (2.117) обеспечивает линейную зависимость момента сцепления от давления на управляющем пневмоцилиндре. Линейность необходима для сохранения взаимосвязи с полученными ранее результатами для статического трения (в частности, с выражением для MT). При
этом коэффициент пропорциональности kP зависит от конструктивных параметров фрикционной муфты (получено из формулы для MT, выведенной ранее):
147
kP =
⎛ sin γ T sin(γ t + ρ t ) μα 0
⎞
DT
iTηT ⎜⎜
e − sin γ t ⎟⎟,
2
⎝ sin(γ T − ρT )
⎠
(2.118)
где
DT – диаметр шкива;
iT – передаточное число механизма включения, которое вследствие небольшой величины пути включения можно принять постоянным;
ηТ – к.п.д. механизма включения;
γt – угол между направлением вектора усилия включения и нормальюрадиусом, проведенным в точку пересечения вектором усилия цилиндра
трения;
γТ – угол между направлением вектора усилия в шарнирном заякоривающем звене и нормалью-радиусом, проведенным в точку пересечения вектором усилия цилиндра трения;
ρt и ρT – углы трения в точке включения и заякоривающем звене;
μ – коэффициент трения;
α0 – угол обхвата барабаном гибкой части ленты.
Введение двух режимов трения связано с тем, что при высоких скоростях
контакта фрикционных поверхностей возникает момент вязкого трения и осуществляется буксование, а при уменьшении скорости контакта поверхности в
некоторый момент времени жестко сцепляются (чему способствует и конструкция фрикциона), при этом можно считать связь ведущей и ведомой муфты вязкоупругой с параметрами CVR и βVR. Переходы из режима "буксование" в режим
"сцепление" и обратно производится по условиям, соответственно,
ω R − ωV > ωкр ;
(2.119)
ωV − ω R > ωкр ,
(2.120)
ωкр – критическая угловая скорость смены режимов трения.
Сопротивление, оказываемое ленточным тормозом, рассчитывается следующим образом (учитывается только вязкое трение ленточного тормоза о поверхность полумуфты).
где
⎧0, если PУ > Pкр. л. ;
M TC = ⎨
⎩βVT (ωV − ωT )k P (Pкр. л. − PУ ), если PУ ≤ Pкр. л. ,
где
(2.121)
Pкр.л. – критический уровень давления в управляющем пневмоцилиндре,
при котором включается ленточный тормоз;
βVT – коэффициент вязкого трения при торможении.
148
Таким образом, математическая модель лебедки представляет собой систему дифференциальных уравнений (2.108–2.112), описывающих движение и
взаимодействие отдельных тел системы. Вследствие того, что в основе модели
лежит большое количество уравнений, не имеет смысла искать решение системы в аналитической форме, так как оно будет громоздким и сложным для анализа. Следует воспользоваться численным интегрированием и анализировать
процессы на основе проведения компьютерных экспериментов.
2.7.2 Программная реализация
Для численного интегрирования системы дифференциальных уравнений
и удобства анализа динамических процессов, происходящих в механизме, составлена компьютерная программа "Программа для моделирования функционирования лебедки, оснащенной ленточным фрикционом внутреннего типа" на
языке Object Pascal в интегрированной среде программирования Borland Delphi
7.0 (приложение А). В тексте программы могут быть изменены любые конструктивные параметры как фрикциона новой конструкции, так и лебедки в целом.
Программа позволяет проводить компьютерные эксперименты с моделью
лебедки. Компьютерный эксперимент заключается в наблюдении за состоянием
механической системы в течение некоторого времени и получении временных
зависимостей различных параметров механизма, в первую очередь, угловых
скоростей ωD(t), ωR(t), ωV(t), ωB(t), ωT(t). По окончании расчета программа выводит на экран графики перечисленных зависимостей (приложение Б), а также
записывает протабулированные функции в файлы.
Численное интегрирование системы (2.108–2.112) производится усовершенствованным методом Эйлера-Коши. Шаг интегрирования выбирается намного меньшим характерных времененных интервалов переходных процессов.
В данном случае выбран шаг интегрирования Δt = 1·10–4 c.
2.7.3 Моделирование включения и выключения фрикциона
Для компьютерных расчетов использовали следующие значения параметров:
149
ω0=3 об/с; kD=0,0005;
JR=0,5 кг·м2; JV=1,0 кг·м2; JB=10,0 кг·м2; JT=0,2 кг·м2;
CRD=500 Н·м/рад; βRD=25 Н·м·c/рад;
CBV=500 Н·м/рад; βBV=100 Н·м·c/рад;
CTC=500 Н·м/рад; βTC=200 Н·м·c/рад;
CVR=2000 Н·м/рад; βVR=250 Н·м·c/рад;
βVT=2000 Н·м·c/рад;
ωкр=2,5 рад/с;
kP=10–5 Па–1;
kL=50 Н·м·c/рад;
Pкр.ф.=1,0·105 Па; Pкр.ф.=0,5·105 Па.
Начальные условия были следующими:
ωD(t=0)=0, ωR(t=0)=0, ωV(t=0)=0, ωB(t=0)=0, ωT(t=0)=0;
φD(t=0)=0, φR(t=0)=0, φV(t=0)=0, φB(t=0)=0, φT(t=0)=0.
Компьютерный эксперимент проводили в течение 10 секунд модельного
времени. При этом с механической системой производили три операции:
- выдерживали некоторое время для затухания переходных процессов
связанных с раскруткой приводом D ведомой полумуфты R;
- включали сцепление муфты и выдерживали некоторое время для раскрутки барабана и выхода на установившийся режим трелевки;
- выключали муфту и включали тормоз, затем выдерживали некоторое
время для затухания переходных процессов и полной остановки.
Включение и выключение муфты производили изменением давления PУ
управляющего пневмоцилиндра, при этом временную зависимость PУ(t) в отдельные интервалы времени считали линейной:
⎧105 ⋅ 0,9 Па , если 0 < t < 1 с;
⎪ 5
⎪10 ⋅ (0,9 + 2(t − 1)) Па , если 1 < t < 1,5 с;
⎪
PУ = ⎨105 ⋅ 1,9 Па , если 1,5 < t < 4 с;
⎪105 ⋅ (1,9 − 2(t − 4 )) Па , если 4 < t < 4,9 с;
⎪ 5
⎪⎩10 ⋅ 0,1 Па , если 4,9 < t < 10 с.
(2.122)
На рисунке 2.11 изображена зависимость PУ(t), а также временные зависимости угловых скоростей всех тел механизма.
150
PУ(t), Па
2,5
2,0
1,5
1,0
0,5
0,0
0
ωi(t), рад/с
28
1
I
II
2
III
3
IV
4
V
5
VI
VII
t, с 6
VIII
24
20
16
ωD
ωR
12
ωB
ωV
8
4
0
ωT
0
1
2
3
4
5
t, с 6
Рис. 2.11 Результаты компьютерного эксперимента
Анализируя графики, можно прийти к выводу, что при включении и выключении фрикционной муфты происходят восемь типов процессов (отмечены
римскими цифрами на рисунке 2.11).
На этапе I происходит раскрутка ведомой полумуфты вращающимся со
скоростью ω0 приводом. При этом наблюдается резкий всплеск угловой скорости полумуфты ωR с последующим затуханием и выходом на установившееся
значение. На этапе II происходит вращение ведомой полумуфты от привода с
постоянной скоростью ω0, при этом фрикционная муфта находится в расцеп-
151
ленном состоянии. На этапе III управляющим пневмоцилиндром начинают соединяться фрикционные поверхности муфты, и муфта находится в режиме
"буксование". При этом снижаются обороты привода ωD, а ведомая полумуфта
раскручивается (увеличивается ωV), увлекая за собой барабан (ωВ). К началу
этапа IV разность скоростей ωR–ωV становится достаточно малой, чтобы произошла смена режима трения с "буксования" на "сцепление". Фрикционные поверхности жестко сцепляются, при этом переходные процессы постепенно затухают и скорости ωD, ωR, ωV и ωB становятся одинаковыми. На протяжении
этапа V муфта сцеплена и происходит трелевка бревна. Этап VI – отключение
муфты: сначала происходит ослабление давления на фрикционной паре и довольно большое смещение одной поверхности относительно другой. Затем, когда разность скоростей поверхностей приобретет достаточную величину режим
"сцепление" изменяется на "буксование". В режиме "буксования" происходит
дальнейшее уменьшение давления PУ, и буксующие поверхности все более расцепляются. Скорости привода и ведущей полумуфты возвращаются к значению
ω0, а скорости ведомой полумуфты и тросового барабана стремятся к нулю. На
этапе VII включается ленточный тормоз, который очень быстро "зануляет" скорости ωV и ωB. На этапе VIII, как и на этапе II, лебедка находится в установившемся расцепленном состоянии.
2.7.4 Влияние параметров лебедки и фрикциона на их эффективность
Благодаря высокой степени универсальности модель позволяет изучить
влияние большого количества параметров фрикционного устройства, лебедки и
процесса трелевки на эффективность функционирования механизма. Основными характеристиками лебедки, которые подлежат улучшению, являются время
сцепления и время расцепления барабана с приводом, зависящие от параметров
фрикционного устройства, а также плавность сцепления и расцепления, определяемая отсутствием резких или долго затухающих всплесков на графиках
ωi(t). Основной зависимостью для дальнейшего анализа является зависимость
ωB(t), так как данная характеристика вращения тросового барабана определяет
качество трелевки.
На рисунках 2.12-2.15 показаны зависимости угловой скорости барабана
ωB(t) от нагрузки, коэффициента вязкого трения, мощности привода, коэффи-
152
циента трения. Анализируя графики можно выбрать наиболее рациональные
параметры фрикционного устройства.
ωB(t), рад/с
24
kL = 50 Н·м·c/рад
20
kL = 25 Н·м·c/рад
16
kL = 0 Н·м·c/рад
12
8
4
0
-4
t, с
0
2
4
6
8
Рис. 2.12 Влияние нагрузки на тросе на угловую скорость тросового барабана
ωB(t)
ωB(t), рад/с
20
βVT = 0 Н·м·c/рад
16
12
βVT = 2000 Н·м·c/рад
8
4
0
-4
0
2
4
6
8
t, с
Рис. 2.13 Влияние трения в ленточном тормозе на угловую скорость тросового
барабана ωB(t)
153
ωD(t), рад/с
20
16
kD = 0
12
kD = 0,0005
kD = 0,0020
8
4
0
0
2
4
6
8
t, с
Рис. 2.14 Влияние коэффициента снижения оборотов привода на его угловую
скорость ωD(t)
14
ωB(t), рад/с
12
βVR = 2000 Н·м·c/рад
10
βVR = 250 Н·м·c/рад
8
βVR = 50 Н·м·c/рад
6
4
2
0
0
2
4
6
8
t, с
Рис. 2.15 Влияние коэффициента трения фрикционной муфты на угловую
скорость тросового барабана ωB(t)
154
2.8 Теоретические основы динамики рабочих режимов машин
с гидроприводом вращательного действия
2.8.1 Динамические характеристики гидропривода лесных лебедок
Специфические условия технологического процесса лесных лебедок
должны быть учтены при обосновании параметров гидропривода и режимов
его работы. В связи с переменными нагрузками на рабочие органы работа лесных фрез зачастую протекает на неустановившихся режимах. Поэтому при проектировании и разработке лесных лебедок с гидроприводом необходимо исходить не только из энергетических и скоростных показателей, но и давать оценку
колебательным свойствам гидропривода. Это позволяет установить значения
частот свободных колебаний системы и области опасных резонансных режимов
[107, 116, 117, 118].
Принимаем, что движение рабочей среды в гибком рукаве высокого давления гидропривода лесных лебедок асимметрично, с достаточно малыми изменениями температуры и давления, поэтому вязкость жидкости постоянна.
Уравнения Навье-Стокса в цилиндрических координатах, ось x которых направлена по оси трубопровода, а координата r – по радиусу его поперечного сечения приводятся к двум уравнениям:
1 ∂p
∂ux
∂u
∂u
+
+ux x +ur x = −
∂t
∂x
∂r
ρ ∂x
(2.123)
⎡4 ∂2ur ∂2ur 1 ∂ux 1 ∂ ⎛ ∂ur ur ⎞⎤
⎜⎜ + ⎟⎟⎥;
+ν ⎢
+
+
+
2
2
∂
3
3
∂
r
r
x
∂
x
∂
r
⎝ ∂r r ⎠⎦
⎣
∂ur
∂u
∂u
1 ∂P
+ ur r + u x r = −
+
ρ ∂r
∂t
∂r
∂x
(2.124)
⎡ 4 ∂ 2ur
4 ∂ur 4ur
∂ ⎛ 1 ∂u x ∂ur ⎞⎤
+ν ⎢
+
−
+ ⎜
+
⎟⎥,
2
3 ⋅ r ∂r 3 ⋅ r 2 ∂x ⎝ 3 ∂r
∂x ⎠⎦
⎣ 3 ∂r
где ux и ur – проекции скорости жидкости на оси х и r;
ρ – плотность жидкости;
р – давление жидкости;
ν – кинематическая вязкость.
Уравнение неразрывности запишется:
155
∂ρ
∂u
u
∂u
∂ρ
∂ρ
+ ρ r + ρ r + ρ X + ur
+ ux
= 0.
(2.125)
∂t
∂r
r
∂x
∂r
∂x
Пренебрегая членами низкого порядка и уравнением (2.124) при ux>>ur и
равенстве давлений во всех точках сечения трубы, неустановившееся движение
вязкой сжимаемой среды в трубе описывается уравнениями:
⎡ ∂ 2u
1 ∂P
1 ∂u X 1 ∂ ⎛ ∂ur ur ⎞⎤
∂u X
=−
+ ν ⎢ 2X +
+
+ ⎟ ⎥;
⎜
ρ ∂x
3
r
r
x
r
r ⎠⎦
∂t
∂
∂
∂
r
∂
⎝
⎣
∂p
∂u
u
∂u
+ ρ r + ρ r + ρ X = 0.
∂t
∂r
r
∂x
После преобразований получим уравнения:
∂V 2τ ОН
1 ∂p
+
=−
;
ρ ∂x
∂t ρ ⋅ r0
∂V
1 ∂p
=−
,
EТР ∂t
∂x
где
(2.126)
(2.127)
(2.128)
(2.129)
V – средняя скорость жидкости;
τон – нестационарное касательное напряжение на стенке трубопровода;
ЕTP – приведённый модуль упругости трубопровода;
t – время.
С помощью этих уравнений можно определить динамические характеристики однородной линии круглого сечения с упругими стенками при движении
вязкой сжимаемой среды с учётом распределённости параметров по её длине.
После одномерного преобразования уравнений (2.126), (2.127) по Лапласу получаем:
⎡
2W ⋅ τ ⋅ V (S )⎤
dP(S )
V (S ) = −
;
⎢ρ ⋅ S +
⎥
r
dx
⎣
⎦
S
(2.130)
BТР
(2.131)
dV (S )
= − S ⋅ P(S ).
dx
Выполнив преобразования можно получить уравнение:
d 2 p (S )
− υ 2 (S ) ⋅ p(S ) = 0,
(2.132)
2
dx
где S – переменная в преобразовании Лапласа;
υ (S), p(S) – изображение по Лапласу соответственно средней по сечению
потока скорости и давления среды.
Решение этого уравнения имеет вид:
156
p(S,x ) = C1 ⋅ eϑ (S )⋅x + C2 ⋅ e −ϑ ( S )⋅x ,
(2.133)
где ϑ (S) – операторный коэффициент распространения возмущений.
Постоянные интегрирования С1 и С2 определяются граничными условиями. При х=0:
р(s, x)=p1(s, 0);
(2.134)
ϑ 2 (S ) ⋅ EТР
dp(S,x )
(2.135)
υ1 (S ,0).
=−
S
dx
При этих условиях постоянные интегрирования будут равны:
p (S ,0) ϑ (S )EТР
p (S ,0 ) ϑ (S )EТР
C1 = 1
υ1 (S ,0 );
υ1 (S ,0).
C2 = 1
+
−
2
2⋅S
2
2⋅S
С учётом С1 и С2 решение уравнения запишется:
P (S,0 ) ⎛ V ( S )⋅ X
V (S )ВТР ⋅ V1 (S,0 ) V (S )⋅ X
P(S,x ) = 1
+ e −V ( X )⋅ X ⎞⎟ −
e
− e −V ( X )⋅ X . (2.136)
⎜e
⎠
2 ⎝
2⋅S
Используя гиперболические функции получим:
ϑ (S )EТР ⋅ υ1 (S ,0)
p(S,x ) = p1 (S,0 )ch[ϑ (S ) ⋅ x ] −
sh[ϑ (S ) ⋅ x ].
(2.137)
S
Выразив из уравнений (2.130) и (2.131) V(S,x), обозначив при х=l изображения по Лапласу давления через P2(S,l) и скорости среды – V2(S,l) получим
ϑ (S )EТР ⋅ υ1 (S ,0)
p2 (S , l ) = p1 (S ,0)ch[ϑ (S ) ⋅ l ] −
sh[ϑ (S ) ⋅ l ];
(2.138)
S
S ⋅ p1 (S ,0)
υ2 (S , l ) = ϑ1 (S ,0)ch[ϑ (S ) ⋅ l ] −
sh[ϑ (S ) ⋅ l ].
(2.139)
ϑ (S ) ⋅ EТР
(
)
Считая, что площади поперечных сечений, вследствие деформации стенок, обычно мало и мгновенные значения объёмного расхода среды можно находить как произведение средней по сечению потока скорости и постоянной
площади сечения справедливы соотношения:
P1 (S ,0 )
P ( S ,0 )
;
(2.140)
z1 (S ) =
= 2
2
π ⋅ r0 ⋅ V1 (S ,0) Q2 (S ,0)
z 2 (S ) =
P2 (S ,0 )
P (S , l )
;
= 2
2
π ⋅ r0 ⋅ V2 (S ,0) Q2 (S , l )
z В.Л (S ) =
где
z B (S )
,
π ⋅ r02
Z1(S) и Z2(S) – концевые операторные сопротивления;
ZВ.Л. – операторное волновое сопротивление линии.
(2.141)
(2.142)
157
С учётом этих соотношение и после преобразований имеем:
Z (S )
sh[ϑ (S )l ] + 2
ch[ϑ (S )l ]
Z В.Л. (S )
Z1 (S ) = Z В.Л. (S )
;
Z 2 (S )
sh[ϑ (S )l ] + ch[ϑ (S )l ]
Z В.Л. (S )
Z1 (S )
ch[ϑ (S )l ] − sh[ϑ (S )l ]
Z В.Л. (S )
Z 2 (S ) = Z В.Л. (S )
.
Z 2 (S )
ch[ϑ (S )l ] −
sh[ϑ (S )l ]
Z В.Л. (S )
(2.143)
(2.144)
Передаточную функцию гидросистемы, равную отношению изображений
по Лапласу давлений в выходном и входном сечениях, выразим из уравнений
(2.138) и (2.139):
p (s,l )
1
(2.145)
W (S ) = 2
=
.
p1 (s,0 ) Z В.Л. (S ) sh[(ϑ (S )l ] + ch[ϑ (S )l ]
Z 2 (S )
Считая, что гидромотор, приводящий во вращение лесную лебедку, представляет собой несогласованную нагрузку, так как от конца гидросистемы могут отражаться волны возмущений, амплитудная и фазовая частотные характеристики гидросистемы будут равны:
P ( jω , l )
1
W ( jω ) = 2
=
(2.146)
.
P1 ( jω ,0 ) z В.Л. ( jω ) sh[(δ + jε )l ] + ch[(δ + jε )l ]
z 2 ( jω )
Комплексное сопротивление нагрузки запишется
Z 2 ( jω ) = RH + jX H ,
где
(2.147)
RH – активное сопротивление нагрузки;
XH – реактивное сопротивление нагрузки.
Комплексное волновое сопротивление гидросистемы равно:
BТР
(ε − jδ ).
z В.Л. ( jω ) =
π ⋅ r02 ⋅ ω
Отношение z В.Л. ( jω ) z2 ( jω ) будет иметь вид:
(
)
z В.Л. ( jω ) BТР (RН ⋅ ε − Х Н δ )
BТР X H2 − RН δ
=
−j
= M + jN;
z2 ( jω ) π ⋅ r02 ⋅ ω RH2 + X H2
π ⋅ r02 ⋅ ω RH2 + X H2
(
)
(
)
(2.148)
(2.149)
После подстановки этого отношения в (2.146) и преобразований
158
комплексная передаточная функция гидропривода с несогласованной нагрузкой
запишется:
2
P2 ( jω , l )
;
(2.150)
=
P1 ( jω ,0 ) М 1 + jN1
где
(
⋅ sin (ε ⋅ l ) + N (eδ
)
М 1 = (1 + М )eδ ⋅l + (1 − М )e −δ ⋅l ⋅ cos(ε ⋅ l ) − N eδ ⋅l + e −δ ⋅l ⋅ sin (ε ⋅ l );
(2.151)
N1 = (1 + М )eδ ⋅l − (1 − М )e −δ ⋅l
(2.152)
⋅l
)
− e −δ ⋅l ⋅ cos(ε ⋅ l ).
Тогда амплитудная и фазовая частотные характеристики будут равны:
2
;
(2.153)
AP P (ω ) =
M 12 + N12
2 1
ϕ P P (ω ) = −arctg
2 1
N1
.
M1
(2.154)
Частотные характеристически зависят от частоты колебаний гидропривода, параметров линии и нагрузки. Коэффициент затухания δ, и коэффициент
фазы ε, входящие в формулы (2.151) и (2.152) определятся:
δ=
4 χ aν
r02
ε =ω
где
ρ
;
χ p β ⋅ EТР
χРβ ⋅ ρ
EТР
(2.156)
ω – частота колебаний потока жидкости.
Коррективы χ a и χ P β вычисляются по формулам:
χa =
ω
2
+ 0,4;
χPβ = 1 +
где
,
(2.155)
1
2 ω
(2.157)
,
(2.158)
ω – безразмерная частота колебаний потока жидкости
ω = ωr02 / (δ ⋅ν ).
(2.159)
В случае приближённых расчётов коррективы принимаются равными
единице. Если не учитывать вязкость жидкости ν, то принимают δ=0. При чисто активном сопротивлении нагрузки амплитудно-частотная характеристика
будет иметь максимумы при ε ⋅ l =
π
2
+ n ⋅ π , n=0,1,2,…
159
Резонансные частоты fP гидросистемы определяются:
fP =
где
C Л ⎛ 1 + 2n ⎞
⎜
⎟,
2l ⎝ 2 ⎠
(2.160)
СЛ – фазовая скорость.
Значениям n=0 и n=1 соответствуют первой f P и второй f P резонанс1
2
ным частотам гидросистемы. Амплитуда и фазовый сдвиг в зоне резонансной
частоты равны:
1
AP P (ω P ) = ;
(2.161)
M
2 1
ϕ P P (ωP ) = −
π
− n ⋅π .
(2.162)
2
В случае чисто реактивного сопротивления нагрузки амплитуда в зоне
резонансной частоты стремится к бесконечности. Если в гидросистеме есть активное сопротивление нагрузки, то амплитуда ограничена, что объясняется
демпфирующими свойствами гидросистемы.
2 1
2.8.2 Оценка колебательных свойств гидропривода лесной лебедки
при включении и разгоне барабана
В случае разгона лесной лебедки при её запуске, момент сил сопротивления равен нулю, и система примет вид:
1
⎧ dp
=
⎪ dt K (qн nн − qω − a y p );
( p)
⎪
(2.163)
⎨
⎪ dω = 1 ⋅ ηn qp .
⎪⎩ dt J пр 2πηo
Исходя из вышесказанного, можно построить модель, при помощи которой можно получить полную картину работы лесной лебедки, начиная с момента её запуска, моделируя её работу при помощи системы (2.163) до момента,
когда частота оборотов барабана перестанет изменяться, затем продолжить моделирование рассматриваемой системы. Результат моделирования также целесообразно отобразить в виде графиков изменения давления рабочей жидкости в
гидросистеме и скорости вращения барабана с течением времени [119].
160
Для простоты записи решения произведем замену:
ηn =H; ηo = δ ; аy=а; nн=n; qn=q; K(p)=k; Jпр=J.
Тогда получим систему уравнений в следующем виде:
⎧ dp 1
⎪⎪ dt = K (qn − qω − ap ),
⎨
⎪ dω = hqp .
⎪⎩ dt 2 Jπδ
qn
q
a
hq
Замена:
= l ; = b; = c;
= f.
k
k
k
2 Jπδ
⎧ dp
⎪⎪ dt = l − bω − cp,
⎨
⎪ dω = fp.
⎪⎩ dt
Решаем второе уравнение системы:
dω
dω 1
= fp ⇒ p =
⋅ ;
dt
dt f
d 2ω
dp
.
=
f
dt
dt 2
(2.164)
(2.165)
(2.166)
Возвращаемся к первому уравнению системы (2.164), подставив полученное уравнение (2.165):
dp
c dω
= l − bω − ⋅
.
(2.167)
dt
f dt
Уравнение (2.167) подставим в (2.166), получим
dω
d 2ω
=
−
−
.
ω
fl
fb
c
dt
dt 2
Заменим: fl = m; fb = r , тогда
dω
d 2ω
c
+
+ rω = m.
dt
dt 2
(2.168)
Для решения данного дифференциального уравнения отбросим правую
часть и возьмем порядок дифференциального уравнения как степень некоторого числа y , получим
161
y 2 + cy + r = 0;
D = c 2 − 4r ;
−c± D
(2.169)
.
2
Опытным путем установлено, что значение дискриминанта D меньше нуля. Из высшей математики известно, с учетом этого, что уравнения (2.169) дают
предварительный ответ
y1, 2 =
ω0 =
с
− t
2
е
⎡
⎛ D ⎞⎤
⎛ D ⎞
⎟
⎜
t ⎟ + C2 sin ⎜⎜
t ⎟⎟⎥.
⋅ ⎢C1 cos⎜
⎝ 2 ⎠⎦
⎝ 2 ⎠
⎣
Найдем константы C1 и C2 , если известны граничные условия ω0
(2.170)
t =0
= 0 ::
C1 + C2 = 0 ⇒ C1 = −C2 .
Пусть C2 = 1, значит C1 = −1 . Подставив полученные значения C1 и C2 в
(2.170), получим
⎡ ⎛ D ⎞
⎛ D ⎞⎤
t ⎟⎟ − cos⎜⎜
t ⎟⎟⎥.
⋅ ⎢sin ⎜⎜
2
2
⎠
⎝
⎠⎦
⎣ ⎝
Вернемся к правой части уравнения (2.168), пусть
ω0 =
с
− t
2
е
(2.171)
Ω = А – в соответствии с уравнением, тогда
& = 0; Ω
&& = 0.
Ω
Подставим значения Ω в (2.168):
m
;
r
m
Ω = A⇒Ω = .
r
ω = ω0 + Ω.
rA = m ⇒ A =
(2.172)
(2.173)
Окончательно получим решение уравнений относительно времени в момент разгона барабана:
ω=
с
− t
2
е
⎡ ⎛ D ⎞
⎛ D ⎞⎤ m
⋅ ⎢sin ⎜⎜
t ⎟⎟ − cos⎜⎜
t ⎟⎟⎥ + .
⎝ 2 ⎠⎦ r
⎣ ⎝ 2 ⎠
(2.174)
В связи с тем, что угловая скорость ω вследствие существования константы m , в момент времени t = 0 приобретает значения, отличные от нуля, этой
r
162
константой можно пренебречь непосредственно при построении графиков для
момента разгона лесной лебедки. Таким образом, уравнение (2.174) можно преобразовать к виду
ω=
с
− t
2
е
⎡ ⎛ D ⎞
⎛ D ⎞⎤
⎜
⎟
⋅ ⎢sin ⎜
t ⎟ − cos⎜⎜
t ⎟⎟⎥ + 1.
⎝ 2 ⎠⎦
⎣ ⎝ 2 ⎠
(2.175)
Графические зависимости угловой скорости от времени для различных
значений коэффициента податливости упругих гидромагистралей представлены
на рис. 2.16. Из рис. 2.16 видно, что с увеличением значения коэффициента податливости от K1 = 1 ⋅ 10 −5 до K 5 = 5 ⋅ 10−5 , время разгона барабана до максимальной частоты вращения возрастает от t1 ≈ 6 c до t5 ≈ 20 c . Таким образом,
можно подобрать наиболее оптимальные динамические качества гидропривода
лесных лебедок.
Рис. 2.16 График процесса разгона гидропривода лесной лебедки при различных коэффициентах K(Р)
163
Систему уравнений (2.163), описывающих движение барабана лесной лебедки с гидроприводом, можно написать в таком виде [104]:
⎧ dω
⎪⎪ J пр dt = qM p,
⎨
V dp
⎪qH nH = qM ω + a y p +
⋅ .
E
⎪⎩
пр dt
(2.176)
Подставляя P из первого уравнения во второе, находим:
a y J пр dω VJ пр d 2ω
qH nH = qM ω +
+
,
qM dt Епр qM dt 2
или, применяя символ D =
d
и соответствующие преобразования, получим
dt
[103]:
⎛ VJ пр 2 a y J пр
⎞ q H nH
⎟=
D
+
D
+
1
.
2
⎜ Е q2
⎟
q
q
M
M
⎝ пр M
⎠
ω⎜
(2.177)
Здесь постоянные величины перед символами D имеют размерность времени и являются постоянными времени данной системы:
Т 22 =
T1 =
VJ пр
Епр qM2
a y J пр
qM2
;
.
(2.178)
(2.179)
Постоянные времени T1 и T2 для данного гидропривода лесной лебедки
положительны и по предварительной оценке величин параметров гидропривода, входящих в их выражение, нами установлено, что T1=2T2. Поэтому решение
дифференциального уравнения (2.177) имеет следующий вид:
t
⎡
− ⎛
⎞⎤
T
ω = ω y ⎢1 − e π ⎜⎜ cos ωk t + 21 sin ωk t ⎟⎟⎥.
2T2 ωk
⎢⎣
⎝
⎠⎥⎦
(2.180)
Это уравнение описывает затухающий колебательный процесс, причем T1
и T2 показывают, в данном случае, затухание колебаний угловой скорости вала
гидромотора, а ωk – угловую частоту этих колебаний. Известно, что при других
соотношениях постоянных времен T1 и T2 могут возникать различные переходные процессы, как гармонический колебательный процесс (T1>0) и неустойчи-
164
вый расходящийся процесс (T1<0) [40]. Таким образом, постоянные времени
определяют колебательные свойства гидропривода и являются динамическими
характеристиками системы.
Постоянная времени T1 гидропривода имеет следующее соотношение с
частотой собственных колебаний ω0 :
T1 =
1
ω0
.
(2.181)
Постоянная времени T2 связана с постоянной времени T1 зависимостью
T2 = 2nT1 ,
где
(2.182)
n – относительный коэффициент демпфирования, который равен
n≈
⎛A ⎞
ln⎜⎜ 1 ⎟⎟.
π ⎝ A3 ⎠
1
(2.183)
Здесь A1 – амплитуда первой полуволны колебаний угловой скорости над
линией установившегося значения;
A3 – амплитуда первой нижней полуволны.
Таким образом, значения динамических характеристик можно определить
по экспериментальным значениям частоты свободных колебаний и относительного коэффициента демпфирования с помощью соотношений (2.182) и (2.183).
Аналитические выражения раскрывают физический смысл динамических
характеристик Т М и K М . Постоянная времени Т М учитывает инерционные
свойства системы, режимы работы, параметры гидропривода, а также механические и объемные потери. Коэффициент усиления K М характеризует степень
воздействия внешних факторов на изменяемый параметр. В данном случае он
показывает взаимосвязь подачи и угловой скорости при переходном режиме.
Динамические характеристики имеют важное значение при расчете гидрообъёмного привода и при оценке его динамических качеств, важнейшим из которых является устойчивость. Числовые значения динамических характеристик и
аналитические выражения передаточных функций, которые можно получить на
основе дифференциальных уравнений, описывающих гидрообъёмный привод,
позволяют произвести динамический расчет гидростатического привода лесной
лебедки с учетом особенностей лесных объектов.
Частотные характеристики можно построить по результатам решения
дифференциальных уравнений движения лесной лебедки с гидроприводом (рис.
165
2.16) или по осциллограммам её рабочих процессов [119]. Период колебаний
давления в гидроприводе равен:
t 1,8
T= =
= 0,26 c,
N 7
где N – количество колебаний за контролируемый промежуток времени t.
Тогда первая резонансная частота колебаний определится:
1
1
f P1 = =
= 3,85 Гц.
T 0,26
Вторая резонансная частота колебаний определится по второй гармонике
колебаний, накладывающуюся на первую. В соответствии с осциллограммой на
один период (колебание) первой гармоники приходится 8…10 колебаний второй гармоники, следовательно, частота второго резонанса в 9 раз больше, т.е.
f P2 = 34,65 Гц.
Отношение коэффициентов неравномерности крутящих моментов на валу
гидромотора Kнм и на валу гидронасоса Kнн характеризует отношение амплитуд
сигналов на выходе и входе гидросистемы. Максимальное значение отношения
равно:
Рис. 2.17 Частотные характеристики гидросистемы с распределёнными
параметрами и с активной нагрузкой
⎛K
A⎜⎜ HM
⎝ K HH
⎞ 59
⎟⎟ =
= 2,78.
⎠ 21,2
166
Так как эти частотные характеристики относятся к гидроприводу, работающему на обычных минеральных маслах, то их характер соответствует графикам частотных характеристик, рассчитанным теоретически [120].
Из осциллограмм видно, что, начиная с частоты f=1,6 Гц сдвиг фазы давления насоса Рн относительно крутящего момента гидромотора МK, составляет
180°.
Переходный процесс при несогласованной нагрузке и известном входном
воздействии Р1(t), можно определить по передаточной функции:
p1 (S ,0 )
p2 (S , l ) = p1 (S ,0 ) ⋅ Wrc (S ) =
.
ZВ.Л. (S )
sh[ϑ (S )l ] + ch[ϑ (S )l ]
Z 2 (S )
По переходному процессу определяются прямые показатели качества:
длительность переходного процесса, перерегулирование, частота и период колебаний, статическая ошибка, декремент затухания, наклон фронта и т.д.
Экспериментально установлено, что время разгона барабана лесной лебедки с гидроприводом составляет tпп=1,5…1,8 с., частота колебаний f=3…4
Гц., период Т=0,2…0,3 с., коэффициент неравномерности на валу гидромотора
Kнм=40…59 %.
Проведённые теоретические и экспериментальные исследования могут
использоваться при динамических расчётах вращательного гидропривода лесных лебедок при описании колебательных свойств и устойчивости движения.
ВЫВОДЫ
На основании проведенных теоретических исследований можно сделать
следующие выводы:
1. Выбор типа фрикционного устройства применительно к условиям работы лесных лебедок целесообразно производить по критериям максимума нагрузочной способности и минимума работы включения.
2. Нагрузочная способность ленточного фрикциона внутреннего типа существенно зависит от углов давления в концевых звеньях, влияние которых на
величину передаваемого момента учитывается предложенной формулой.
3. Давление под колодками ленточного фрикциона внутреннего типа зависит от углов давления в концевых звеньях и длины колодки, что учитывается
167
предложенной зависимостью. За счет правильного выбора угла обхвата колодки шкивом можно добиться выравнивания максимального давления в гибкой
части ленты и на заякоренной колодке.
4. При реверсировании простой ленточной муфты внутреннего типа величина момента, передаваемого в прямом и обратном направлениях, отличается
приблизительно в 8…12 раз, а двухленточные и суммирующие муфты внутреннего типа требуют увеличения работы включения при прямой передаче момента в 2,5…3,5 раза, что неприемлемо для ряда технологических схем работы лесных лебедок.
5. Разработана новая конструкция реверсивной ленточной муфты внутреннего типа лесных лебедок целесообразно использовать принцип плавающего крепления концевых колодок к ступице, что позволяет уменьшить величину
работы включения. Дальнейшее ее уменьшение возможно при использовании
принципа связи усилия в канате лебедки с системой включения муфты.
6. Разработана математическая модель функционирования ленточной
фрикционной муфты внутреннего типа, позволяющая выбрать рациональные
параметры муфты и лебедки.
7. Получены динамические характеристики вращательного гидропривода
лесных лебедок, позволяющие обосновать параметры гидропривода, режимы
его работы и давать оценку колебательным свойствам.
168
3 МЕТОДИКА И РЕЗУЛЬТАТЫ ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫХ
ИССЛЕДОВАНИЙ ЛЕНТОЧНЫХ ФРИКЦИОННЫХ
УСТРОЙСТВ ВНУТРЕННЕГО ТИПА ПРИМЕНИТЕЛЬНО
К ЛЕСНЫМ МАШИНАМ
3.1 Задачи экспериментальных исследований
Целью экспериментальных исследований является подтверждение полученных теоретических зависимостей, проверка работоспособности разработанных муфт и выдача рекомендаций по конструктивным параметрам ленточных
фрикционных устройств внутреннего типа.
В соответствии с этим сформулированы следующие задачи:
1. Изучить зависимость коэффициента трения и износостойкости от скорости скольжения и давления для различных моделей фрикционных пар.
2. Исследовать зависимость момента, передаваемого ленточным фрикционом внутреннего типа, от углов давления на заякоренном и управляемом
концах ленты.
3. Исследовать зависимость момента, передаваемого ленточным фрикционом, от сочетания различных фрикционных элементов муфты (шкив –
фрикционная лента).
4. Исследовать влияние давления в системе управления ленточным фрикционом на величину передаваемого момента.
5. Исследовать характер распределения давления по периметру ленты
фрикциона.
6. Исследовать нагрузочную способность нового реверсивного ленточного фрикциона при передаче момента в прямом и обратном направлениях.
Для выполнения этих задач были спроектированы и изготовлены макеты
простого и реверсивного ленточных фрикционов внутреннего типа. Испытания
проводились при различных сочетаниях материалов фрикционных пар (шкив –
фрикционная лента).
При этом вначале был использован метод статического нагружения макета фрикциона, который дал возможность определить величину максимального
момента и распределение давлений по периметру ленты в зависимости от конструктивных параметров фрикциона. Величина коэффициента трения и из-
169
носостойкость фрикционного материала, определяющая долговечность фрикциона, предварительно исследовалась на моделях фрикционного узла, что позволило ускорить и снизить стоимость испытаний. Для подтверждения результатов статических исследований был спроектирован и изготовлен стенд для динамического нагружения макетов фрикционных узлов.
3.2 Экспериментальные стенды
3.2.1 Образцы для проведения испытаний
В соответствии с результатами исследований, изложенных в п. 1., испытывались вальцованные асбокаучуковые накладки марок 6 КВ-10, 8-45-62
(ГОСТ 15960-79) и экспериментальная – 8-229-63, созданная во ВНИИАТИ.
В качестве контртела испытаниям подвергались металлические образцы
из стали 45 и чугунов марок СЧ 18, ВЧ-45-5, АЧС-5. Химический состав образцов представлен – табл. 3.1.
Таблица 3.1
Химический состав исследуемых материалов
№№ Материалы металличеC
S
P
Mn
Cr
Si
ских шкивов
пп.
1
Сталь 45
0,45
0,79
0,13
0,32
2
СЧ 18
3,40
0,15
0,20
0,62
0,16
1,65
3
ВЧ 45
3,20
0,02
0,10
0,60
0,10
2,80
4
АЧС-5
3,25 0,014 0,12
10,8
0,07
3,66
Образцы моделей из фрикционного материала изготавливались в виде
колодочек 20х10 мм, а металлические – в виде роликов диаметром 40 мм и шириной 10 мм (рис. 3.1).
После испытаний на моделях проводились макетные. Макеты фрикционных узлов изготавливались из тех же материалов, что и модели, причем ролики
и шкивы изготавливались из металлов одной плавки. Шероховатость поверхности металлических образцов соответствовала седьмому классу. Вальцованные
накладки, во избежание коробления наклеивались на металлические ленты
многокомпонентным эпоксидным клеем [140].
170
3.2.2 Установка для исследования моделей фрикционного узла
Исследование моделей фрикционных пар на трение и износ проводилось
на серийно выпускаемой машине трения МИ-1М [126].
Проведение исследований потребовало изменения давлений в пределах
от 0,1 до 1,0 МПа и скоростей от 0,1 до 2 м/с. Для изменения давления нами
было сконструировано нагрузочное устройство (рис. 3.1). Оно состоит из рычага 1, через шаровую опору 2 соединенного с державкой 3; в державку вставляется колодка 4 из исследуемого материала. Схема закрепления фрикционной
колодки в державке исключает выброс или разрушение колодки во время испытаний. Передача усилия на державку через шаровую опору обуславливает самоориентацию фрикционной колодки на поверхности ролика, за счет чего
обеспечивается более полное прилегание рабочих поверхностей. Для изменения
в широком диапазоне скорости вращения испытуемого ролика дополнительно
изготавливались цилиндрические шестерни, 'которые устанавливались на промежуточном валу машины МИ-1М.
Рис. 3.1 Нагрузочное устройство
1 – рычаг; 2 – шаровая опора; 3 – державка; 4 – колодка из фрикционного материала; 5 – ролик металлический.
Измерение температуры в зоне трения осуществлялось с помощью хромель-копелевой термопары, которая устанавливалась по центру колодки параллельно образующей цилиндра трения на расстоянии 0,2…0,3 мм от поверхности. Свободные концы термопары присоединялись к электронному потенциометру со шкалой, проградуированной в градусах °С.
171
3.2.3 Установка для статического исследования макета
Стенд (рис. 3.2) состоит из рамы 1, в которой на подшипниках качения 9
установлен вал 2. На противоположных концах вала, с помощью шлицевого соединения, закреплены тормозной шкив 3 и рычаг 4. Для обеспечения соосности
внутренней поверхности тормозного шкива 3 и наружной поверхности экспериментального фрикциона 5 последний установлен на валу 2 в подшипнике
скольжения 6. Угловое смещение тормозного шкива 3 относительно фрикциона
5 осуществлялось гидравлическим цилиндром двойного действия 7, который
шарнирно соединен с рамой 1 и рычагом 4. Фиксирование ленточного фрикциона 5 осуществлялось посредством муфты 8.
Рис. 3.2 Стенд для статического испытания макетов фрикционного узла
Экспериментальный ленточный фрикцион (рис. 3.3) состоит из крестовины 1, стальной ленты 2 с фрикционной накладкой 3. Заякоренный конец фрикционной ленты шарнирно прикреплен к крестовине 1 посредством серьги 4, а
управляемый конец также шарнирно соединен через серьгу 5 и регулируемые
тяги 6 и 7 с рычагом 8. Поворот рычага 8 производится гидроцилиндром 9,
шарнирно соединенным с ним и крестовиной 1. Серьга 5 обеспечивает более
полное прилегание фрикционной ленты к тормозному шкиву.
172
Рис. 3.3 Экспериментальный ленточный фрикцион:
1 – крестовина; 2 – стальная лента; 3 – фрикционная накладка; 4, 5 – серьги; 6, 7
– регулируемые тяги; 8 – рычаг; 9 – гидроцилиндр; 11 – ось; 12 – винты; 13 –
гайки.
Регулировка углов на заякоренном конце фрикциона осуществляется изменением положения оси 11 в пазу крестовины 1 посредством винтов 12 и гаек
13, а на управляемом – подбором длин регулируемых тяг 6 и 7. Реверсивный
ленточный фрикцион был изготовлен согласно описанию авторского свидетельства [74].
Определение усилий на управляемом и заякоренном концах ленты производилось с помощью тензопальцев, установленных соответственно в серьгах 4
и 5. Тензопальцы представляют собой цилиндрические стержни, у которых
строго диаметрально выфрезерованы продольные пазы. В пазах наклеены четыре фольговых тензорезистора типа 2ФКПА-5-100Х, соединенных по схеме
электрического полумоста. Для предохранения от механических повреждений,
попадания влаги и масла, датчики заливались эпоксидным клеем.
173
Рис. 3.4 Преобразователь
1 – основание; 2 – переходной штуцер; 3 – мембрана; 4 – электрический разъем;
5 – набор шайб.
Определение вращающего момента осуществлялось непосредственно на
валу ленточного фрикциона. Для этой цели на поверхности вала, строго диаметрально, под углом 45° к оси вала были наклеены четыре фольговых тензорезистора типа ФКПА-10-100Х, включенных также по схеме электрического полумоста.
Для определения давления между фрикционной лентой и тормозным
шкивом чаще всего применяются пьезоэлектрические преобразователи (кварцевые, турмалиновые, пьезокерамические и т. д.) [134]. Обладая высокой чувствительностью, пьезоэлектрики имеют весьма существенные недостатки: зависимость пьезомодуля от температуры, влажности, шума и вибрации. По этим
причинам пьезоэлектрические датчики имеют ограниченное применение.
В связи с этим был разработан и изготовлен преобразователь с тензометрическими датчиками (рис. 3.4) [73]. Основание 1 преобразователя жестко
смонтировано на внешней поверхности шкива фрикциона. Регулировка положения мембраны 3 относительно внутренней поверхности шкива достигается
изменением толщины набора шайб 5 между основанием преобразователя и переходным штуцером 2. Связь тензорезисторов, наклеенных на мембранный
датчик, с регистрирующей аппаратурой осуществляется через электрический
разъем 4. Мембрана имеет первоначальную толщину 1,3…1,4 мм и при сборке
несколько выступает над внутренней поверхностью шкива. В последующем
174
вмонтированный мембранный датчик протягивается и шлифуется со шкивом
заподлицо. После обработки толщина мембраны составляет 0,8…0,9 мм.
Принцип работы тензометрического преобразователя следующий. При
давлении накладки ленты на шкив фрикциона происходит изгиб мембраны с
наклеенными на нее активными тензорезисторами, что приводит к изменению
силы тока в электрической цепи, которое регистрируется записывающей аппаратурой. При применении тензометрических мембранных датчиков, механические напряжения σR и στ на поверхности мембраны, защищенной по контуру, не
остаются постоянными, а изменяются вдоль радиуса по законам [97]:
⎡⎛ 3 ⎞ r 2 ⎛ 1
⎞⎤
σ R = − K ⎢⎜ + 1⎟ 2 − ⎜ + 1⎟⎥ q;
⎣⎝ μ ⎠ R ⎝ μ ⎠⎦
⎡⎛ 1
⎞ r2 ⎛ 1
⎞⎤
+ 3 ⎟ 2 − ⎜ + 1⎟ ⎥ q ,
⎠ R ⎝ μ ⎠⎦
⎣⎝ μ
σ τ = K ⎢⎜
где
(3.1)
(3.2)
3 μR 2
K=
;
8 δ2
μ – коэффициент Пауссона;
R – радиус мембраны;
r – внутренний радиус мембраны;
δ – толщина мембраны;
q – измеряемое давление.
Из формул (3.1) и (3.2) видно, что на некоторых расстояниях от центра
мембраны rR = R
1+ μ
1+ μ
и rτ = R
напряжения σ R и σ τ уменьшаются до
3+ μ
1 + 3μ
нуля, а затем, изменив знак, снова увеличиваются, достигая у заделки мембраны величины
σ Rmax
2
3 ⎛R⎞
= q⎜ ⎟ .
4 ⎝δ ⎠
(3.3)
Для получения неискаженного сигнала с датчика собственную f0 частоту
колебаний мембраны, защемленной по контуру, следует выбирать возможно
большей, что, однако, связано с уменьшением чувствительности. Собственная
частота колебаний мембраны [97]
f0 =
10,2
2πR 2
D
,
m
(3.4)
175
где
D – цилиндрическая жесткость;
m – масса единицы площади мембраны, кг.
Материал для мембраны должен иметь минимальный гистерезис, малую зависимость модуля упругости от температуры, малый коэффициент теплового
расширения. Такими свойствами обладает закаленная сталь 65Г. Диаметр мембраны составил 20 мм. Для получения максимальной чувствительности тензорезисторы, включенные по схеме полумоста, были наклеены на мембрану в ее
центральной части и на периферии в тех зонах, где напряжения максимальны и
имеют противоположный знак.
Запись всех измеряемых параметров производилась с помощью осциллографа Н-700. Усиление электрического сигнала, поступающего с электрических
полумостов датчиков, осуществлялось тремя четырехканальными усилителями
ТА-5. Для устранения помех и фильтрации сигнала, поступающего в каждую
цепь измеряемого параметра между осциллографом и усилителем включался Побразный фильтр.
Перед началом испытаний проводилась тарировка датчиков при трехкратном повторении нагрузки и разгрузки. Погрешность тарировки составила 3
% [26].
Управление ленточным фрикционом осуществлялось с помощью насосной станции. Станция состоит из бака 1, на котором смонтирован лопастной
насос 2 марки Г12-4 (Л1Ф-18) производительностью 18 л/мин, развивающий
давление 1,8 МПа и электродвигатель 3 марки АО-41-6 мощностью 1 кВт, с
частотой вращения 930 об/мин. Давление в рабочем цилиндре фрикциона регулировалось дифференциальным клапаном 4 Г54-22 и контролировалось по образцовому манометру.
На рис. 3.5 приведена гидравлическая схема механизма нагружения стенда. Масло самотеком подается из бака 1 к лопастному насосу 2 типа Г12-4.
Производительность насоса 5 л/мин, максимальное давление 6,0 МПа, частота
вращения приводного вала 1450 об/мин. Давление в магистрали регулировалось
редукционным клапаном 3 (грубая регулировка) и напорным золотником 4
(точная регулировка). Контроль величины давления производился по двум образцовым манометрам 5. Для стабилизации давления в магистрали нагружения
установлен аккумулятор давления 6. Из аккумулятора масло подается через реверсивный золотник 7 к нагрузочному гидроцилиндру двойного действия 8. Ес-
176
ли масло подается через золотник 7 в нижнюю полость гидроцилиндра 8, то
происходит поворот шкива в прямом направлении. При подаче масла в верхнюю полость гидроцилиндра 8, осуществляется обратное вращение шкива.
Рис. 3.5 Гидравлическая схема
1 – бак; 2 – лопастной насос; 3 – редукционный клапан; 4 – золотник; 5 – образцовые манометры; 6 – аккумулятор давления; 7 – реверсивный золотник; 8 –
гидроцилиндр нагружения; 9 – гидроцилиндр фрикциона.
3.2.4 Установка для динамического исследования макета
фрикционного узла
Установка состоит из стенда для статического исследования фрикционного узла, который был преобразован так, чтобы обеспечить вращение тормозного шкива. Вращение тормозного шкива стенда осуществлялось гидромотором ПМ-20 через редуктор РЦО-350 с передаточным числом 12,5.
Для подачи масла к гидромотору применяются два лопастных насоса
марки ЛЗФ-70 (1) и ЛЗФ (2), развивающие давление в системе до 6,3 МПа.
Производительность насосов, соответственно, 70 л/мин и 35 л/мин.
Раздельный или совместный пуск этих насосов осуществляется гидрокоробкой НГ-52, заимствованной с плоскошлифовального станка ЗБ 722, которая
использовалась для реверсирования и бесступенчатого регулирования скорости
вращения тормозного шкива.
177
Третий лопастной насос типа ЛФ-18 (3) производительностью 18 л/мин
использовался для подачи масла в систему низкого давления к дроссельным
клапанам гидрокоробки и гидроцилиндра фрикциона. Все три насоса смонтированы в виде одной насосной станции.
Регулировка рабочего давления в гидросистеме производилась золотниками Г 54-13 и Г 54-15 (рис. 3.6).
Рис. 3.6 Гидравлическая схема стенда для динамического нагружения
ленточного фрикциона
1 – гидромотор; 2, 3, 4 – насосы; 5 – гидрокоробка реверса.
178
3.3 Машины и методы лабораторных испытаний фрикционных
материалов
При разработке и изготовлении асбофрикционных изделий применяются
различные виды испытаний. Для более полной оценки характеристик фрикционных материалов в различных сочетаниях с контртелами проводятся лабораторные, стендовые и натурные испытания.
Наиболее точные данные по трению и износу можно получить при испытании фрикционного устройства в реальных эксплуатационных условиях.
Однако такой вид испытаний возможен лишь после установки устройства
на машину и конструктор не может заранее рассчитать срок его службы. Кроме
того, большие трудности вызывает замер основных величин, влияющих на трение и износостойкость материала, трудно выдержать постоянные нагрузки и
скорости при работе фрикционного устройства. Наконец такой вид испытания
требует больших материальных затрат.
При выборе режима испытаний пары трения важно установить определяющие трение параметры. Современная наука называет более 40 параметров,
пригодных для оценки трения и износа [145].
Выбор оптимального сочетания параметров режима испытаний является
сложной задачей. Сложность заключается в том, что необходимо рассматривать
комплекс взаимосвязанных параметров и процессов.
Преимущество узлов трения лабораторных испытательных машин в
сравнении с натурными узлами трения – в их конструктивной простоте и малых
габаритах, это обеспечивает экономичность лабораторных испытаний. С другой
стороны, указанная упрощенность и малые габариты образцов могут привести к
существенному расхождению результатов лабораторных и натурных испытаний. Разная макрогеометрия контакта, отсутствие какого-либо геометрического
подобия лабораторного и натурного узлов трения обусловливают различный
характер контактирования, соотношение фактической, контурной и номинальной площадей и распределение контурных участков по номинальной площади;
изменяет условия взаимодействия фрикционного контакта с окружающей средой и т.д.
Проблема лабораторных испытаний образцов асбофрикционных материалов наиболее полно можно решить на основе моделирования с применением
179
методов физического подобия, определяющих явления трения. В настоящее
время эта проблема решается [145].
Машины для лабораторных испытаний на трение и износ в зависимости
от характера макроконтакта и взаимного перемещения трущихся элементов делятся на восемь видов [29, 145].
По кинематическому признаку машины делятся на два класса: машины
поступательного движения и машины возвратно-поступательного движения.
Внутри каждого класса различают две группы: машины торцового трения
и машины трения по образующей цилиндра.
Каждая группа содержит две подгруппы: машины с коэффициентом взаимного перекрытия, стремящимся к единице, и машины с коэффициентом взаимного перекрытия, стремящимся к нулю.
Разделение испытательных машин трения на различные группы и классы
связано с необходимостью обеспечения соответствующего теплового режима,
характера микро- и макроконтактного взаимодействия, условий взаимодействия
фрикционного контакта с окружающей средой.
3.3.1 Отечественные машины для лабораторных испытаний
В практике лабораторных испытаний асбофрикционных материалов в
нашей стране получили применение несколько типов испытательных машин
сухого трения. Это дисковая машина трения И-32 (известна под названием "маятниковый" станок), машины СИАМ-2, И-47-К-54, ИМ-58. Они имеют различное целевое назначение и отличаются режимами работы узлов трения. Ниже
приводится описание указанных машин и методов испытаний.
Машина трения И-32 [86] наиболее широко распространена в промышленности асбестовых технических изделий и применяется главным образом для
контроля качества фрикционных асботехнических изделий на заводах (ГОСТ
1198-93, ГОСТ 1786-95, ГОСТ 15960-96, ГОСТ 10851-94).
Машина И-32 (рис. 3.7) имеет станину 1, на которой установлены две
бабки – подвижная 4 и неподвижная 7. В неподвижной бабке расположен вал,
на одном конце которого насажен приводной шкив, а на другом диск 5. На торцовой поверхности диска располагается фрикционное кольцо – контрэлемент.
Вращение диска осуществляется от электродвигателя 2 через клиноременную
180
передачу 3. К вращающемуся фрикционному кольцу прижимаются образцы,
расположенные в образцедержателе 6. Давление на образцы создается грузом 9
через рычажную систему 8. Возникающий момент трения уравновешивается
маятником 10, на верхнем конце которого укреплена указательная стрелка. Величина момента трения считывается со шкалы.
Рис. 3.7 Схема И-32
Машина трения И-32 относится к типу машин с малым коэффициентом
взаимного перекрытия. Узел трения машины представляет собой массивный
металлический диск с фрикционным кольцом, по которому скользят два образца площадью 12 см2 под удельной нагрузкой 2,7 МПа. Скорость трения при
испытании постоянна и составляет 7,5 м/с, коэффициент взаимного перекрытия
Kвз=0,086. Температура в зоне трения поддерживается в пределах 100…120°С
путем подачи во внутреннюю полость металлического диска охлаждающей воды. Коэффициент трения при указанных условиях определяется как среднее из
10 замеров, производимых через промежутки в 5 мин.
Последовательным ступенчатым увеличением нагрузки до 7,0 МПа можно расширить температурный интервал испытаний на машине трения И-32 до
300°С и выше (мы применяли для этого последовательно возрастающие через
каждые 15 мин удельные нагрузки: 10, 15, 20, 27, 40, 70 Н/см2). Определение
износа проводится за 2 часа непрерывного трения при указанной выше скорости и температуре и постоянном моменте трения, равным 11,6 Н·м.
Машина трения СИАМ-2 [149] предназначена для оценки фрикционноизносных характеристик пар трения при температурах до 350°С (рис. 3.8).
181
Рис. 3.8 Схема СИАМ-2
Машина разработана во ВНИИАТИ и используется на предприятиях
промышленности асбестовых технических изделий. Все узлы машины смонтированы на массивной литой станине 5. Вращение рабочего вала неподвижной
бабки 1 осуществляется от трехскоростного электродвигателя переменного тока
7. Вал неподвижной бабки установлен на шарикоподшипниках в литом корпусе. На валу установлена ведущая головка 2, на которой укреплен чугунный
фрикционный контрэлемент. Ведущая головка полая, в нее может подаваться
вода для охлаждения и регулирования температуры. К контрэлементу поджимаются три образца. Поджатие образцов осуществляется грузом 4 с помощью
двойной рычажной системы. В литом корпусе подвижной бабки располагается
вал 3, на торце которого установлен образцедержатель. Вал опирается на шарики, установленные в сепараторе. Такая конструкция дает возможность валу легко перемещаться в осевом направлении (для создания давления на образцы) и
вращаться вокруг своей оси. Момент трения уравновешивается маятником 6 и
определяется по шкале. Важной особенностью машины трения СИАМ-2 является то, что она снабжена устройством для регулирования момента трения на
заданном уровне. Это достигается автоматическим перемещением груза 4 по
рычажной линейке. Движение грузу сообщает ходовой винт, получающий вращение от реверсивного мотора постоянного тока, закрепленного на коротком
плече рычажной линейки, по командам задатчика потенциометра 8, получающего сигнал от датчика, расположенного на маятнике. Как и машина трения И-
182
32, СИАМ-2 имеет малый коэффициент взаимного перекрытия (Kвз=0,15). Общая площадь трения трех образцов составляет 4,8 см2 (размер образца – 16х10
мм). Испытание проводится при трех различных скоростях скольжения: 3,7; 7,5
и 14,8 м/с. Продолжительность испытания на каждой скорости различна
(уменьшается с увеличением скорости от 50 до 20 мин). На каждой скорости
скольжения трение осуществляется при постоянном крутящем моменте, который поддерживается автоматически за счет изменения удельной нагрузки на
образцы. Указанные условия испытаний на различных ступенях обеспечивают
равенство работ трения. После окончания испытаний на каждой ступени машина трения останавливается и производится замер износа образцов.
Полный цикл испытаний состоит из четырех ступеней в соответствии с
условиями трения, указанными в табл. 3.2.
Таблица 3.2
Режим испытания на машине трения СИАМ-2
Степень Момент Скорость
Продолжи- Температура, Способ регулииспытания трения, скольжения, тельность
°С
рования темпеН·м
м/с
испытания,
ратуры
мин
I
II
III
IV
3.0
3.0
2.5
1.9
3.7
3.7
7.5
14.8
50
50
30
20
50…70
120…120
270…300
350…400
Водяное охлаждение
Не регулируется
Машина трения СИАМ-2 предназначена для контрольных испытаний и в
некоторых случаях может быть использована для предварительной оценки эксплуатационных фрикционно-износных характеристик испытываемой пары трения. Обладая более широкими в сравнении с машиной трения И-32 эксплуатационными возможностями, машина СИАМ-2 обеспечивает более жесткие и надежные контрольные испытания.
Машина трения И-47-К-54 [52] по классификации [125] относится к типу
машин трения с большим коэффициентом взаимного перекрытия. В практике
исследований при необходимости часто изменяют коэффициент взаимного перекрытия до любого необходимого значения. Вариант машины И-47-К-54 выпускается серийно по маркой МФТ-1.
183
Рабочий узел машин И-47-К-54 (МФТ-1) (рис. 3.9) смонтирован на станине 2 и состоит из двух валов, один из которых приводится во вращение электродвигателем 1 постоянного тока с регулируемыми оборотами, а второй расположен в подвижной бабке 3 с возможностью перемещения в направлении
своей оси. Вращающийся вал расположен в подшипниках качения в неподвижной бабке 4. На концах валов расположены образцедержатели с гнездами для установки испытуемых образцов. Гнездо вращающегося вала имеет шаровую опору, что позволяет ускорить процесс приработки и улучшает прилегание поверхностей трения образцов. Осевая нагрузка на образцы создается рычагом 5 с грузом, устанавливаемым на рычажной линейке в определенном положении для данного давления. Сила трения замеряется по углу отклонения маятника 8, жестко связанного с образцедержателем неподвижной бабки и осветителем 9, который направляет луч света на градуированную шкалу 10. Машина снабжена приборами для замера частоты вращения вала 7 и температуры в
зоне трения 6.
Рис. 3.9 Схема И-47-К-54
Пара трения состоит из двух кольцевых образцов, трущихся торцами. Наружный диаметр образцов 28 мм, внутренний – 20 мм. Коэффициент взаимного
перекрытия наиболее часто принимают равным 1.
Испытание проводится по отдельным ступеням в порядке увеличения
скорости скольжения от 0,125 до 7,5 м/с. Продолжительность испытания на ка-
184
ждой ступени составляет 15 мин; на 10-й и 15-й минутах испытания проводятся
замеры момента трения и температуры. Давление при испытании постоянно и
выбирается таким, при котором работает пара трения в исследуемом натурном
узле. При увеличении скорости трения от 0,125 до 7,5 м/с число оборотов вращающегося вала ступенчато увеличивается в следующей последовательности:
100, 200, 500, 700, 1000, 1500, 2000, 3000, 4000, 5000, 6000 об/мин. По мере увеличения числа оборотов (скорости скольжения), температура в зоне трения возрастает и может достигать 1200…1400°С. Используя результаты замера момента трения (по ним рассчитывается коэффициент трения) и температуры по отдельным ступеням испытания, можно построить зависимость коэффициента
трения от температуры.
Для оценки износостойкости элементов пары трения применяются две
программы испытаний – сокращенная и полная. По сокращенной программе
толщина или масса образца замеряются до начала испытания (после предварительной взаимной приработки образцов, продолжающейся до тех пор, пока
вся поверхность трения обоих образцов будет иметь следы износа) и по его
окончании после достижения необходимой температуры. Увеличение числа
оборотов при переходе от одной ступени испытания к другой производится без
останова машины. Износостойкость элементов пары трения оценивается интенсивностью изнашивания, представляющей отношение величины износа
(уменьшение толщины или веса образца) к совершенной за время испытания
работе трения. При сокращенной программе испытаний определяется средняя
величина интенсивности изнашивания за весь температурный интервал испытания. По полной программе толщина и масса образца замеряется до и после
каждой ступени испытания (после каждой ступени машина останавливается и
образцы охлаждаются для проведения замеров). По полной программе испытаний представляется, таким образом, возможным определить зависимость интенсивности изнашивания от температуры.
Машина И-47-К-54 используется для определения фрикционной теплостойкости [148] – свойства фрикционной пары сохранять неизменными коэффициент трения и интенсивность изнашивания в широком диапазоне температур, возникающих при трении. Широкий диапазон изменения скорости
скольжения и температуры, возможность испытаний при разных давлениях и
взаимном перекрытии, возможность определения кинетики изменения коэффи-
185
циента трения и интенсивности изнашивания в зависимости от температуры
позволяют использовать машину И-47-К-54 для исследовательских целей - изучения свойств фрикционных материалов и влияния отдельных факторов на трение и изнашивание; наряду с этим машина И-47-К-54 может применяться и для
контрольных испытаний (ГОСТ 10851-94).
Машина трения ИМ-58 [125] в отличие от рассмотренных выше машин
трения И-32, СИАМ-2 и И-47-К-54 позволяет осуществлять режим нестационарного трения, при котором обычно работают асбофрикционные изделия в Реальных фрикционных устройствах – тормозах, муфтах сцепления и т.д.
На массивной стальной плите 2 (рис. 3.10) в двух подшипниковых опорах
7 и 9 располагается вал. К фланцу вала, расположенному между подшипниковыми опорами, в различных комбинациях могут подсоединяться маховики
большого набора инерционных масс 8 с моментами инерции, равными 1 или 2
г·м2. К другому фланцу вала могут подсоединяться маховики малого набора 6.
Каждый маховик малого набора имеет момент инерции 0,1 г·м2. Наличие указанных наборов инерционных масс дает возможность установить любую массу
с моментами инерции от 0,4 до 15 г·м2.
Рис. 3.10 Схема ИМ-58
Привод вала с массами осуществляется через ступенчатую клиноременную передачу 3 от электродвигателя постоянного тока 1 с регулируемым числом оборотов, что обеспечивает вращение вала с любой частотой от 100 до
6000 об/мин.
186
Между приводным шкивом, закрепленным на приводном валу, который
расположен в опоре 4, и валом инерционных масс располагается зубчатая или
электромагнитная муфта 5. Она позволяет отсоединять электродвигатель со
шкивами от вала инерционных масс перед проведением торможения.
Одна головка – образцедержатель 10 с металлическим образцом пары
трения насажена на переднем конце вала с инерционными массами. Вторая
невращающаяся головка – образцедержатель насажена на подвижный шток
бабки II, которая, перемещаясь на салазках параллельно оси вала машины, позволяет изменять расстояние между образцедержателями. Бабка снабжена рычажным устройством 12 или пневматической системой для создания осевого
усилия на образцы.
Температура в зоне трения фиксируется термопарой, спай которой заделывается в асбофрикционном образце на глубине 1 мм от поверхности трения. Частота вращения вала инерционных масс замеряется стационарно установленным техометром. Определяется количество оборотов вала инерционных
масс с момента начала торможения до его полной остановки. По полученному
числу оборотов рассчитывают коэффициент трения.
Iω 2 k
,
f =
4πpAa RTP nT
где
(3.5)
I – момент инерции;
ω – угловая скорость начала торможения;
р – давление;
Аа – номинальная площадь трения;
RТР – радиус трения;
k – коэффициент, учитывающий влияние сил сопротивления;
nТ – число оборотов вала за торможение.
Испытание на одном из режимов заключается в проведении серии последовательных торможений с заданными параметрами и частотой, ориентировочно два торможения в минуту. Торможения проводятся до тех пор, пока
температура в зоне трения не достигнет заданного уровня. Вообще машина
ИМ-58 может быть использована для моделирования единичных, повторнократковременных и длительных торможений. В последнем случае машина работает в режиме постоянного подтормаживания в течение некоторого промежутка времени. Параметры режима испытаний – скорость, давление, удель-
187
ная работа трения, коэффициент взаимного перекрытия и др. – целесообразно
определять на основе использования методов моделирования трения.
Методы моделирования процесса торможения на машине ИМ-58 предлагаются в работе [125].
Возможность осуществления модельных испытаний позволяет использовать машину ИМ-58 для прогнозирования эксплуатационных характеристик
фрикционной пары в натурных узлах трения. Машина ИМ-58 может быть использована для работы в режиме стационарного трения по методике РТМ6-60
для определения фрикционной теплостойкости.
Все перечисленные отечественные машины производят испытания фрикционных материалов используя торцевое трение. Однако целый ряд фрикционных устройств работает в условиях радиального трения, в которых направление
волокон совпадает с направлением относительной скорости скольжения, что
соответствует, например, процессу трения ленточных фрикционов, для исследования моделей такого фрикционного узла нами была модернизирована машина торцевого трения МИ-1М (см. рис. 3.11) с целью регулирования скорости
и давления на испытуемые образцы.
Рис. 3.11 Машина МИ-1М
188
Для изменения давления было сконструировано нагрузочное устройство
(рис. 3.1). Оно состоит из рычага 1, через шаровую опору 2 соединенного с
державкой 3; в державку вставляется колодка 4 из исследуемого материала.
Схема закрепления фрикционной колодки в державке исключает выброс или
разрушение колодки во время испытаний. Передача усилия на державку через
шаровую опору обуславливает самоориентацию фрикционной колодки на поверхности ролика, за счет чего обеспечивается более полное прилегание рабочих поверхностей. Для изменения в широком диапазоне скорости вращения испытуемого ролика дополнительно изготавливались цилиндрические шестерни,
которые устанавливались на промежуточном валу машины МИ-1М.
Рис. 3.12 Нагрузочное устройство
1 – рычаг; 2 – шаровая опора; 3 – державка; 4 – колодка из фрикционного
материала; 5 – ролик металлический
Измерение температуры в зоне трения осуществлялось с помощью хромель-копелевой термопары, которая устанавливалась по центру колодки параллельно образующей цилиндра трения на расстоянии 0,2…0,3 мм от поверхности. Свободные концы термопары присоединялись к электронному потенциометру со шкалой, проградуированной в градусах °С.
Скорость во время испытаний изменялась в пределах от 0,1 до 2 м/с, а
давление от 0,1 до 1,0 МПа.
Образцы моделей из фрикционного материала изготавливались в виде
колодочек 20x10 мм, а металлические – виде роликов диаметром 40 мм и шириной 10 мм (рис. 3.12).
189
3.3.2 Зарубежные машины для лабораторных испытаний
Из зарубежных лабораторных испытательных машин следует отметить
такие наиболее распространенные машины трения, как итальянские RANZiCUNA и RANZi-LRC, японскую по стандарту Djz. D4411-1971, английскую
фирмы Girling. Всего, как указывается в работе [37], в мире используется около
60 различных лабораторных испытательных машин трения, из них около 2/3 в
США.
Машина RANZi-CUNA применяется для контрольных испытаний асбофрикционных изделий в ряде европейских стран. В нашей стране указанная машина используется на заводах асбестотехнических изделий для оценки качества
асбофрикционных тормозных накладок и накладок сцепления автомобилей
Волжского автомобильного завода.
На литой станине 1 (рис. 3.13) расположен узел трения, состоящий из чугунного диска 5 диаметром 150 мм, к образующей которого прижимается рычагом 8 испытуемый образец 7 размером 22x27 мм. Нагрузка на образец создается
грузом 14, подвешенным на пружине 13 к малому рычагу 12, связанному через
подвеску с большим рычагом 8. машина снабжена устройством для автоматического регулирования постоянного заданного момента трения, устройство состоит из реверсивного электродвигателя 9, который вращает винт 10 и перемещает связанную с ним гайку 11. При перемещении гайки меняется соотношение
плеч рычага 12, вследствие чего изменяется прилагаемое к рычагу 8 усилие и
нагрузка на образец. В качестве датчика момента используется ртутный переключатель. Привод машины осуществляется от электродвигателя 6, жестко связанного с маятником 2, измеряющим момент трения. Коэффициент трения, как
функция продолжительности испытания, записывается механическим самописцем 4. Температура измеряется милливольтметром 3.
Испытание проводится при постоянном моменте трения порядка 10
Н·м. Давление в процессе испытания переменное и зависит от величины коэффициента трения. При изменении коэффициента трения от 0,06 до 0,6 давление
изменяется от 19 до 19 Н/см2. В зависимости от вида испытываемого изделия
(накладка сцепления, накладка барабанного или дискового тормозов) применяется одна из трех скоростей скольжения: 2,25, 3,50 или 5,0 м/с. Температура замеряется один раз в конце испытания пластинчатой термопарой, закладываемой
190
между образцом и диском. Для трех указанных скоростей установившаяся температура должна составлять соответственно 255, 325 или 365°С. После охлаждения образец вновь подвергается испытанию на прежнем режиме. Всего осуществляется три фрикционных нагрева. После третьего нагрева замеряется износ образцов. Продолжительность испытания в зависимости от скорости
скольжения находится в пределах от 42 до 92 мин. (для одного нагрева) так,
чтобы совершенная при трении работа за один нагрев была во всех случаях порядка 1,625 МДж.
Рис. 3.13 Схема Ранци Куна
Режим трения на машине RANZi-CUNA стационарный. В начале испытания температура непрерывно растет, затем достигает указанного предельного
уровня и до конца испытания остается постоянной.
Испытания на машине трения в значительной мере автоматизированы,
поэтому ее применение для контрольных испытаний является весьма удобным.
Машина трения RANZi-LRC используется для той же цели, что и машина
RANZi-CUNA. Основные узлы машины расположены в корпусе 12 (рис. 3.14).
При испытании накладок дискового тормоза узел трения 11 состоит из чугунного диска диаметром 40х17 мм, по поверхности которого трутся три образца
диаметром 9 мм, расположенные на радиусе 30 мм под углом 120°С один по
191
отношению к другому. Для испытания накладок сцепления и накладок барабанных тормозов используются кольцевые образцы диаметром 18x36 мм с поперечным пазом шириной 4 мм для удаления продуктов износа. Привод осуществляется от электродвигателя 5 через клиноременную передачу 6 и муфту 8.
Нагрузка создается набором грузов 4 с помощью рычажной системы 7. Машина
снабжена инерционными массами 9, вращаемыми с частотой до 7000 об/мин.
Нагрузка на образцы создается поворотом ручки 3, при этом одновременно
происходит отключение муфты 8. Число оборотов рабочего вала и температура
фиксируются соответственно техометром 1 и милливольтметром 2. Число оборотов вала при торможении определяется указателем 10. Начальная скорость
трения при торможениях составляет 11,3 м/с для цилиндрических образцов и
10,2 м/с для кольцевых. При испытании цилиндрических образцов давление составляет 26,0 МПа, а при испытании кольцевых – 7,2 МПа.
Испытание на машине RANZi-LRC заключается в проведении серии из 25
последовательных торможений. Темп нагрева и предельная температура регулируются изменением частоты торможений, применением изоляции металлического контрэлемента или воздушным охлаждением узла трения. Предельная температура при испытании накладок сцепления, накладок барабанных
и дисковых тормозов составляет соответственно 320, 365 и 480°С.
Японская машина по промышленному стандарту Djz.D4411-1971 используется для контроля серийно выпускаемых асбестовых фрикционных изделий.
Рис. 3.14 Схема Ранци-ЛРЧ
192
Привод машины (рис. 3.15) осуществляется от электродвигателя 1 через
зубчатую передачу 2. Узел трения состоит из диска 4 с радиусом трения 0,15 м,
к которому поджимаются два образца 5 размером 25×25 мм. Предусмотрена
возможность охлаждения диска 3 водой или его электроподогрев. Нагрузка на
образцы создается с помощью грузов 9 через рычажную систему 8. В качестве
силоизмерителя используется терированная пружина 10. Изменение силы трения записывается на барабане 7, вращаемом электродвигателем 1 через понижающий редуктор. Привод пера самописца осуществляется с помощью цепной
передачи 6. Температура замеряется термопарой, состоящей из серебряной пластинки размером 8x8x0,6 мм, приваренной к хромель-алюмеловой проволоке
диаметром 0,3 мм. Термопара поджимается к поверхности диска силой
100…200 мН.
Рис. 3.15 Схема Джиз. Д4411-1971
Методика испытаний заключается в следующем.
Испытания проводятся при скорости 7 м/с и давлении 10,0 МПа. Перед
испытанием проводят приработку образцов к диску, замеряют толщину образцов в пяти точках и устанавливают в образцедержателе. При заданном Давлении и скорости доводят температуру диска до 100°С и испытывают в течение
10 мин.
Температуру диска поддерживают путем водяного охлаждения, затем
машину останавливают и замеряют износ образцов.
193
Следующее испытание проводят при температуре 150°С, а затем последовательно при 200, 250, 300 и 350°С. Для достижения повышенных температур в необходимых случаях применяют электрообогрев. После испытания
при температуре 350°С в период охлаждения диска через каждые 50°С записывают силу трения, т.е. таким образом определяют восстанавливаемость коэффициента трения. Полученные данные обрабатывают и выражают в виде зависимости коэффициента трения и интенсивности изнашивания от температуры.
Американская машина марки FM-9 применяется для контроля серийно выпускаемых асбестовых фрикционных изделий. Схема машины показана на рис.
3.16.
Рис. 3.16 Схема SFE J.661
Узел трения машины состоит из автомобильного тормозного барабана 6
диаметром 280 мм, к которому прижимается с помощью грузов 3 образец 5
размером 25,4x25,4 мм. Предусмотрен электрообогрев 7 барабана 6. Испытания
проводятся в режиме торможений. Приложение или снятие нагрузки производится пневмоцилиндром 1, управляемым реле времени 8 и клапаном 2. Давление воздуха фиксируется самописцем 9. Замер момента трения осуществляется
с помощью силоизмеригельной штанги 4.
Испытание состоит из 10 этапов. Первоначально при температуре 93°С
194
проводится 20 торможений по 10 с и паузой 20 с при давлении 7,0 МПа и скорости скольжения 4,57 м/с. Это испытание на эффективность торможения. Второй и третий этапы соответственно испытания на определение потери эффективности и ее восстанавливаемость. Определение потери эффективности производится путем проведения серии торможений при давлении 10,5 МПа и скорости Скольжения 6 м/с до тех пор пока температура барабана не достигнет
288°С.
Для определения восстанавливаемости коэффициента трения после
фрикционного нагрева барабан охлаждают и при охлаждении на каждые 28°С
производят контрольные торможения для определения зависимости коэффициента трения от температуры по мере ее снижения через каждые 28°С.
Следующим этапом является определение износостойкости. Проводится 100
торможений при давлении 10,5 МПа, скорости скольжения 6 м/с и температуре
начала торможения 204°С. После износных испытаний повторяются последовательно испытания на потерю эффективности, восстанавливаемость и
эффективность торможения. Продолжительность непосредственно испытания
составляет около 2 ч, но, если учесть время межоперационного охлаждения узла трения и время, необходимое для соответствующих замеров, то фактическая
продолжительность испытания будет значительно больше.
Машина трения английской фирмы Girling, занимающейся разработкой и
испытанием автомобильных тормозов, используется для модельных испытаний
асбофрикционных материалов.
По принципу действия машина Гирлинг подобна отечественной машине
ИМ-58, т.е. это машина инерционного типа. Машина (рис. 3.17) состоит из станины, на которой установлен приводной электродвигатель 2 с вариантом скоростей 1, что позволяет развивать на рабочем валу до 8000 об/мин. Узел трения
состоит из диска 4, к которому поджимается фрикционный секторный образец
5. Наружный диаметр образца 79 мм, внутренний – 45. Коэффициент взаимного
перекрытия выбирается таким же, как и в натурном тормозе. Важной особенностью машины является то, что она снабжена пневматическим устройством, позволяющим осуществлять испытание при постоянном заданном крутящем моменте. Для сокращения времени охлаждения узла трения после испытания используется вентилятор 3.
195
Рис. 3.17 Схема машины фирмы Гирлинг
Моделирование трения накладок барабанных тормозов проводилось на
кольцевых образцах при торцовом трении. Машина снабжена регулируемым
набором инерционных масс. Масштабный коэффициент (здесь отношение площадей трения) выбирали в пределах 10…40 так, чтобы обеспечить равенство
удельных работ трения модельного и натурного тормозов. Ниже приведены
масштабные формулы для выбора параметров модельного узла трения и Размеры одного из модельных тормозов дискового типа (при масштабном коэффициенте S=10):
Диаметр диска
D=D/S1/2 =79 мм.
Толщина диска
T/S1/2=6,3 мм.
Площадь трения
A/S=3,2 см2.
Ширина дорожки трения
W/S1/2=17 мм.
Эффективный радиус трения
R/S1/2=30 мм.
Режим трения подбирался из условия обеспечения равенства начальных
скоростей, давления и удельной работы трения на модельном и натурном тормозных узлах.
Машина трения CSN 303402 (по стандарту CSN 303402 предприятия
Осинек (Чехия)) применялась для контрольных испытаний.
196
Узел трения машины состоит из массивного диска, по образующей которого при вращении трется испытываемый асбофрикционный образец 37,5x40
мм. Диск-контрэлемент диаметром 300 мм, толщиной – 50 мм имеет герметичную внутреннюю полость, в которую может подаваться вода для охлаждения.
Испытания всех материалов проводятся при постоянном давлении – 10
МПа и различных скоростях скольжения: 2; 3; 5; 8 м/с. При каждой из указанных скоростей испытание ведется до предельной температуры 300°С. При
температурах 50; 100; 150; 200; 250 и 300°С трение осуществляется по 10 мин;
заданная температура достигается либо за счет водяного охлаждения диска
(при сравнительно высоких скоростях скольжения), либо за счет предварительного прогрева диска при трении другого образца из испытываемого
материала.
Машина трения по SAE.j.661 (американская машина трения по рекомендации SAE.j.661) применяется для доводочных испытаний новых тормозных материалов и для контрольных испытаний выпускаемой продукции.
Узел трения машины состоит из автомобильного тормозного барабана
диаметром 280 мм и шириной 72 мм, по внутренней рабочей поверхности которого трется фрикционный образец размером 2,54x2,54 мм. Удельная нагрузка
при испытании составляет 10,5 МПа. Испытание может проводиться при трех
различных скоростях трения: 3; 4; 6 (6,1) м/с в режиме стационарного или нестационарного трения. Для работы при нестационарном трении машина снабжена автоматически работающим пневматическим устройством, периодически
снимающим и подающим нагрузку на испытываемый образец. По одному из
режимов продолжительность торможения составляет 10 с, а цикличность торможений – 20 с. Предельная температура при испытании составляет
285…850°С; для обеспечения установленной температуры применяется дополнительный обогрев тормозного барабана с помощью электрического нагревателя.
Особенностью методики SAE.j.661 является то, что зависимость коэффициента трения от температуры определяется не только в период нагрева узла
трения, но и в период его охлаждения после достижения предельной заданной
температуры.
Машина трения FAST разработана американской фирмой "Форд" и применяется главным образом для контрольных испытаний.
197
Узел трения машины состоит из диска диаметром 178 мм и толщиной 38
мм; по торцу диска трения образец площадью 3,22 см2. Скорость трения при
испытании постоянна и равна 7 м/с. Испытание тормозных материалов производится при постоянном моменте трения, накладок сцепления - при постоянном
давлении. Продолжительность испытания 90 минут.
По утверждению авторов машина трения обладает хорошими избирательностью, воспроизводимостью результатов, чувствительностью к колебаниям состава и свойствам испытываемых материалов.
Машина трения Girling (машина трения и методика английской фирмы
Girling).
3.3.3 О современных проблемах лабораторных испытаний
фрикционных материалов на трение и износ
При назначении режима испытаний весьма важным является выбор оптимальных значений основных параметров, определяющих трение: давления,
скорости скольжения, теплового режима и др. Оценим в этом плане существующие методы лабораторных испытаний фрикционных материалов.
Отечественные и зарубежные методы лабораторных испытаний на трение
и износ охватывают контрольные испытания, исследовательские и модельные.
При оценке режимов испытаний это существенно.
Контрольные испытания проводятся преимущественно при стационарном
трении. Исключение составляет методика по SAE.J.661, где наряду со стационарным трением предусматривается возможность проведения испытаний при
циклическом взаимодействии контактирующих поверхностей.
Модельные испытания для обеспечения наибольшего подобия проводятся
на инерционных машинах трения в режиме торможений (советская методика на
машине трения ИМ-58, английская методика фирмы Girling).
При выборе давления можно отметить два различных подхода – испытания при постоянном заданном давлении и испытания при постоянном заданном
моменте трения. В последнем случае давление в процессе испытаний не является постоянным, изменяется в зависимости от величины коэффициента трения.
Подобный подход к выбору давления физически обоснован.
В таких узлах трения, как муфты сцепления, давление создается нажим-
198
ными пружинами и остается в процессе эксплуатации постоянным, если пренебречь некоторым его снижением по мере износа накладок. В отличие от сцеплений в тормозах транспортных машин давление не постоянно. При эксплуатации экипажа водителя не интересует, при каком давлении работает тормоз, его интересует замедление, возможность остановить экипаж на определенном участке пути. Для обеспечения необходимого замедления тормозные
накладки с малым коэффициентом трения работают при более высоком давлении в сравнении с накладками, имеющими больший коэффициент трения. Условием получения необходимого замедления является обеспечение определенного момента трения.
Возможность испытаний при постоянном моменте трения предусматривается советскими методиками на машинах И-32 и СИАМ-2, итальянской –
на машине RANZi-CUNA.
Говоря о величине основных определяющих параметров, необходимо отметить, что при контрольных испытаниях давление выбирается в известной мере произвольно и не соответствует реальным значениям давления в натурных
узлах; то же можно сказать и о скорости скольжения. При модельных испытаниях в ряде известных зарубежных методик (методика Гирлинга) давление или
замедление и скорость скольжения выбирают из условия их равенства на модели и в натуре. Подобный способ определения параметров модельных режимов
применяли несколько лет назад в период начальных работ по разработке аппарата теории моделирования трения.
В настоящее время разработаны более совершенные методы моделирования, основанные на применении методов физического подобия основных
процессов, определяющих трение. Эти методы в последнее время начинают находить применение и за рубежом.
В табл. 3.3 приведены основные параметры режимов трения на лабораторных машинах, применяемых для контрольных испытаний.
Наибольшее внимание при построении методик уделяется температурному режиму трения. Для обеспечения определенного температурного режима
или заданной предельной температуры используют различные способы: подбирают необходимую нагрузку, скоростной режим, размеры и форму образцов,
коэффициент взаимного перекрытия и др. При выборе размеров образцов часто
исходят из условий возможности их изготовления из натурных изделий.
199
Недостатком большинства рассмотренных отечественных и зарубежных
методов лабораторных испытаний является отсутствие геометрического моделирования при выборе макрогеометрических характеристик узлов трения лабораторных испытательных машин. Как ранее указывалось, форма и размеры образцов, коэффициент взаимного перекрытия, характер контактирования являются факторами, влияющими на условия взаимодействия фрикционного контакта с окружающей средой и в связи с этим на развитие физико-химических
явлений в зоне трения, приводящих к изменению фрикционно-износных характеристик. Выполненные в настоящее время исследования позволяют в ряде
важных случае моделировать физико-химические явления и, таким образом,
существенно повышать общую полноту моделирования трения асбофрикционных материалов.
Таблица 3.3
Основные параметры режимов на машинах трения
Марка машины
Давление,
Скорость
Коэффициент Предельная
МПа
скольжения, взаимного пе- температура,
м/с
рекрытия
°С
И-32
2,7
7,5
0,086
300
И-47 (МФТ-1)
3…50
0,125…7,5
0,25…1,0
1400
СИАМ-2
0…12*
3,7…14,8
0,15
400
RANZi-CUNA
1,9…19*
2,25…5
0,057
365
RANZi-LRC
25
11,3
0,075
480
по CSN 303402
1,0
2…8
0,04
300
по SAE.J.661
10,5
3…6,1
0,008
350
FAST
7
0,032
300
Djz.D411-1971
10,0
7,0
0,053
350
* Испытания проводятся при постоянном моменте трения (МТР).
3.4 Методика проведения испытаний
Для проведения испытаний моделей фрикционного узла были выбраны
четыре давления: q={0,12; 0,3; 0,6; 1,0} МПа и четыре скорости скольжения:
V={0,5; 1,0; 1,5; 2,0} м/с.
200
Проведенные нами предварительные исследования показали, что температура в зоне трения фрикционного узла лесных машин составляет 100…120°С.
В соответствии с этим при испытании моделей в зоне трения выдерживалась
температура 120°С.
Испытания начинались с притирки образцов в условиях, соответствующих дальнейшим исследованиям, т. е. при той же скорости скольжения, удельном давлении и температуре. Путь трения STP на притирку равнялся 400 метрам, это расстояние соответствовало полной приработке исследуемых образцов
S = πDn,
(3.5)
где
D – диаметр ролика;
n – число оборотов испытуемого ролика.
Износ определялся через каждые 500 м пути. Делалось три замера, т.е. весь
путь составлял 1500 м. Коэффициент трения фиксировался по счетчику интегратора машины МИ-1М при достижении температуры 120°С в зоне контакта
фрикционных пар. Износ фрикционных колодочек определялся весовым способом на аналитических весах с точностью до 0,1 мг.
3.4.1 Методика проведения макетных испытаний
Для определения зависимости между углами давления в концевых звеньях ленточного фрикциона внутреннего типа и моментом, передаваемым этим
фрикционом, варьировались величины углов давления γ T и γ t , величина давления в рабочем цилиндре Р0, положение тормозного шкива относительно шлицов вала и частота его вращения.
При статических исследованиях принималось: γ T =(65°; 58°; 51°; 44°;
37°}; γ t ={65°; 58°; 51°; 44°; 37°}; Р0={0,2; 0,4; 0,6; 0,8} МПа.
При динамических исследованиях принималось: γ T ={65°; 58°; 51°};
γ t ={65°}; Р0=0,4 МПа.
Частота вращения шкива варьировалась n={20; 35; 50} об/мин.
Материалы асбофрикционных накладок и шкивов соответствовали п.
3.2.1, причем каждая асбофрикционная накладка испытывалась со всеми металлическими шкивами для простой ленточной муфты, а для реверсивной муфты
испытывался шкив из стали 45 с асбофрикционной накладкой 6 KB-10.
201
Давление между фрикционной накладкой и шкивом определялось с помощью датчиков давления (см. рис. 3.4).
По окружности тормозного шкива было установлено четыре мембранных
датчика, а за счет перестановки тормозного шкива на шлицах вала при статических исследованиях замеры давления производились через 36° по периметру
фрикционной ленты.
Перед началом опытов на заякоренном и управляемом концах фрикциона
устанавливались соответствующие углы γ T и γ t .
При статических испытаниях вначале включался масляный насос и дифференциальным клапаном регулировалось давление в гидроцилиндре ленточного фрикциона. После полного прилегания фрикционной ленты к внутренней
поверхности тормозного шкива включался насос механизма нагружения. Реверсивный золотник перемещался в положение, соответствующее прямому направлению момента. Давление с помощью редукционного клапана увеличивалось до тех пор, пока тормозной шкив не проворачивался. После этого золотник
переключался на реверс и осуществлялось обратное движение тормозного шкива. В динамическом режиме перед началом испытаний, кроме углов давления γT
и γt, устанавливалось давление в гидроцилиндре фрикциона, частота и направление вращения тормозного шкива. Затем включались насосы, подающие масло
в гидромотор, и после достижения соответствующей скорости вращения тормозного шкива, он затормаживался фрикционом.
По результатам обработки осциллограмм определялась величина момента, передаваемого фрикционом, в зависимости от γ T и γ t . Для каждого значения γ T и γ t производилась трехкратная запись осциллограмм и соответствующее усреднение результатов.
При статических испытаниях, кроме этого, определялась зависимость
момента МT от давления Р0 в системе управления фрикционом, а также величина давления между фрикционной накладкой и шкивом.
3.4.2 Методика обработки результатов испытаний
Относительная износостойкость фрикционных пар должна определяться
применительно к назначению фрикционных материалов: поглощение кинетической энергии поступательно движущегося груза и вращающихся масс привода
AКИН = АТР .
(3.6)
202
Кинетическая энергия
АКИН
где
где
mv 2 Jω 2
=
+
,
2
2
m – масса груза;
v – скорость груза;
J – приведенный момент инерции вращающихся масс привода;
ω – угловая скорость вала привода (быстроходного).
Работа, затрачиваемая на трение
АTP = PTP STP ,
(3.7)
(3.8)
РTP – сила трения;
STP – путь трения.
Здесь предполагается постоянство силы трения при постоянном давле-
нии.
Сила трения равна:
PTP = μN = μqF ,
где
μ – коэффициент трения;
N – сила нормального давления;
q – давление между фрикционными поверхностями;
F – площадь поверхности соприкасающихся фрикционных пар.
Путь трения равен:
STP = πDn,
(3.9)
(3.10)
где
n – угловой путь (число оборотов) испытываемого ролика.
Известно, что для различных фрикционных пар величина коэффициента
трения различна. А так как величина работы трения должна быть во всех опытах одинакова (АТP=const), то для соблюдения этого условия следует принимать
различную величину пути трения.
Подсчет величины работы трения образцов производится по формуле
ATP = M TP nоб.инт.,
(3.11)
где
МTP – момент груза на маятнике;
nоб.инт. – угловой путь (число оборотов) счетчика интегратора.
Подставляя выражения (3.10) и (3.11) в выражение (3.9) получим:
А
РТР = ТР .
SТР
(3.12)
203
Коэффициент трения будет равен:
Р
μ = ТР .
N
Износ Иi, соответствующий одинаковой работе трения
И i(пр) = И max
где
μmin
,
μi
(3.13)
(3.14)
μmin – наименьший коэффициент трения;
И max – износ, соответствующий максимальному пути трения пары при
коэффициенте трения μ max ;
μi – коэффициент трения, при котором определяется износ.
Вследствие дисперсии свойств и состава применяемого сырья, вариации
параметров технологического процесса, структурной неоднородности асбофрикционных материалов их физико-механические свойства не являются строго
детерминированными. При определении механических характеристик асбофрикционных материалов, как правило, наблюдается большой разброс результатов. Разброс показателей зависит также от погрешностей методов испытаний,
обусловленных погрешностью контрольно-измерительных приборов, неточностью считывания их показаний, наличием допусков на величины параметров
условий испытаний и другими причинами. Поэтому каждый результат испытаний или среднее из нескольких испытаний в известной мере являются случайными величинами. Для определения таких величин необходимо дополнительно
указывать доверительный интервал и доверительную вероятность (коэффициент надежности).
Статистическая обработка результатов эксперимента дает возможность
определить с известной степенью надежности характеристики материала на основании испытания конечного числа образцов.
Для статистической обработки опытных данных необходимо знать закон
распределения исследуемой случайной величины. Большое число независимых
факторов, влияющих на разброс результатов и их случайный характер, позволяет предположить, что закон распределения механических свойств асбофрикционных материалов, как и других конструкционных пластмасс, близок к нормальному. Экспериментальные исследования это подтвердили.
Основными статистическими характеристиками, применяемыми для первичной
обработки данных, являются: среднее арифметическое значение X, являющееся
204
математическим ожиданием определяемой величины; среднее квадратичное отклонение σ, характеризующее разброс опытных данных, и коэффициент вариации ω - относительная величина рассеивания; Х1; Х2; … ; Хn – значения показателей полученных при испытаниях; n – число показателей
X=
(X + X )
2
σ=
1
X1 + X 2 + X 3 + K + X n 1 n
= ∑ xi ;
n
n i =1
(3.15)
+ (X − X 2 ) + K + (X − X n )
1 n
( X − X i )2 ; (3.16)
=
∑
n −1
n − 1 i =1
2
2
ω=
σ
.
(3.17)
X
Приведенные формулы удобны для обработки относительно небольшого
количества опытных данных. При большом числе измерений (более 100) используют различные приближенные способы определения статистических характеристик.
Во избежание грубых ошибок измерения результатов, резко отличающихся от среднего неправильного использования средств измерения, ошибки в
отсчетах показаний, записях или вычислениях, должны быть исключены. Для
этого рассчитывают среднее арифметическое X, среднее квадратическое отклонение σ и определяют величину дроби
X −X
X − X min
или
,
(3.18)
ω = max
ω=
σ
σ
где ω и ω – соответственно нормированные максимальные и минимальные
выборочные отклонения величины X, которая должна быть меньше определенной величины ω0, зависящей от числа испытаний n.
Таблица 3.4
n
ω0
Квантели (ω0) распределение величины ω
3
4
5
6
7
8
9
10
20
30
40
50
1,41 1,69 1,87 2,00 2,09 2,17 2,23 2,29 2,62 2,79 2,90 2,90
Если значения ω или ω' больше ω0, то Хmax или Xmin или оба значения отбрасываются и расчет повторяется.
Совершенно точно свойство материала можно определить, испытав бесконечно большое количество образцов. При испытании нескольких образцов
205
свойство материала определяется с доверительной вероятностью L в доверительном интервале, т.е. с некоторой предельной относительной погрешностью
γ. Величину доверительной вероятности для механических испытаний обычно
принимают 0,95.
Чем с большей вероятностью и меньшей погрешностью требуется определить свойство материала, тем больше количество образцов требуется испытать.
Необходимое число испытаний для определения свойства материала с заданной вероятностью и с заданной погрешностью зависит и от дисперсии
свойств материала, характеризующейся коэффициентом вариации. При увеличении последнего для сохранения надежности полученного результата требуется увеличить количество испытуемых образцов.
Необходимое для испытаний количество образцов определяется по формуле
n≥
где
t 2ω 2
γ2
,
(3.19)
t – коэффициент, при доверительной вероятности 0,95, равный 1,96;
ω – коэффициент вариации
Для обеспечения необходимых рабочих характеристик асбофрикционных
материалов, работающих в сложных и многообразных условиях, к ним предъявляются многочисленные требования. Главные из них – необходимый уровень
коэффициента трения, достаточно хорошая фрикционная теплостойкость, высокая износостойкость, удовлетворительная прочность и некоторые другие. Это
комплексные оценочные характеристики, уровень которых определяется рядом
элементарных характеристик асбофрикционного материала. Выбор необходимого по объему комплекса методов физико-механических испытаний зависит
от их цели – проведение исследований при разработке фрикционного материала, оценка качества готовой продукции или приемочный контроль, оценка возможности применения асбофрикционного материала в определенных условиях
эксплуатации.
Для оценки фрикционно-износных характеристик при разработке фрикционных материалов преимущественное применение находят испытания на
машинах трения. Для исследования влияния отдельных факторов на коэффициент трения применяют испытания на твердость и срез, модуль упругости и др.;
206
при исследовании износных характеристик учитывается прочность при разрыве, деформационные и усталостные свойства; для оценки фрикционной теплостойкости важное значение имеют теплофизические характеристики – теплоемкость, теплопроводность, температуропроводность.
При исследовании прочностных характеристик асбофрикционных материалов проводят многочисленные статические и динамические испытания на
прочность, При этом имеют значения теплофизические свойства материалов,
тепловая усадка и коэффициент линейного расширения, упругопластические
свойства материалов, их реологические и усталостные характеристики.
При контроле качества выпускаемой заводами АТИ продукции обычно
Достаточно ограничиться определением лишь ограниченного количества показателей, таких как коэффициент трения и износ, фрикционная теплостойкость
и некоторые другие. Показатели контрольных испытаний, как указывать, должны быть чувствительны к изменениям свойств материалов, обусловленных возможными нарушениями технологического процесса изготовления асбофрикционных изделий. С целью исключения необоснованного расширения объема испытаний, показатели контрольных испытаний должны быть взаимно независимы.
Для оценки рабочих характеристик асбофрикционных материалов в заданных условиях эксплуатации применяются лабораторные модельные испытания, которые в настоящее время получают широкое развитие, как в РФ, так
и за рубежом и по мере их усовершенствования область применения их будет
расширяться.
Есть основания полагать, что имеющиеся данные и результаты последующих исследований в области свойств и методов испытаний асбофрикционных материалов позволят установить научно обоснованные нормы значений
отдельных физико-механических показателей для различных условий эксплуатации изделий, и в дальнейшем явятся вкладом в решение проблемы создания
асбофрикционных материалов с заранее заданными свойствами.
207
3.4.3 Методика определения коэффициента трения,
необходимого для экспериментальной проверки момента
на макетах
Для проверки величины зависимости момента от углов давления в концевых звеньях ленточного фрикциона внутреннего типа по полученным теоретическим уравнениям следует учесть переменность величины коэффициента трения μ , который зависит от значений t°C, P и V [86]. Учитывая, что скорость
скольжения V и температура t°C в эксперименте не меняется, остается учесть
лишь влияние давления на величину μ .
Давление на колодке управляемого конца ленты определяется системой
управления:
P cos γ t
,
(3.20)
qkt = t
0,5 DT Bα t
где
Pt – усилие на рычаге включения (см. 2.48);
DT, γ t , α t – см. рис. 2.5;
В – ширина фрикциона.
Давление в гибкой части ленты возле колодки управляемого конца
sin(γ T + ρt )
,
(3.21)
qt = Pt ⋅
0,5 DT B cos ρt
где
ρt – угол трения, соответствующий давлению qt.
Среднее давление по периметру гибкой части фрикциона
q
q0 = t e μ0α 0 ,
α 0 μ0
где
(3.22)
μ0 – коэффициент трения, соответствующий давлению q0. Давление на
заякоренной колодке – (см. 2.84, 2.81)
qt e μ0α 0 cos γ T cos ρT
qkt =
,
αT sin (γ T − ρT )
где
(3.23)
ρT – угол трения, соответствующий давлению qKT.
Таким образом, видно, что по периметру фрикциона давление существенно переменно, следовательно, коэффициент трения также должен меняться.
Поэтому для проверки формулы (2.67) следует оперировать средней величиной
коэффициента трения, которую определяем по формуле:
208
μ=
qtα t μt + q0α 0 μ0 + qT αT μT q tα t μt + qt e μ0α 0 + qT α T μT
,
=
1
μ0α 0
qα
qtα t + qt e
+ qT αT
(3.24)
μ0
где
q=
qktα t + q0α 0 + qktαT
α
.
(3.25)
Зависимость μi = μi (qi ) во фрикционе полагаем пропорциональной зависимости, устанавливаемой в результате модельных исследований; коэффициент
пропорциональности обозначим K μ . Его величина может быть установлена
только экспериментально ввиду сложности физической природы процесса трения.
3.4.4 Методика обработки осциллограмм
Расшифровка осциллограмм проводилась известным методом [136]. Все
измеряемые параметры определялись по наибольшей ординате. Обработка полученных данных проводилась в следующей последовательности [70]:
1. Вычислялось среднее значение измерений
а=
где
1 n
∑ ai ,
n i =1
(3.26)
n – количество измерений.
2. Находились погрешности отдельных измерений
Δai = a − ai .
(3.27)
3. Вычислялись квадраты погрешностей отдельных измерений ( Δai )2 .
4. Определялась средняя квадратичная погрешность результата серии измерений
n
ΔS a =
∑ (Δai )2
i =1
n(n − 1)
.
(3.28)
5. Задавалось значение надежности α [63].
6. Определялся коэффициент Стьюдента t α (n) для заданной надежности
α и числа произведенных измерений n.
209
7. Находились границы доверительного интервала (погрешность результата измерений)
Δa = tα (n ) ⋅ ΔSa .
(3.29)
8. Окончательный результат записывался в виде
a = a ± Δa.
(3.30)
9. Оценивалась относительная погрешность результата серии измерений
Δa100%
E=
.
(3.31)
a
3.5 Анализ результатов исследований модельных и макетных
фрикционных узлов
3.5.1 Зависимость коэффициента трения от скорости относительного
скольжения и давления, полученного на моделях
Характер изменения величины коэффициента трения от скорости относительного скольжения v и давления q для различных моделей металлических образцов (ролики) в паре с фрикционным материалом (колодочки) 6 KB10 представлен на рис. 3.18.
Зависимость коэффициента трения от ν и q для различных моделей
фрикционных материалов в паре с роликом из стали 45 представлена на рис.
3.19. Из приведенных графиков видно, что коэффициент трения уменьшается с
увеличением давления и скорости относительного скольжения. Это подтверждается и данными других исследователей [15, 78]. Самый высокий коэффициент трения имеется фрикционная пара вальцованная лента 6 КВ-10 – чугун ВЧ
45 ( μ =0,61), а самый низкий – у вальцованной ленты 8-45-62 в паре с чугуном
АЧС-5 ( μ =0,33). Коэффициент трения вальцованных лент 6 КВ-10, 8-229-63, 845-62 в паре со сталью 45 и чугуном СЧ 18 занимает промежуточное положение
и значительно отличается один от другого. Рассматривая значения коэффициента для всех исследуемых сочетаний фрикционных пар (приложение 1), можно
отметить, что коэффициент трения в исследуемых диапазонах скоростей и давлений изменяется на 10…20 %, причем с увеличением давления от 0,12 до 1,0
МПа коэффициент трения уменьшается на 10…15 %, а с возрастанием относительного скольжения от 0,5 до 2,0 м/с снижается до 15…20 %. Из этого следует,
210
что скорость относительного скольжения оказывает несколько большее влияние на коэффициент трения, чем давление между фрикционной лентой и тормозным шкивом.
Рис. 3.18 Зависимость μ от q и ν для различных моделей металлических
образцов в паре с вальцованной лентой 6 KB-10: 1 – чугун ВЧ 45; 2 – сталь
45; 3 – чугун СЧ 18; 4 – чугун АЧС-5.
211
Рис. 3.19 Зависимость μ от q и ν для стали 45 с различными вальцованными
лентами: 1 – 6 КВ-10; 2 – 8-229-63; 3 – 8-45-62.
212
3.5.2 Зависимость величины износа фрикционного материала от
скорости относительного скольжения и давления,
полученного на моделях
Характер измерения величины износа от скорости относительного скольжения и давления представлен на рис. 3.20, 3.21. На рис. 3.20 показана зависимость величины износа от давления для стали с вальцованными лентами 6 КВ10, 8-45-62, 8-229-63. Скорость скольжения при этом равнялась 1 м/с. Как видно из приведенных графиков, величина износа увеличивается с повышением
давления. При этом наибольшей износостойкостью обладает вальцованная лента 8-229-63, лента 6 КВ-10 имеет несколько большую величину износа, а 8-4562 занимает промежуточное значение, причем незначительно отличается от 6
КВ-10.
На рис. 3.21 показана зависимость величины износа от скорости относительного скольжения при давлении 0,3 МПа. На графиках приведены зависимости для вальцованной ленты 8-229-63, обладающей наименьшей величиной износа, в паре с металлическими роликами из стали 45 и чугунов СЧ 18, ВЧ 45,
АЧС-5. Из графиков видно, что с увеличением скорости относительного скольжения величина износа уменьшается. Наибольший износ наблюдается у вальцованной ленты 8-229-63 в паре с роликом из стали 45, а наименьший – с роликом из АЧС-5. Износостойкость вальцованных лент в паре с чугунами из ВЧ 45
и СЧ 18 занимает промежуточное положение.
Из приведенных графиков можно сделать вывод, что давление оказывает
большее влияние на износ, чем скорость относительного скольжения, т. е. при
изменении скорости относительного скольжения от 0,5 до 2,0 м/с величина износа увеличивается на 45…50 %, а при изменении давления от 0,12 до 1,0 МПа
– в 2,5…3 раза.
213
Рис. 3.20 Зависимость величины износа от давления для стали 45 с различными
вальцованными лентами: 1 – вальцованная лента 8-229-63; 2 – вальцованная
лента 8-45-62; 3 – вальцованная лента 6 KB-10; U/Ui – износ, соответствующий
одинаковой работе трения
214
Рис. 3.21 Зависимость величины износа от скорости относительного
скольжения для различных моделей металлических образцов в паре с
вальцованной лентой 8-229-63: 1 – сталь 45; 2 – ВЧ 45; 3 – СЧ 18; 4 – АЧС-5;
U/Ui – износ, соответствующий одинаковой работе трения
3.5.3 Влияние углов давления на величину момента, передаваемого
ленточными фрикционами внутреннего типа
Для проверки теоретической зависимости момента Мт, передаваемого
ленточным фрикционом внутреннего типа, от углов давления в концевых
звеньях γ T и γ t , а также определения конкретных оптимальных величин указанных углов были проведены соответствующие стендовые испытания.
В процессе эксперимента нами определялись величины РТ, Pt и МТ методом тензометрирования. На основании обработки полученных при этом осциллограмм построены графики 3.23, 3.24. Наряду с перечисленными показателями
на каждой осциллограмме производилась запись давлений под колодками и в
гибкой части ленты (в четырех местах), которые использовались при построении графиков распределения давления по периметру ленты.
215
Типовая осциллограмма записи параметров при статических исследованиях макета ленточного фрикциона в случае прямого направления вращения
приведена на рис. 3.22. Углы давления в концевых звеньях соответствовали:
γ T =44°, γ t =65°, давление в гидроцилиндре фрикциона Р0=0,4 МПа, материал
шкива – сталь 45, фрикционной ленты – 6 KB-10.
Как видно из осциллограммы, при включении гидроцилиндра усилие в
управляемом конце ленты резко (около 1 с) возрастает от нуля до своего почти
номинального значения, равного 2400 H. Далее, по мере удаления от управляемого конца ленты момент, а, следовательно, и давление возрастает по экспоненте.
На осциллограмме обозначены давление qkt под колодкой управляемого
конца, q1 в гибкой части ленты (соответствует точке ( α 2 =36°), q2 – также на
гибкой части ленты ( α 3 =72°) и давление qKT под колодкой заякоренного конца
ленты.
Усилие в заякоренном конце ленты РТ, давление под колодкой qKT, а также момент МТ изменяются почти синхронно. Время полного включения муфты
составляет около 4 с.
Данные этой осциллограммы (с учетом повторности записей) были использованы для определения средней величины коэффициента трения в ленточной муфте для испытываемой пары фрикционных материалов. Величина коэффициента трения необходима для построения графиков зависимостей
МТ=МТ( γ T , γ t ).
Рассмотрим более подробно порядок определения коэффициента трения.
Из осциллограмм определяем: РТ=26000 H, Pt=2400 H, МТ=5310 H·м, по которым находим: qКТ=1,27 МПа, qkt=0,11 МПа, затем производятся расчеты по алгоритму. В результате получаем значения μ =0,49.
Kμ =
где
μ*
≅ 1,1,
μ
(3.32)
μ * – коэффициент трения для данной пары фрикционных материалов, по-
лученный на моделях.
216
Рис. 3.22 Осциллограмма вращающегося момента и усилий в концевых звеньях
ленточного фрикциона внутреннего типа при статических испытаниях
При счете потребовалось всего три повторности, т. е. процесс – быстро
сходящийся. Соответствующая точка нанесена на рис. 3.23, причем, по условию, в этой точке теоретические и экспериментальные значения моментов
должны совпадать.
Для построения последующих точек теоретических кривых использовались значения Pti, MTi и PTi, взятые из остальных осциллограмм. По этим данным определялись величины qKT, μT , а затем и μ , который необходим для расчета теоретической величины МT, по формуле (2.67).
На графике (рис. 3.23) показано изменение момента, передаваемого ленточным фрикционом (шкив из стали 45 в паре с асбофрикционной накладкой 6
KB-10) в зависимости от углов давления γ T (кривая 1) и γ t (кривая 2). Обе кривые построены для множества значений γ T ={37°, 44°, 51°, 58°, 65°}, γ t ={37°,
44°, 51°, 58°, 65°}. Кривая 1 построена при фиксированном угле давления
γ t =65° и переменном угле давления γ T , а кривая 2 – при фиксированном угле
давления γ T =44° и переменной γ t .
Как видно из графиков, при изменении угла давления γ T (кривая 1) от
65° до 37° момент МT увеличивается с 4400 до 8200 H·м, т. е. более чем в 2 раза.
217
Увеличение момента с уменьшением угла давления γ T сопровождается
соответствующим повышением давления qKT между жесткой колодкой с фрикционной обкладкой и шкивом. Отсюда следует, что в интервале угла
γ T =65°…57° наряду с плавным увеличением момента МT наблюдается соответствующее нарастание давления qKT. При дальнейшем же уменьшении угла γ T
имеет место резкое увеличение давления qKT, которое может привести к аварийному разрушению фрикционных накладок. В частности при проведении
статических испытаний, в том случае, когда угол давления γ T был уменьшен до
35°, произошел разрыв тормозного шкива. Это подтверждает, что неправильный выбор угла давления γT может явиться основной причиной отказов ленточных фрикционов, которые часто наблюдаются в практике и которые были описаны рядом авторов [25, 53].
Кривая 2 показывает зависимость момента от угла давления на управляемом конце фрикциона. При изменении угла γ t в интервале {37°, 65°} момент
МT увеличивается на 12 %.
Сравнивая кривые 2 и 1, можно сделать вывод, что угол давления γ t на
управляемом конце фрикциона оказывает менее существенное влияние на передаваемый этими фрикционами момент, чем угол γ T на заякоренном конце.
На рис. 3.23 нанесены также точки, соответствующие экспериментальным замерам моментов.
Как видно из графиков, экспериментальные точки близки к расчетным
кривым, причем отклонение экспериментальных значений не превышает 15 %,
что свидетельствует о достоверности выведенной нами теоретической зависимости МT=МT( γ T , γ t ).
На рис. 3.23 показана для сопоставления кривая 3 моментов, рассчитанных по формуле Л. Эйлера. При построении кривой 3 была принята для каждого значения γ T такая же величина коэффициента трения, какая была получена в
результате действий по алгоритму. Поэтому для каждого значения угла давления γ T получена, соответственно, различная величина момента МT, отчего кривая 3 не горизонтальна, как это было бы при постоянной величине коэффициента трения.
Из сравнения кривых 1 и 3 видно, что они пересекаются в точке, соответствующей углу давления γ T ≈54°, т. е. при этом значении угла давления момен-
218
ты, рассчитанные по формуле Л. Эйлера и формуле, полученной нами, совпадают. При уменьшении угла γ T до 37° происходит расхождение значений МT,
причем их отношения изменяются от 1 до 1,8, а при увеличении угла γ T от 54
до 65° – отношение уменьшается от 1 до 0,82.
Эти исследования подтверждают сделанный ранее вывод, что при расчете
ленточных фрикционных устройств внутреннего типа формула Л. Эйлера, по
сравнению с предложенной нами, дает большую погрешность, т. к. она не учитывает влияния углов давления γ T , γ t в концевых звеньях.
Зависимость момента МT, передаваемого ленточным фрикционом внутреннего типа при одновременном изменении углов давления γ T и γ t , представлена на рис. 3.24 (материал шкива сталь 45 в паре с вальцованной накладкой 6
KB-10). Оценивая влияние углов давления γ T и γ t на величину момента МT,
передаваемого муфтой, можно сделать вывод, что ленточный фрикцион передает наибольший момент при углах давления γ T =37° и γ t =58°…65°. Характер
изменения момента МT позволяет предположить, что при γ T меньше 37°, величина момента МT будет увеличиваться, но, как было сказано выше, при этом недопустимо возрастет давление на колодке заякоренного конца ленты фрикциона.
Рис. 3.23 Изменение момента МT в зависимости от углов давления γ T и γ t
1 – от γ T ; 2 – от γ t ; 3 – МT, рассчитанный по формуле Л. Эйлера
Таким образом, проведенные статические исследования макета ленточной муфты подтвердили, что варьирование углами давления в концевых звень-
219
ях γ T и γ t ленточного фрикциона внутреннего типа, при сохранении габаритных размеров, позволяет изменять передаваемый момент в широком диапазоне.
Эти выводы были подтверждены также при испытаниях в динамическом
режиме, которые проводились в соответствии с методикой, приведенной в п.
3.4.1.
Типовая осциллограмма записи параметров при динамических испытаниях макета ленточного фрикциона, прямое направление вращения, приведена на
рис. 3.25 (материал шкива – сталь 45 в паре с асбофрикционной накладкой 6
KB-10). Углы давления в концевых звеньях фрикциона соответствовали
γ T =51°; γ t =65°.
Как видно из осциллограммы, время нарастания усилия Pt в управляемом
конце (кривая 1) составило всего 0,1 с. Одновременно с включением управляемого конца происходит небольшой рост момента (кривая 2), величина которого
составляет около 0,3 номинального значения МT. Далее происходит выборка зазоров в фрикционе и постепенное его включение. Этот процесс занимает приблизительно 0,2 с. Скорость вращения муфты относительно тормозного шкива
в этот промежуток времени изменяется мало (кривая 3). Она может быть рассчитана по формуле:
V = 0,5ναD, м/с,
(3.33)
где
ν – частота импульсов отметчика оборотов, ν =30 Гц;
α – угол между датчиками отметчика оборотов, α =20° =0,34.
Соответственно, скорость вращения равна:
V = 0,5 ⋅ 30 ⋅ 0,34 ⋅ 0,49 = 2,49 м / с.
Рис. 3.24 Зависимость МT от γ T и γ t для стали 45 с вальцованной лентой
6 KB-10; • – расчетные точки
220
К концу времени включения начинает возрастать усилие в заякоренном
конце ленты РT (кривая 4), и одновременно с этим момент МT достигает своего
номинального значения (МT=4260 H·м). Время включения заякоренного конца,
при котором шкив оказывается заторможенным, составляет 0,1 с. Номинальные
величины усилий по осциллограмме РT =19500 H; Pt=1850 H. Эти значения РT и
Pt были использованы в качестве исходной информации для теоретической
проверки величины МT. При этом была использована та же методика определения средней величины коэффициента трения μ , как и при статических испытаниях и были взяты те же значения углов ( γ T =51°; γ t =65°). При расчетах момента МT для макета фрикциона использовалась зависимость коэффициента
трения μ = μ * (q,ν ), полученная на моделях. Для других значений углов γ T
теоретические величины МT, с учетом переменности среднего значения коэффициента трения, определялись по алгоритму.
Рис. 3.25 Осциллограмма вращающего момента и усилий в концевых звеньях
ленточного фрикциона внутреннего типа при динамическом испытании
Результаты теоретических расчетов иллюстрируются на графике (рис.
3.26) (кривая 2). На этом рисунке нанесены также экспериментальные точки
значения МT, величины момента МT при статических испытаниях (кривая 1) и
значения момента МT, подсчитанные по формуле Л. Эйлера (1.43) с учетом переменности μ (кривая 3).
Как видно из графика, наблюдается значительно большее совпадение
кривых 1 и 2, чем кривых 2 и 3, т. е. динамические испытания также подтверждают приемлемость формулы 2.67.
221
Следует отметить, что некоторое уменьшение величин моментов при динамических испытаниях по сравнению со статическими, объясняется снижением величины коэффициента трения при увеличении скорости скольжения между фрикционными поверхностями (см. зависимость μ = μ * (q,ν ) (рис. 3.18)).
Из проведенных исследований можно сделать вывод, что при проектировании фрикционных узлов лесных лебедок с ленточными муфтами внутреннего
типа необходимо учитывать в большей степени влияние угла давления γ T на
передаваемый ими момент. Однако если конструктивно возможно, желательно
увеличивать угол давления до величины 65° и более.
Рис. 3.26 Изменение момента МT в зависимости от угла давления γ T (сталь 45-6
KB-10): 1 – при статическом испытании; 2 – при динамическом испытании;
3 – МT, рассчитанный по формуле Л. Эйлера; * – результат производственных
испытаний
3.5.4 Зависимость момента МT от углов давления γT и γt для
различных фрикционных пар
Различные сочетания материалов в фрикционных узлах лебедок при одних и тех же габаритах муфт смогут обеспечить передачу ими различных моментов, что неизбежно в целом отразится на производительности и надежности
лебедок лесных машин.
222
Зависимость момента МT, передаваемого ленточным фрикционом от величины угла давления γ T для различных металлических шкивов в паре с фрикционной накладкой 6 КБ-10 показана на рис. 3.27. Угол давления γ t был принят
неизменным и равным 65°. На рис. 3.28 представлена также зависимость момента МT от угла давления γ T , но уже для различных вальцованных лент в паре
со шкивом из стали 45. Кривые на рисунках 3.27 и 3.28 построены по формуле
(2.67) и средней величине коэффициента трения μ , определенной для каждой
пары фрикционных элементов муфты по алгоритму. Точками показаны значения моментов, полученные экспериментально. Как видно из графиков, формулу
(2.67) можно считать подтвержденной также и для других сочетаний фрикционных материалов.
Рис. 3.27 Зависимость момента от угла давления γ T для различных
металлических шкивов в паре с вальцованной накладкой из 6 KB-10: 1 – ВЧ 45;
2 – сталь 45; 3 – СЧ 18; 4 – АЧС-5
Рис. 3.28 Зависимость момента от угла давления γ T для различных вальцованных лент в паре со сталью 45: 1 – 6 КВ-10; 2 – 8-229-63; 3 – 8-45-62
223
Рис. 3.29 Зависимость момента от γ t , металлические образцы:
1 – ВЧ 45; 2 – сталь 45; 3 – СЧ 18; 4 – АЧС-5
Сопоставляя эти два графика, можно сделать вывод, что наибольший момент сможет передать ленточная муфта с фрикционной парой 6 KB-10 – ВЧ 45.
Фрикционные ленты 8-229-63 и 8-45-62 в паре со шкивами из стали 45 и СЧ 18
занимают промежуточное значение. Самой низкой нагрузочной способностью
обладает ленточный фрикцион с вальцованной накладкой 8-45-62 и шкивом из
чугуна АЧС-5. Следует отметить, что соотношения между величиной коэффициента трения, полученного при испытаниях моделей фрикционного узла (образцов) и средней величиной коэффициента трения в ленточной муфте практически совпадают для всех испытанных материалов. Это дает основание считать,
что аналогичный характер будет иметь также и соотношение износостойкости
соответствующих пар фрикционных материалов. Изменение момента МT от угла давления γ t для различных фрикционных лент и металлических шкивов
представлена на рис. 3.29, 3.30. Угол давления γ T был принят постоянным и
равным 65°. Кривые на рисунках также построены по формуле (2.67), однако, в
отличие от кривых (рис. 3.27, 3.28) средняя величина коэффициента трения μ
была принята постоянной для всех углов γ t и равный его значению для γ t =65°.
Из приведенных графиков видно, что этот угол оказывает менее существенное
влияние на передаваемый момент МT ( γ t ). В интервале углов от 37° до 65° при
различных сочетаниях материалов шкивов и лент момент увеличивается всего
на 10…16 %, что и дало основание для построения теоретических кривых по
постоянной величине коэффициента трения. Экспериментальные значения моментов показаны точками, как видно, они также достаточно хорошо совпадают
224
с теоретическими кривыми, подтверждая исходную расчетную формулу в части
зависимости момента МT от угла давления γ t на управляемом конце фрикциона. Причем, как и при изменении γ T (рис. 3.27, 3.28) наибольший момент может передать вальцованная лента 6 КВ-10 в паре с металлическим шкивом из
ВЧ 45.
Рис. 3.30 Зависимость МT от γ t для различных вальцованных лент в паре с
металлическим шкивом из СЧ 18: 1 – 6 КВ-10; 2 – 8-229-63; 3 – 8-45-62
Таким образом, на основании исследований моделей и макетов различных фрикционных пар трения можно сделать вывод, что для ленточных муфт
лесных лебедок наиболее подходящей фрикционной парой являются вальцованная лента 6 КВ-10 и чугун ВЧ 45, обладающие наибольшим коэффициентом
трения, что обеспечивает наименьшие габариты фрикциона или фрикционная
пара – вальцованная лента 8-229-63 – чугун АЧС-5, что обеспечит наибольшую
долговечность фрикциона и стабильность передаваемого ими момента и, следовательно, также может быть рекомендована для муфт лесных лебедок.
3.5.5 Влияние давления в системе управления ленточным
фрикционом на величину передаваемого момента
Экспериментально исследовалось также влияние давления Р0 в гидроцилиндре ленточного фрикциона внутреннего типа на величину передаваемого момента. Материал шкива – сталь 45, вальцованной ленты 6 KB-10. Значение угла
давления γ t на управляемом конце ленты было принято постоянным и равным
65°, значения углов давления на заякоренном конце γ T ={65°, 58°, 51°, 44°, 37°}.
225
При увеличении давления Р0 в системе управления пропорционально возрастает величина усилия на управляемом конце и соответственно растет момент (2.67). Если не учитывать изменения коэффициента трения, момент должен расти пропорционально давлению. Однако, при росте момента соответственно растет давление ленты на шкив, что приводит к уменьшению коэффициента трения (см. рис. 3.18, 3.19).
Теоретические зависимости момента от угла давления γ T при различных
давлениях жидкости Р0 показаны на рис. 3.31. Методика подсчета средней величины коэффициента трения μ , необходимого для построения кривых (1, 2, 3,
4, 5), соответствовала принятому алгоритму. Численные значения экспериментальных замеров моментов МT нанесены на графиках в виде точек.
Рис. 3.31 Зависимость МT от давления в гидроцилиндре Р0 фрикциона при
изменении угла давления γ T : 1 – γ T =65°; 2 – γ T =58°; 3 – γ T =51°; 4 – γ T =44°;
5 – γ T =37° – данные экспериментов при статических испытаниях
Как видно из рисунка, экспериментальные значения моментов достаточно
хорошо подтверждают характер теоретических кривых.
226
3.5.6 Характер распределения давления по периметру ленты
Ленточный фрикцион внутреннего типа состоит, как отмечалось ранее, из
гибкой части и двух жестких колодок, закрепленных на концах ленты. Проведенные исследования показали, что величина давления, приходящаяся на жесткие колодки и гибкую часть ленты, описывается различными зависимостями
(3.19, 3.20, 3.22).
Как известно [1], давление в гибкой части ленты распределяется по закону Л. Эйлера, т. е.
qmax = qmine μα .
(3.34)
На рис. 3.32 изображен график распределения величин давлений между
ленточным фрикционом и шкивом, возникающих по всему периметру ленты,
построенный в соответствии с приведенными формулами п. 2.4, причем сплошной линией показаны величины давлений для фрикциона с углом обхвата колодки шкивом, равным α t1 =25°; α t1 =34°, а пунктирной – фрикцион с углом обхвата колодки шкивом, соответственно α t2 =34°; α t2 =42° (см. рис. 2.5).
Материал шкива – сталь 45, вальцованная лента 6 KB-10. Угол давления
на управляемом конце γ t был принят постоянным и равным 65°, угол давления
на заякоренной колодке ленточного фрикциона γ T ={37°, 44°, 51°, 58°, 65°}.
Точками на рис. 3.32 показаны данные экспериментальных замеров давления между лентой и шкивом, соответствующие осциллограммам типа (см.
рис. 3.22). Замеры давлений производились в соответствии с методикой, изложенной в п. 3.4.1 и 3.4.4, т. е. через 36°.
Как видно из рисунка, совпадение результатов экспериментальных исследований с теоретическим вполне удовлетворительное, что также косвенно
подтверждает исходную формулу (2.67). Следует отметить, что вопрос о характере распределения давления под колодками (его неравномерность [1]) нами не
рассматривался.
Давление между колодкой управляемого конца фрикциона и шкивом незначительно отличается от давления на примыкающем к колодке участке с гибкой лентой. Давление же под заякоренной колодкой существенно зависит от
угла давления γ T . При γ T =37° давление под колодкой в четыре раза превышает
давление на примыкающей к колодке гибкой части ленты. С увеличением угла
227
γ T эта разница в величинах давления под колодкой и гибкой лентой уменьшается и при угле γ T =65° становится приблизительно одним и тем же (1,1 и 1,15
МПа).
Рис 3.32 Характер распределения давления по периметру ленты
(сталь 45 – 6 КВ-10)
228
Сопоставимость величин давлений у фрикционов с различными значениями углов обхвата колодки шкивом (рис. 3.32) показывает, что увеличение
длины заякоренной колодки уменьшает давление, так при γ T =51° величина
давления q у колодки с α t2 =42° – q=1,5 МПа, а у колодки с α t1 =34° – q=2,3
МПа. Это значит, что с целью уменьшения давления на колодку у ленточных
фрикционов целесообразно принимать угол обхвата колодки шкива в пределах
α t =45…50°. Дальнейшее его увеличение нежелательно, так как это может привести к уменьшению гибкости фрикциона, т. е. фактически превратит ленточный фрикцион в колодочный и приведет к уменьшению момента.
Из приведенных выше данных следует, что с увеличением угла давления
γ T с одной стороны, давление уменьшается, что является положительным фактором, но с другой стороны, при этом уменьшается также величина передаваемого момента. В связи с этим, при проектировании муфт целесообразно принимать такие значения углов γ T , при которых лимитирующий фактор – давление
для данного фрикционного материала, имеет предельное значение. Наиболее
приемлемый для ленточных муфт фрикционный материал 6 KB-10 надежно работает при давлении до 1,5 МПа, особенно же резкое увеличение давления наблюдается в интервале γ T =37…51°, следовательно, рекомендуется принимать
угол γ T примерно 51…55°, при котором передаваемый момент имеет сравнительно большую величину, а давление не выходит за пределы допустимого.
3.5.7 Сравнение простой и реверсивной ленточных муфт внутреннего
типа
Как отмечалось ранее, некоторые технологические операции, связанные с
транспортировкой леса лебедки, требуют реверсирования момента на барабане
и, следовательно, на муфте, в связи с чем был разработан макет реверсивной
ленточной муфты внутреннего типа, соответствующий предложенной новой
муфте (см. п. 2.6). Согласно поставленной задаче, требовалось сравнить работоспособность нового реверсивного ленточного фрикциона с простым фрикционом при передаче момента в прямом и обратном направлении. Испытывали
шкив из стали 45 в паре с асбофрикционной накладкой 6 KB-10. Углы давления
у обоих фрикционов составили: γ T = γ t =51°. Параметры ленты реверсивного
229
фрикциона составили: α t =24°; α 0 =287°; at=24°, т. е. немного отличается от
простого фрикциона.
Результаты теоретических подсчетов момента и данных экспериментальных исследований приведены в табл. 3.5.
Таблица 3.5
Результаты сравнительных испытаний простой и реверсивной
ленточных муфт
Давление в
гидроцилиндре
муфты, МПа
0,2
0,4
0,6
0,8
Вращающий момент МT (H·м)
Прямое направление
Обратное направление
простая муфта
реверсивная муфта
простая муфта
теорет. экспер. экспер. теорет. экспер. теорет. экспер.
исслед. исслед. исслед. исслед. исслед. исслед. исслед.
2760
2690
2940
3010
2910
5520
5470
6070
6020
5950
290
275
2880
8190
9050
9020
8870
440
410
11040 11020 11960 12030 11910
580
560
Учитывая хорошее совпадение данных теоретических и экспериментальных исследований, эксперименты с лентами и шкивами других марок не производились.
Следует отметить четкость включения реверсивной муфты, свободный
ход при реверсировании момента не превышал после регулировки 2…3 мм, что
практически совершенно не скажется на ее работоспособности в режиме транспортировки грузовой каретки, тем более что люфт от слабины каната на порядок превышает люфт в муфте.
ВЫВОДЫ
1. Коэффициент трения между образцами фрикционных материалов 6
KB-10, 8-45-62 и 8-229-63, и образцами металлических шкивов из стали 45 и
чугунов СЧ 18, ВЧ 45, АЧС-5 (модель фрикционного узла) уменьшается с увеличением скорости скольжения и давления. Наибольшим коэффициентом трения обладает вальцованная лента 6 KB-10 в паре с чугуном ВЧ 45.
230
2. Износ исследуемых моделей фрикционных пар увеличивается с возрастанием давления и уменьшением скорости скольжения. Наибольшей износостойкостью обладает вальцованная лента 8-229-63 в паре с чугуном АЧС-5.
3. Момент, передаваемый макетом ленточного фрикциона внутреннего
типа, увеличивается с уменьшением угла давления в заякоренном и увеличением – в управляемом концевых звеньях, что совпадает с результатами теоретических исследований.
4. Сочетание различных фрикционных пар муфты (шкив – фрикционная
лента) влияет на величину момента, передаваемого ленточным фрикционом,
пропорционально влиянию величины коэффициента трения между этими же
материалами, полученного на моделях.
5. Момент, передаваемый ленточным фрикционом, растет пропорционально величине давления в системе управления, несколько уменьшается с его
увеличением, что соответствует результатам исследований моделей фрикционных пар.
6. Давление под колодками ленточного фрикциона внутреннего типа зависит от углов давления концевых звеньев и длины колодки. За счет правильного выбора центрального угла, на который опирается колодка, можно получить равную величину максимального давления в гибкой части ленты и на заякоренной колодке.
7. Предложенная конструкция реверсивного ленточного фрикциона обеспечивает передачу момента равной величины в обоих направлениях и может
быть рекомендована для использования на лесных лебедках.
231
4 ПРОИЗВОДСТВЕННЫЕ ИСПЫТАНИЯ ЛЕСНЫХ ЛЕБЕДОК
С ЛЕНТОЧНЫМИ МУФТАМИ ВНУТРЕННЕГО ТИПА
УСОВЕРШЕНСТВОВАННОЙ КОНСТРУКЦИИ
Ленточные фрикционные муфты внутреннего типа, реконструированные
на основе разработанных нами рекомендаций, были установлены, вместо колодочных пневмокамерных муфт, на серийно выпускаемых Майкопским машиностроительным заводом стационарных лесных лебедках ЛЛ-8, которым после
усовершенствования была присвоена модель ЛЛ-8М. Муфта аналогичной конструкции была использована Майкопским ВПКИ «Лесмаш» на новых лесных
стационарных лебедках ЛЛ-22 и ЛЛ-23 и самоходных установках ЛС-VI и ЛЛ20. Причем на самоходной установке ЛС-VI были установлены реверсивные
ленточные муфты, разработанные с участием автора и защищенные авторским
свидетельством № 451877.
4.1 Назначение и область применения лебедок
Стационарная лебедка ЛЛ-8М предназначена для полуподвесной трелевки, погрузки леса на промежуточных погрузочных площадках и лесосплаве.
Кроме того, эта лебедка может применяться на погрузочно-штабелевочных работах (крупнопакетные установки, кабельные краны и т. д.).
Лебедки ЛЛ-22 и ЛЛ-23 предназначены для штабелевки, выгрузки из воды, сброски в воду, погрузки и разгрузки лесоматериалов на приречных и береговых складах и лесоперевалочных базах. Лебедка ЛЛ-23 может быть использована также при трелевке леса в горных и заболоченных районах, не снабженных электроэнергией и для привода канатных установок.
Самоходная лебедка ЛС-VI была изготовлена Майкопским машиностроительным заводом по чертежам, разработанным ВПКИ «Лесмаш». Лебедка
предназначена для привода канатной системы с кареткой или трелевочным захватом при транспортировке древесины в горных и равнинных заболоченных
районах.
Самоходный агрегат ЛЛ-20 предназначен для канатной трелевки хлыстов
подвесным или полуподвесным способом в горных лесных районах озера
232
Байкал и Восточной Сибири. Предусматривается использование агрегата и для
работы в районах с умеренным климатом.
Техническая характеристика лебедок приведена в табл. 4.1.
Таблица 4.1
Техническая характеристика лебедок
Основные данные
1
1. Приводной двигатель:
мощность, л.с. (кBт), частота вращения
вала, об/мин М
2. Число основных барабанов
3. Число приставных барабанов
4. Число канатоведущих шкивов
5. Тяговое усилие, кH
основного
вспомогательного
основного возвратного
вспомогательного возвратного
приставного
6. Скорость намотки каната, м/с:
основного
вспомогательного
основного возвратного
вспомогательного возвратного
приставного
7. Диаметр барабана, мм
основного
вспомогательного
основного возвратного
вспомогательного возвратного
приставного
8. Канатоемкость, м
основного
вспомогательного
основного возвратного
вспомогательного возвратного
приставного
ЛЛ-8М
2
204В
ЛЛ-22
3
АО
ЛС-VI
4
ЛЛ-20
5
Трактор ТТ
4
-
4
-
2
1
1
2
1
-
120
63
21
21
150
50
30
30
50
43
23
63
50
10
0,26…3,45
0,14…0,55
0,31…1,5
0,31…4,2
-
0,43…1,2
0,4…1,35
1,8…6,0
0,7…2,0
-
1,35…1,67
1,66…4,36
4,5
1,9…2,7
2,3…3,25
1,5-3,3
340
340
190
190
-
520
400
300
300
-
540
210
210
600
600
140
400
100
800
200
-
300
400
300
300
-
300
600
100
350
800
850
233
Окончание табл. 4.1
1
9. Диаметр каната, мм
основного
вспомогательного
основного возвратного
вспомогательного возвратного
приставного
10. Габаритные размеры:
длина, мм
ширина, мм
высота, мм
2
3
4
5
28
22,5
11,5
11,5
-
28
22
13
13
-
22,5
14
14
17,5
17,5
6,4
3560
2845
2307
3020
3400
2740
6200
2500
2750
10550
2750
3350
4.2 Конструкции лебедок
Лесная лебедка ЛЛ-8М укомплектована четырьмя барабанами: трелевочным, трелевочно-возвратным, погрузочным и погрузочно-возвратным. Привод
лебедки состоит из дизельного двигателя, муфты сцепления, коробки передач,
карданной муфты, реверсивной коробки, конического редуктора и двух приводных валов.
Ленточная муфта внутреннего типа была установлена для привода основного трелевочного барабана, взамен колодочной пневмокамерной. Муфты остальных барабанов были оставлены без изменений.
Все барабаны лебедки снабжены ленточными тормозами наружного типа,
которые при включении муфт автоматически выключаются и затормаживают
барабаны при включении муфт. Ленточные тормоза трелевочного и погрузочного барабанов расположены на корпусах соответствующих барабанов, наружная цилиндрическая поверхность которых служит тормозным шкивом, а внутренняя — шкивом фрикционных муфт. Тормоза возвратных барабанов монтируются на корпусе фрикциона, одновременно являющегося тормозным шкивом.
Тормоза включаются усилием пружины, а выключаются с помощью пневмоцилиндра. Питание сжатым воздухом пневматических устройств лебедки осуществляется от компрессора, который приводится в действие от двигателя. Управление лебедкой осуществляется с пульта управления, расположенного в кабине.
Лебедка ЛЛ-22 включает в себя четыре барабана, привод которых осуществляется от электродвигателя. Для реверсирования электродвигателя служит
234
двухскоростной редуктор. Верхняя часть редуктора служит базой для основного возвратного и вспомогательного возвратного барабанов.
Привод всех барабанов лебедки осуществляется через ленточные фрикционные муфты внутреннего типа, а торможение ленточными тормозами наружного типа, с использованием одного тормозного шкива, что обеспечивает
компактность фрикционного узла. Муфты основного грузового и вспомогательного барабанов устанавливаются на промежуточном валу и передают вращение на барабаны через открытые зубчатые пары. Включение двух возвратных барабанов осуществляется непосредственно через ленточные муфты.
Включение тормозов и муфт сблокировано так, что при включении муфты выключается тормоз соответствующего барабана, а при отключении барабана, автоматически, с помощью пружины, происходит его торможение.
Управление барабанами лебедки производится дистанционно из кабины
посредством пневмосистемы, питаемой от компрессора, имеющего индивидуальный привод от электродвигателя.
Основные параметры барабанов (канатоемкость, тяговое усилие, скорость, число барабанов) определены посредством анализа основных технологических схем, по которым лебедка будет работать. При выборе принципиальной
схемы руководствовались следующим соображением: максимально возможная
унификация лебедки с электродвигателем и лебедки с двигателем внутреннего
сгорания (ДВС). После замены электродвигателя на ДВС лебедке присвоен индекс ЛЛ-23. С этой целью барабаны и привод лебедки до электродвигателя выполнены так, что могут быть полностью сохранены при установке ДВС.
Базой самоходной двухбарабанной лебедки ЛС-1 является трелевочный
трактор ТТ-4. На раме которого смонтированы два барабана – рабочий и холостой. Дополнительно установлен монтажный приставной барабан, который
применяется при монтаже канатной установки. Для привода тягово-несущего
каната на рабочем барабане установлен канатоведущий шкив. Передача вращающего момента на барабаны осуществляется от двигателя трактора ТТ-4 через раздаточную двухскоростную коробку, цепную передачу, редуктор и ленточные реверсивные муфты внутреннего типа.
Управление лебедкой производится из кабины трактора. На тракторе установлен бульдозерный отвал, который служит для расчистки рабочего места и
увеличения устойчивости самоходной лебедки.
235
Самоходный агрегат ЛЛ-20 монтируется на базе трелевочного трактора
ТТ-4, с которого снимаются трелевочный щит и лебедка. Агрегат состоит из
лебедочной части и технологического оборудования, включающего каретки,
тыловой блок и чокера. Лебедочная часть представляет собой три барабана –
рабочий, холостой и вспомогательный. Привод барабанов осуществляется от
двигателя трактора через раздаточную двухскоростную коробку, редуктор и
ленточные муфты внутреннего типа.
Для трелевки леса подвесным или полуподвесным способом на раме
трактора крепится мачта, которая поднимает несущий канат на определенный
уровень от земли. В рабочем положении мачта имеет наклон к горизонту, порядка 45° и упирается в грунт плитой.
Кроме этого на тракторе имеется отвал, служащий для расчистки рабочего места и для увеличения устойчивости самоходного агрегата. В транспортном
положении мачта уложена горизонтально на специальной подушке. Для установки мачты в рабочее и транспортное положения служат два гидроцилиндра,
управляемые из кабины трактора.
Кабина в передней части имеет надежное решетчатое ограждение со
съемным щитком в средней части.
4.3 Объекты и методика производственных испытаний лебедок
Производственные испытания модернизированной лебедки ЛЛ-8М проводились в два этапа. На первом этапе испытания проходили в Гузерипльском
леспромхозе (Урочище «Сюк»). Лебедка была включена в технологическую
схему канатной установки УК-IT. Работа производилась в режиме «на подъем».
За время испытаний лебедкой в течение 10 смен (81,6 часа) стрелевано 522 м
древесины на расстоянии 100 м. Нагрузка на рейс в среднем составляла 10…12
м. Кроме того, производился подъем и опускание пачки 12…13 м, т. е. имитировалась погрузка на лесовозный транспорт.
Второй этап испытаний проводился на Порожской лесобирже Ангарской
лесоперевалочной базы бывшего треста «Востсиблесосплав», ныне
объединение «Иркутсклеспром». При испытаниях был произведен разбор
штабеля древесины в пучках 1-го и 2-го рядов с подтаскиванием к фронту
погрузки на расстоянии 200 метров и последующей погрузкой на лесовозный
транспорт. Лебедка проработала 10 дней, погружено 171 м древесины.
236
Лебедка ЛЛ-22 была изготовлена на Майкопском машиностроительном
заводе и прошла испытания также в два этапа. Испытания ленточной муфты с
целью уточнения результатов стендовых исследований и подтверждения теоретических выводов проводились на лебедке ЛЛ-22 в производственных условиях
опытно-показательного Гузерипльского леспромхоза КФ ЦНИИМЭ.
Ленточная муфта была изготовлена на Майкопском машиностроительном
заводе с учетом наших рекомендаций, т. е. углы давления αT =50°; γ t =63°. Углы обхвата колодок шкивом равнялись соответственно αT 1 =45°, αT 1 =35°. Металлический шкив был изготовлен из стали 45, а фрикционная лента на муфте с
вальцованной накладкой – 6 KB-10. Для определения момента, передаваемого
ленточной муфтой, приводной вал основного погрузочного барабана был заменен тензовалом. Определение температуры в зоне контакта фрикционной ленты
с тормозным шкивом определялось с помощью шести хромель-копелевых термопар, установленных по окружности ленты. Сигнал, поступающий с вала и
термопар, фиксировался осциллографом Н-700 через усилитель ТА-5. Давление
в системе определялось по манометрам, установленным в кабине лебедки. Перед началом испытаний была проведена тарировка тензовала и термопар.
При проведении испытаний осуществлялся подъем и опускание различных грузов 50 кН; 100 кН; 150 кН. Давление в системе менялось в пределах 0,2;
0,4; 0,6; 0,8 МПа. Температура записывалась через каждые 20 циклов (подъем и
опускание) в течение рабочей смены (8 часов).
На втором этапе опытный образец лесной лебедки ЛЛ-22 проходил государственные испытания в производственных условиях Ангарской лесоперевалочной базы объединения «Иркутсклеспром» в соответствии с утвержденной
методикой [47]. За 274,3 часа чистого времени, работая по схемам «вода-штабель» и «вода-автомобиль», заштабелевано и отгружено 13569 м3 леса. Максимальное расстояние проката пучков при выгрузке из воды по схеме «водаштабель» составляло 407 метров.
Производственные испытания самоходной лебедки ЛС-VI проводились в
Майкопском опытно-показательном лесокомбинате (квадрат 80). Осуществлялась трелевка древесины на расстоянии 200 м с подтягиванием со стороны до
30 метров при среднем объеме хлыста 0,42 м3, состав насаждений 8Д1Г1Б (80 %
дуба, 10 % граба, 10 % бука). Местность с уклоном 12…15°. Пологий горный
склон с рассеченным крутосклонным оврагом глубиной 15 м. За 60,8 часа чис-
237
того времени лебедкой транспортировано 177,3 м3 древесины. Максимальная
часовая производительность составила 2,2 м3, среднее время цикла 7,3 мин.
Испытания самоходного агрегата ЛЛ-20 проводились с целью определения тяговых и скоростных параметров лебедки при работе каждого барабана в
отдельности, приводимых во вращение ленточными муфтами внутреннего типа. Испытания самоходного агрегата ЛЛ-20 проходили в Итанцинском леспромхозе промышленного объединения «Забайкаллес» Минлесдревпрома на
горном склоне с переменной крутизной 14…23°, длиной до 350 метров. Запас
древесины на гектаре составил 120 м3, породный состав 9С1Л (90 % сосны и 10
% лиственницы). Испытания проводились при температурах от -20° до -33°С.
За время испытаний было стрелевано подвесным и полуподвесным способом
1347 м леса, отработано 150 часов чистого времени. Кроме этого, здесь же были
проведены приемочные испытания, при которых агрегат проработал 50 часов
чистого времени, было стрелевано 558 м3 древесины. Длина трассы 350 метров,
склоны переменной крутизны до 28°, запас древесины на гектаре 120 м3, породный состав тот же, температура -12° – -33°С.
4.4 Анализ результатов производственных испытаний
Рассмотрим типовую осциллограмму записи момента, передаваемого
муфтой, и давления в системе управления (рис. 4.1). Углы давления в концевых
звеньях по фактическим замерам соответствовали: γ T =50°; γ t =63°, величина
угла обхвата α =305°. Величина усилия на управляемом конце Pt может быть
определена по записи давления в цилиндре:
Pt = 0,5 Pцπ D 2iTηT ,
где
(4.1)
iT – передаточное число механизма включения муфты;
ηT – КПД механизма включения;
Рц – давление в цилиндре.
На осциллограммах записаны величины момента МT, Рц, а также скорости
вращения V (по отметчику оборотов). Это позволило также проверить величину
момента МT по формуле (2.67). Параметры v и γ T , также материалы фрикционных пар при стендовых испытаниях выполнены одинаковыми, что дает основание для принятия одинаковой величины коэффициента трения, в данном случае
принято μ = ,46.
238
Как видно из осциллограммы, время включения муфты, соответствующее
времени буксования, составляет приблизительно 1 с. Момент на валу барабана
в период неустановившегося движения меняется резко, максимальные значения
составили 2,1 номинального момента МT. При включении муфты также наблюдалось увеличение момента до 1,7 номинального момента МT.
Результаты замеров и расчета величины МT показаны точками на рис.
3.26. Как видно из рисунка, совпадение результатов вполне удовлетворительное
(отклонение 12 %).
На первом этапе испытаний лебедка ЛЛ-8М работала безаварийно. При
поднятии контрольных грузов не наблюдалось отказов из-за муфт. Однако при
работе лебедки на Порожской лесобирже систематически пробуксовывала колодочная пневмокамерная муфта трелевочного возвратного барабана, т. е. муфта не могла передать необходимый момент. Это объяснялось тем, что установленная на основном трелевочном барабане ленточная муфта взамен колодочной
пневмокамерной развивала тяговое усилие порядка 120 кH, что превышает тяговое усилие лебедки ЛЛ-8 (63 кH) почти в два раза, соответственно требовалось повышение тягового усилия и трелевочного возвратного барабана. Оператор для увеличения тягового усилия регулировал давление в пневмоуправлении
этой муфтой так, что оно поднималось до 1,2 МПа, в результате чего произошел разрыв колодочной пневмокамерной муфты.
В ходе испытаний выявился и ряд других недостатков: недостаточная канатоемкость барабанов, малая скорость вращения возвратных барабанов и т. д.
Это послужило основанием для снятия лебедки ЛЛ-8М с серийного производства. В связи с этим Майкопским СКБ «Лесмаш» совместно с КФ ЦНИИМЭ
была спроектирована лебедка ЛЛ-22 с электроприводом и лебедка ЛЛ-23 с дизельным двигателем.
Предварительное производственное испытание лебедки ЛЛ-22 проходило
в Гузерипльском леспромхозе. Кроме основных параметров лебедки определялась температура в зоне трения фрикционного узла.
239
Рис. 4.1 Осциллограмма момента ленточной муфты лебедки ЛЛ-22
Температура во время работы лебедки поднималась незначительно, после
20 циклов она равнялась 24°С, т. е. изменялась только на 4°С (температура окружающей среды была 18°С), дальше также на 4°С, после 100 циклов возросла
до 80°С, через четыре часа работы, т. е. до перерыва на обед, было наработано
280 циклов, температура в зоне контакта фрикционной ленты со шкивом равнялась 110°С. Из этого можно сделать вывод, что температурный режим в лесных
лебедках не оказывает существенного влияния на физико-механические свойства фрикционных накладок, т. е. не будет влиять на износ вальцованных лент
(рис. 4.2, 4.3).
На втором этапе испытаний объем трелюемых пачек составлял 12…13 м
(100…110 кH). После месяца испытаний наблюдался незначительный износ у
заякоренного конца ленты. Следовательно, вальцованная лента 6 KB-10 может
работать при давлениях 1,5…1,6 МПа. В результате проведенных испытаний
государственная комиссия признала работу лебедки соответствующей всем
предъявляемым требованиям эксплуатационников и рекомендовала лебедку
ЛЛ-22 в серийное производство.
На самоходной лебедке ЛС-VI проходили испытания реверсивные ленточные муфты внутреннего типа. За период испытаний муфты работали надежно, не наблюдалось буксование их при подаче каретки к месту погрузки древесины, что отвечало поставленной задаче. В результате проведенных испытаний
комиссией было отмечено, что ленточные реверсивные муфты работали без поломок и передавали требуемый вращающий момент в обоих направлениях.
240
Рис. 4.2 Осциллограмма изменения температуры
Рис. 4.3 Зависимость изменения температуры на поверхности трения ленточной
муфты от числа циклов
Испытания самоходной лебедки ЛЛ-20 также подтвердили надежную и
высокопроизводительную работу ленточных муфт. За время испытаний отказов
и поломок лебедки по вине муфт не происходило. По окончании испытаний
комиссия установила, что предъявленный экспериментальный образец самоходной лебедки ЛЛ-20 выдержал приемочные испытания, и предложила рекомендовать его в серийное производство.
Таким образом, испытания показали хорошую работоспособность простых и реверсивных ленточных муфт внутреннего типа как с пневматической,
так и с гидравлической системой управления на лебедках различных конструкций.
241
ОБЩИЕ ВЫВОДЫ И ПРЕДЛОЖЕНИЯ
1. Выбор типа фрикционного устройства применительно к условиям работы лесных лебедок целесообразно производить по критериям максимума нагрузочной способности и минимума работы включения.
2. Нагрузочная способность ленточного фрикциона внутреннего типа зависит от углов давления в концевых звеньях, влияние которых на величину передаваемого момента учитывается предложенной формулой. Наиболее существенное влияние на величину момента, передаваемого фрикционом, оказывает
угол давления в заякоренном конце колодки. Для исследованных материалов
этот угол рекомендуется принимать равным 50…55°.
3. Давление под колодками ленточного фрикциона внутреннего типа зависит от углов давления в концевых звеньях и длины колодки, что учитывается
предложенной зависимостью. За счет правильного выбора угла обхвата колодки шкивом добиться выравнивания максимального давления в гибкой части
ленты и на заякоренной колодке.
4. Результаты статических и динамических исследований макетов ленточных фрикционов внутреннего типа полностью подтвердили предложенные
аналитические формулы, а также доказали работоспособность муфт при повышенных параметрах лебедок.
5. Выбор материала фрикционных пар для ленточных муфт лесных лебедок целесообразно производить по критериям максимума коэффициента трения
и износостойкости, в соответствии с которыми рекомендуется лента 6 KB-10 и
шкив из чугуна ВЧ 45 или лента 8-229-63 и шкив из чугуна АЧС-5.
6. Зависимость величины коэффициента трения от давления, скорости относительного скольжения и сочетания различных материалов при испытаниях
макетов ленточных фрикционов и моделей фрикционных узлов адекватны. В
связи с этим при выборе фрикционных пар можно ограничиться только модельными испытаниями.
7. Предложенная реверсивная ленточная муфта внутреннего типа по а.с.
№ 451877 обеспечивает передачу момента одинаковой величины в прямом и
обратном направлениях, что позволяет упростить конструкцию лесных лебедок
для горной трелевки леса. Результаты макетных и производственных испытаний этой муфты подтвердили ее работоспособность, а также соответствие вели-
242
чины передаваемого момента величине, вычисленной по теоретическим формулам.
6. Разработана математическая модель функционирования ленточной
фрикционной муфты внутреннего типа, позволяющая выбрать рациональные
параметры муфты и лебедки.
7. Получены динамические характеристики вращательного гидропривода
лесных лебедок, позволяющие обосновать параметры гидропривода, режимы
его работы и давать оценку колебательным свойствам.
8. Производственные испытания ряда лесных лебедок в различных условиях эксплуатации показали высокую работоспособность установленных на
них ленточных фрикционных устройств предложенной нами конструкции.
Результаты экспериментальных исследований ленточных муфт внутреннего типа при производственных испытаниях подтвердили соответствие величины передаваемого момента предложенной формуле.
Экономический эффект от внедрения ленточных фрикционных муфт на
лебедке ЛЛ-22 составил 4067 рублей на одну лебедку.
243
Библиографический список
1. Александров, М. П. Тормозные устройства в машиностроении [Текст] :
учеб. / М. П. Александров. – М. : «Машиностроение», 1965. – 587 с.
2. Александров, М. П. Тормоза подъемно-транспортных машин [Текст] :
учеб. / М. П. Александров. – М. : «Машгиз», 1958. – 384 с.
3. Александров, М. П. Дедков А.К. Условия физического моделирования
процесса окислительного изнашивания металлических твердых тел в режиме
стационарного трения [Текст] / М. П. Александров, А. К. Дедков // Тезисы докл.
на Всесоюз науч.-техн. семинаре «Моделирование трения и износа в машинах,
аппаратах и приборах». – 1976. – С. 41-64.
4. Алябьев, В. И. Механизация погрузочно-разгрузочных и штабелевочных работ на лесосеках [Текст] : учеб. пособие / В. И. Алябьев [и др.]. – М. :
«Лесная промышленность», 1969. – 152 с.
5. Алябьев, В. И. Механизмы для трелевки и погрузки леса [Текст] : учеб.
пособие / В. И. Алябьев, П. И. Аболь. – М. : «Лесная промышленность», 1968.
– 78 с.
6. Алябьев, В. И. Трелевочные лебедки [Текст] / В. И. Алябьев. – М. :
«Гослесбумиздат», 1960. – 193 с.
7. Алябьев, В. И. Тракторы и лебедки на трелевке и погрузке леса [Текст]
: учеб. пособие / В. И. Алябьев. // Лесная промышленность. – 1964. – С. 36-41.
8. Алябьев, В. И. Опыт тросовой трелевки леса в равнинной местности
[Текст] / В. И. Алябьев. – М; Л. : «Гослесбумиздат», 1959. – 59 с.
9. Антонов, А. А. Пневматические фрикционные муфты в нефтяной промышленности [Текст] / А. А. Антонов. – М. : «Недра», 1973. – 158 с.
10. Афанасьев, М. К. Исследование фрикционных муфт повышенной точности ограничения нагрузки [Текст] : автореф. дис. … канд. техн. наук :
05.21.01 / Афанасьев М. К. – Киев, 1971. – 18 с.
11. Базанов, А. Ф. Подъемно-транспортные машины [Текст] / А. Ф. Базанов. – М. : «Стройиздат», 1969. – 52 с.
12. Базанов, А. Ф. Износ фрикционов и тормозов ВНИИСТройдормаш.
Исследование фрикционов для строительных лебедок и сит для грохотов
[Текст] / А. Ф. Базанов, А. А. Буланов. – У; М. 1952. – 77 с.
13. Базанов, А. Ф. Износ фрикционов и тормозов [Текст] / А. Ф. Базанов //
244
Науч. тр. ВНИИстройдормаш. – М. – 1955. – С. 3-34.
14. Базанов, А. Ф. Трение и износ фрикционных материалов – ВНИИСТройдормаш, «Исследование фрикционов для строительных лебедок и сит для
грохотов» [Текст] / А. Ф. Базанов, У; М. : 1952. – С. 37-60.
15. Базанов, А. Ф. Трение и износ вальцованной фрикционной ленты –
ВНИИСТройдормаш, «Исследование фрикционных пар и ударных машин»
[Текст] / А. Ф. Базанов, А. А. Буланов. – X; М., 1955, с. 3—34.
16. Багиджанова, А. П. Температурный режим ленточных тормозов и гусеничного трактора [Текст] / А. П. Багитжанова [и др.]. – М. : 1968. – 41 с.
17. Баженов, В. Л. Расчет конструкций на тепловое воздействие [Текст] /
В. Л. Баженов. – М. : «Машиностроение». – 1969. – 14-17 с.
18. Баженов, В. Л. Расчет конструкций на тепловое воздействие [Текст] /
В. Л. Баженов. – М. : «Машиностроение». – 1976. – 352 с.
19. Баромбойм, Н. К. Механохимия высокомолекулярных соединений
[Текст] / Н. К. Баромбойн. – М. : «Химия», – 1971. – 8 с.
20. Башеев, С. М. Уточнение расчета ленточных тормозов [Текст] / С. М.
Башеев, В. П. Стринадко // «Прогрессивная технология машиностроения». –
1972. – Вып. 3. – С. 170-175.
21. Берг, Л. В. Анализ работы лебедок в лесной промышлености [Текст] /
Л. В. Берг, В. И. Родионов // Труды КФ ЦНИИМЭ. – 1972. – № 125. С. 5-7.
22. Берг, Л. В. Лебедки и трелевочные установки для горных условий
[Текст] / Л. В. Берг [и др.]. – М. : «Лесная промышленность», 1974. – 134 с.
23. Берг, Л. В. Стандартизация и унификация лесных лебедок [Текст] / Л.
В. Берг [и др.]. // «Стандарты и качество». – М., – 1968. – № 2, С. 34-36.
24. Богданов, Е. С. Тормозные устройства кранов [Текст] / Е. С. Богданов,
П. З. Петухов. – М. : «Машгиз», 1952. – 149 с.
25. Борисов, С. М. Исследование фрикционных устройств строительных и
дорожных машин с целью повышения их ресурсов [Текст] : дис. … д-ра техн.
наук : 05.21.01 / Борисов С. М. – М., 1976.
26. Борисов, С. М. Оборудование для исследования одноковшовых универсальных экскаваторов [Текст] / С. М. Борисов, А. К. Рейш. – М. : ЦНИИТЭстроймаш, 1968. – 84 с.
27. Борисов, С. М. Пневмокамерные фрикционные муфты [Текст] / С. М.
Борисов. – М. : «Машиностроение», 1971. – 183 с.
245
28. Борисов, С. М. Повышение долговечности фрикционных муфт механизмов реверса строительных машин [Текст] / С. М. Борисов. – М. : ЦНИИТЭстроймаш, 1970. – 8-10 с.
29. Борисов, С. М. Фрикционные муфты и тормоза строительных и дорожных машин [Текст] / С. М. Борисов. – М.: «Машиностроение», 1973. – 167 с.
30. Буланов, А. А. Фрикционные материалы [Текст] / А. А. Буланов //
ВНИИСТройдормаш, ЦБТИ, М., – 1958. – С. 21-22.
31. Бухарин, Н. А. Тормозные системы автомобилей [Текст] / Н. А. Бухарин. – Л. : «Машиностроение». – 1950. – 81 с.
32. Блокирование системы управления одноковшовыми экскаваторами с
механическим приводом [Текст] (Обзор). – М., – 1973. – 60 с.
33. Введенский, В. В. Исследование фрикционных свойств низкоуглеродистых сплавов на железной основе [Текст] / В. В. Введенский, А. К. Баринова
// Повышение эффективности тормозных устройств. Свойства фрикционных
материалов. – М. – Изд-во АН СССР. – 1959. – С. 5-9.
34. Воробьев, Н. В. К вопросу расчета тормозов подъемных механизмов
[Текст] / Н. В. Воробьев // Вопросы механизации, – 1938. – № 5. – С. 23.
35. Волков, Д. П. Динамика и прочность одноковшовых экскаваторов
[Текст] / Д. П. Волков. – М. : «Машиностроение», 1965. – 147-180 с.
36. Волков, Д. П. Испытание на трение и износ фрикционных накладок
муфт экскаваторов [Текст] / Д. П. Волков, А. А. Буланов // Труды ВНИИСТройдормаш. – 1957. – Вып. 15. – С. 36-41.
37. Волков, Д. П. Нагрев тормозов и муфт строительных машин [Текст] /
Д. П. Волков. – М., 1953. – 28-31 с.
38. Власов, В. И. Определение расчетного момента для ленточных тормозов [Текст] / В. И. Власов // «Известия высших учебных заведений. Машиностроение». – 1963. – № 9. – С. 81-87.
39. Галышев, В. Д. Теоретические основы расчета ленточных тормозов
[Текст] / В. Д. Галышев // «Труды Ленинградского политехнического института». – 1958. – № 193. – С. 203-211.
40. Гамынин, Н. С. Гидравлический привод систем управления [Текст] /
Н. С. Гамынин. – М. : Машиностроение, 1972. – 376 с.
41. Германчук, Ф. К. Долговечность и эффективность тормозных устройств [Текст] / Ф. К. Германчук. – М. : «Машиностроение», 1973. – 126 с.
246
42. Германчук, Ф. К. Условия испытаний и физико-химические процессы
в материалах тормозов [Текст] / Ф. К. Германчук //Моделирование трения и износа. НИИМАШ. – 1970. – С. 64-69.
43. Гороховский, Г. А. Износ элементов пары трения армко-железофенол-формальдегидный текстолит в инертной среде [Текст] / Г. А. Гороховский // Трение, смазка и износ деталей машин / КИИГВФ. – 1962. – Вып. 3. – С.
4-6.
44. ГОСТ 13545. 1-68. Лебедки лесозаготовительные и лесосплавные. Типы, основные параметры и технические требования [Текст]. – Введ. 1968-06-01.
– М. : Изд-во стандартов, 1969. – 4 с.
45. ГОСТ 13545. 2-71. Лебедки лесозаготовительные и лесосплавные. Методы испытаний [Текст]. – Введ. 1971-04-01. – М. : Изд-во стандартов, 1971. – 2
с.
46. ГОСТ 15960-70. Материалы асбестовые фрикционные эластичные.
Технические условия [Текст]. – Введ. 1971-02-01. – М. : Изд-во стандартов,
1971. – 3 с.
47. ГОСТ 2.002-72. Требования к моделям, макетам и темплетам, применяемым при проектировании [Текст]. – Введ. 1973-07-01. – М. : Изд-во стандартов, 1973. – 3 с.
48. Гудченко, В. М. Основы создания фрикционных материалов [Текст] /
Гудченко, В. М. Крагельский И. В. // «Трение и износ в машинах» : сб. науч. тр.
/ Изд. АН СССР, 1958. – Вып. 12. – С. 5-12.
49. Гуль, В. К. Прочность полимеров [Текст] / В. К. Гуль. – М.; Л. «Химия», 1984. – 137 с.
50. Давыдов, Б. Л. Теория колодочно-ленточного тормоза / Б. Л. Давыдов
// «Вестник машиностроения». – 1948. – № 1, - С. 22-26.
51. Двухбарабанные шахтные лебедки ПЛ и ТЛТ [Текст]. М., 1939. – 44 с.
52. Демкин, Н. Б. Контактирование шероховатых поверхностей [Текст] /
Н. Б. Демкин. – М. : «Наука», 1970. – 272 с.
53. Домбровский, Н. Г. Экскаваторы [Текст] / Н. Г. Домбровский. - М.; Л.
ОНТИ, 1936. – 118 с.
54. Дробиков, А. А. Эффективность канатных установок в горных лесах
[Текст] / А. А. Дробиков, Л. В. Берг. – М., 1974. – 38 с.
55. Егуров Г. П. Одноковшовые экскаваторы [Текст] / Г. П. Егуров, А. К.
247
Рейш. – М. : «Недра», 1969. – 96 с.
56. Житницкий, С. П. Распределение удельного давления по радиусу
трущихся поверхностей у многодисковых пластинчатых тормозов [Текст] / С.
П. Житницкий : сб. науч. тр. // Запорожский машиностроительный ин-т. – 1959.
– т. 3. – С. 53-55.
57. Запорожченко, Р. М. К анализу работы предохранительных муфт с
гибкими фрикционами [Текст] / Р. М. Запорожченко // «Известия высших учебных заведений / Машиностроение, 1971. – № 4. – С. 21-26.
58. Заикин, В. П. Самоходная лебедка для вспомогательных работ [Текст]
/ В. П. Заикин [и др.] // «Лесная промышленность», 1970. – № 9. – С. 23.
59. Зельдерман, И. М. и др. Фрикционные муфты и тормоза гусеничных
машин [Текст] / И. М. Зельдерман [и др.]. – М. : «Машиностроение», 1965. –
175 с.
60. Зельцерман, И. М. Фрикционные муфты и тормоза гусеничных машин
[Текст] / И. М. Зельцерман, Д. М. Каминский, А. Д. Онопко. – М. : «Машиностроение», 1965. – 265 с.
61. Зиновьев, Е. В. Трение, износ и методы испытаний асбофрикционных
материалов [Текст] / Е. В. Зиновьев // М., 1974. – Вып. 1, - С. 2-27.
62. Зиньковский, А. А. Исследование процесса торможения в ленточном
тормозе [Текст] : дис. … канд. техн. наук / Зиньковский А. А. – Днепропетровск, 1961.
63. Злобин, Б. А. Рациональная конструкция ленточных тормозов [Текст]
/ Б. А. Злобин. – Куйбышев, 1958. – 215 с.
64. Злобин, Б. А. Теория, рациональная конструкция и тормозные режимы колодочно-ленточных тормозов [Текст] : автореф. дис. … канд. техн. наук /
Злобин Б. А. – Куйбышев, 1958.
65. Изаксон, А. А. Анализ работы фрикционных устройств одноковшовых
экскаваторов с пневмо- и гидроуправлением [Текст] / А. А. Изаксон, М. Д.
Церлюк // Научно-технический реферативный сборник «Строительные и дорожные машины» / ЦНИИТЭстроймаш, М., 1968. – Вып. 2. – С. 29-32.
66. Иванов, Е. А. Муфты приводов [Текст] / Е. А. Иванов. – М. : «Машиностроение», 1959. – 302 с.
67. Иванов, Е. А. Характеристики фрикционных материалов в соединительных муфтах и тормозах [Текст] / Е. А. Иванов // «Вестник машинострое-
248
ния», 1962. – № 8. – С. 16-19.
68. Исследование и совершенствование лебедок для лесозаготовок и лесосплава. Научно-технический отчет. – Майкоп, СКБ «Лесмаш», 1970.
69. Кавинов, И. Ф. О коэффициенте трения тормозных накладок [Текст] /
И. Ф. Кавинов // «Автомобильная промышленность». – 1947. – № 8. – С. 13-15.
70. Кассандрова, О. Н. Обработка результатов наблюдений [Текст] / О. Н.
Кассандрова, В. Б. Лебедев. – М. : «Наука», 1970. – 104 с.
71. Кожевников, В. А. Фрикционные муфты, тормоза и фрикционные материалы в машиностроении [Текст] / В. А. Кожевников, В. И. Разиньков ;
ВГЛТА. – ПФО «Воронеж», 1999. – 96 с.
72. Козлов, Б. А. Справочник по расчету надежности [Текст] / Б. А. Козлов, И. В. Ушаков. – М. : «Советское радио», 1975. – 175 с.
73. Кондратьев, Л. П. Обоснование конструкции датчика для определения
давления на поверхности рабочих органов лесохозяйственных машин [Текст] /
Л. П. Кондратьев, А. Ф. Макашов // «Машины и орудия лесного хозяйства», /
Воронеж. 1977. - С. 18-21.
74. А. с. 451877. Ленточная муфта [Текст] / Л. П. Кондратьев. – № 451877.
75. А. с. 528394. Фрикционная муфта [Текст] / Л. П. Кондратьев. – №
528394.
76. Кондратьев, Л. П. Ленточные фрикционные устройства в машиностроении [Текст] / Л. П. Кондратьев, В. А. Охинько ; ВГЛТА. – Воронеж: изд.
ИПФ «Воронеж», 1998. – 118 с.
77. Корнилов, В. В. Теоретическое и экспериментальное определение
температуры поверхности трения фрикционной муфты при повторнократковременном режиме. — «Известия высших учебных заведений. Машиностроение», 1958, № 5, с. 36-41.
78. Корнилов В. В. и Недоуров Ю. С. Допускаемые удельные давления
для муфт и тормозов сухого трения. «Вестник машиностроения», IV 9, 1973, с.
37— 39.
78. Корнилов, В. В. Допускаемые удельные давления для муфт и тормозов сухого трения [Текст] / В.В.Корнилов, Ю.С Недоуров // Вестник машиностроения. – М. – 1973. – Вып. II. – С. 37-39.
79. Коршак, В. В. Термостойкие полимеры [Текст] / В. В. Коршак. – М. :
«Наука», 1969. – 31 с.
249
80. Коршак, В. В. Химическое старение и температурные характеристики
полимеров [Текст] / В. В. Коршак. // «Наука». – М., 1970. – С. 14-16.
81. Костецкий, Б. И. Износостойкость деталей машин [Текст] / Б. И. Костецкий. – Киев. : Машгиз, 1960. – 87 с.
82. Костецкий, Т. И. Исследование энергетического баланса при внешнем
трении металлов [Текст] / Т. И. Костецкий, Ю. И. Линник // «Машиноведение».
– 1968. – № 5. – С. 11-12.
83. Котельников, Б. Н. Исследование фрикционных материалов тормозов
кранов [Текст] / Б. Н. Котельников // Труды ВНИИПТМаш «Исследование узлов и деталей ПТМ». – 1964. – Вып. 7 (49). – С. 50-66.
84. Коффин, Д. Ф. Исследование трения металлов в различных средах
[Текст] / Д. Ф. Коффин // «Машиностроение». – 1957. - №11. – С. 8-16.
85. Крагельский, И. С. Процессы трения авиаколес [Текст] / И. С. Крагельский // М., 1955. – С. 69-74.
86. Крагельский, И. В. Трение и износ [Текст] / И. В. Крагельский. – 2-е
изд., перераб. и доп. – М. : Машиностроение, 1968. – 480 с. : ил.
87. Красников, В. В. Дубинин В.Ф., Акимов В.Ф. и др. подъемнотранспортные машины [Текст] / В. В. Красников, В. Ф. Дубинин, В. Ф. Акимов.
– 4-е изд. перер. и доп. – М. : Агропромиздат, 1987. – 252 с.
88. Крузе, И. Л. Автомобильные тормоза [Текст] / И. Л. Крузе. – М. :
1947. – 87 с.
89. Крюков, А. Д. Тепловой расчет трансмиссий тракторных машин
[Текст] / А. Д. Крюков. – М; Л., 1961. – 111 с.
90. Кузьминский, А. С. Окисление каучуков и резин [Текст] / А. С. Кузьминский, Н. Н. Лежнев, Ю. С. Зуев. – М. : Госхимиздат, 1957. – C. 11-14.
91. Кузьминский, А. С. Механохимические процессы в полимерах [Текст]
/ А. С. Кузьминский // Старение и стабилизация полимеров / «Химия». – М., –
1966. – С. 6-8.
92. Кулев, В. А. и др. Расчет фрикционных муфт на нагрев [Текст] / В. А.
Кулев [и др.] // «Вестник машиностроения». – 1972. – № 9. – С. 27-30.
93. Лаптев, Б. Ф. О режиме работы горных трелевочных лебедок [Текст] /
Б. Ф. Лаптев // «Сборник статей «Кавказского филиала ЦНИИМЭ» / Труды
ЦНИИМЭ. – Химки, 1972. – № 125. – С. 94-100.
94. Пат. ФРГ 1030120 Ленточный реверсивный тормоз [Текст]
250
95. Леонардо да Винчи. Избранные произведения [Текст]. В 2 т. Т. 1. О
себе и о своей науке / Леонардо да Винчи ; пер., коммент. А. А. Губера, А. К.
Дживелегова, В. П. Зубова, под ред. А. К. Дживелегова, А. М. Эфроса. – М. :
ACADEMIA, 1935. – 416 с.
96. Ливанов, А. П. Новая лебедка на лесосплаве [Текст] / А. П. Ливанов [и
др.] // «Лесная промышленность». – 1970. – № 3.
97. Логинов, В. Н. Электрические измерения механических величин
[Текст] / В. Н. Логинов. – М. : «Энергия», 1970. – 286 с.
98. Марсковский, Е. Н. Износостойкость чугунов с шаровидным графитом [Текст] / Е. Н. Марсковский // Киев. – 1955. – С. 101-113.
99. Машина для испытания фрикционных материалов. – Японский патент, кл. 112. №49-27464.
100. Мелькумов, Л. Г. и др. Горные машины для открытых работ [Текст] /
Л. Г. Мелькумов. – М., 1962. – 87 с.
101. Минут, С. Б. Опытное исследование трения фрикционных материалов применительно к работе муфт сцепления [Текст] / С. Б. Минут // ОНТИ,
1938. – С. 23-26.
102. Нартов, П. С. Зависимость износа аустенитного марганцовистого чугуна от удельного давления и скорости скольжения [Текст] / П. С. Нартов //
«Конструкционные материалы деталей лесных машин и их обработка» / Воронеж, 1973. – С. 39-43.
103. Нартов, П. С. Исследование работы лесной почвообрабатывающей
фрезы с гидрообъёмным приводом [Текст] / П. С. Нартов, П. И. Попиков // Механизация гидромелиоратив. и лесохозяйствен. работ: Сб. тр. / НИМИ. – Новочеркасск: Изд-во НИМИ, 1975. Т. XVI. – С. 87-97.
104. Нартов, П. С. К расчёту гидростатического привода лесных почвообрабатывающих фрез [Текст] / П. С. Нартов, П. И. Попиков // Машины и орудия
для механизации лесн. хоз-ва: Сб. науч. тр. / Воронеж : Изд-во ВГУ, 1973. – Ч.
1. – С. 49-55.
105. Нартов, П. С. Нагрузочная способность ленточных реверсивных
фрикционов лесных лебедок [Текст] / П. С. Нартов [и др.] // «Машины и орудия
для механизации лесозаготовок». Межвузовский сборник научных трудов,
1975. – Вып. IV. – С. 42-45.
106. Нартов, П. С. Повышение нагрузочной способности фрикционных
251
устройств лесных лебедок [Текст] / П. С. Нартов [и др.] // «Строительные и дорожные Машины» / ЦНИИ ЦНИИТЭСТроймаш, 1974. –№ 3. – С. 7-10.
107. Нартов, П. С. Применение гидростатического привода на лесных
почвообрабатывающих фрезах [Текст] / П. С. Нартов, П. И. Попиков // Лесн.
хоз-во. – 1973. – № 1. – С. 52-55.
108. Носовский, И. Г. Влияние газовой среды на износ металлов [Текст] /
И. Г. Носовский // "Техника". – Киев, 1968. – С. 12.
109. Общество Путиловских заводов. Сухопутные экскаваторы. Черпаковые землечерпалки [Текст] : СПК, 1902.
110. Ониценко, П. Н. Горнопроходческие машины и механизмы [Текст] /
П. Н. Ониценко. – М. : Госгор-техиздат, 1961. с. 124-125.
111. ОК 1675075. Фрикционный материал [Текст]. – М., 1975.
112. Павлов, Н. Г. Примеры расчетов кранов [Текст] / Н. Г. Павлов. - изд.
3-е, перераб. и доп. – Л. : Машиностроение, 1967. – 348 с.
113. Паламаренко, А. З. Исследование процесса выключения предохранительных фрикционных муфт [Текст] : автореф. дис. … канд. техн. наук :
05.21.01. / Паламаренко А. З. – Киев, 1969.
114. Пестов, А. И. Определение температуры ленточных тормозов кранов
[Текст] / А. И. Пестов // «Вестник машиностроения». – 1971. – № 1. – С. 15-18.
115. Поляков, В. С. Муфты [Текст] / В. С. Поляков, И. Д. Барбаш. – М; Л.
: «Машгиз», 1964. – 380 с.
116. Попиков, П. И. Исследование динамики гидропривода лесохозяйственных машин [Текст] / П. И. Попиков // Механизация и автоматизация лесохозяйствен. производства: Экспресс-информ. – М., 1981. – № 6. – С. 7-9.
117. Попиков, П. И. Исследования работы лесной почвообрабатывающей
фрезы с гидрообъёмным приводом [Текст] : автореф. дис. … канд. техн. наук :
05.21.01 / Попиков П. И. – Воронеж, 1973. – 19 с.
118. Попиков, П. И. К вопросу оценки динамического совершенствования
гидропривода лесных машин [Текст] / П. И. Попиков, Г. П. Шаповалова // Машины и орудия для механизации лесозаготовок и л.-х.: Межвуз. сб. науч. тр. Л., 1979. – Вып. № 8. – С. 48-50.
119. Попиков, П. И. Математическая модель режимов разгона гидропривода лесной почвообрабатывающей фрезы [Текст] / П. И. Попиков, Д. В. Енин //
Вестн. Центр. Чернозём. регион. отделения наук о лесе Академии естественных
252
наук / Воронеж. гос. лесотехн. акад. – Воронеж, 1999. – № 2. – С. 135-142.
120. Попиков, П. И. Моделирование рабочих процессов гидроприводов
манипуляторов лесных машин [Текст] / П. И. Попиков, А. П. Нестеров ; ВЛТИ.
– Воронеж, 1985. – 10 с. – Деп. В ВНИПИЭИлеспром, 01.11. лб., 1985. № 1591.
121. Порошковая металлургия [Текст]. – Доклады IV Всесоюзного научно-технического совещания по вопросам порошковой металлургии. – Ярославль, 1956.
122. Применение отливок из высокопрочного чугуна для деталей лесных
машин [Текст] : обзор. информ. – М., 1976. – 80 с.
123. Пыжевич, Л. М. Расчет фрикционных тормозов [Текст] / Л. М. Пыжевич. – М. : «Машиностроение», 1974. – 152 с.
124. Разработка предложений по дальнейшей унификации лебедок
[Текст] // Научно-технический отчет. КФ ЦНИИМЭ, Краснодар, 1971.
125. Ратнер, С. Б. Износ пластмасс в инертной среде и на воздухе [Текст]
/ С. Б. Ратнер, Е. Г. Лурье, О. В. Радюкевич // Пластмассы. – 1968. – № 6. – С. 7.
126. Руководство по использованию машины трения МИ-1М [Текст] :
Иваново, 1963.
127. Сердюк, В. П. Исследование кранового ленточного тормоза с двойным приводом [Текст] : автореф дис. … канд. техн. наук : 05.21.05 /Сердюк В.
П. – Харьков, 1954.
128. Сиротов, И. И. Трехбарабанная лебедка на тракторе С-80 [Текст] / И.
И. Сиротов. – М; Д. : «Лесная промышленность», 1953. – 38 с.
129. Скобей, В. В. Лесозаготовки в горных условиях [Текст] / В. В. Скобей, В. П. Заикин. – М. : «Лесная промышленность», 1974. – 36 с.
130. Скобей, В. В. Новые лебедки на лесозаготовках [Текст] / В. В. Скобей [и др.] // «Лесная промышленность». – 1969. – № 1. – С. 16-18.
131. Скоробогатов, С. В. Горнопроходческие машины и механизмы
[Текст] / С. В. Скоробогатов. – М., 1956. – 325 с.
132. Смирнов, В. И. Курс высшей математики, В 4 т. Т. 1, Курс высшей
математики : Учебник для студ. физ.-мат. фак. гос. ун-тов и втузов с расширенной программой / В. И. Смирнов. – М. ; Л. : Гостехиздат, 1950.
133. Соколов, И. С. Исследование надежности и долговечности стационарных лебедок [Текст] : автореф. дис. … канд. техн. наук : 05.21.01 / Соколов
И.С. – Краснодар, 1971.
253
134. Тасвман, Д. М. Применение тензометрии в лесной промышленности
[Текст] / Д. М. Тасвман, И. И. Чедз. – М. : «Лесная промышленность», 1965. –
211 с.
135. Таубер, Б. А. Подъемно-транспортные машины [Текст] : учеб. для
вузов / Б. А. Таубер. – 3-е изд., доп. и перераб. – М. : Экология, 1970. – 526 с.
136. Туригин А. М. Электрические изменения неэлектрических величин
[Текст] / А. М. Туригин [и др.]. – 5-е изд. перераб. и доп. – М. : «Энергия»,
1975. – 576 с.
137. Фаталиев, Ф. Н. Гидравлический тормоз буровой лебедки [Текст] /
Ф. Н. Фаталиев. – Баку, 1960. – 185 с.
138. Фрейдлин, М. И. К расчету тормозов на нагрев [Текст] / М. И.
Фрейдлин // «Вопросы механизации». – 1938. – № 6. – С. 26-27.
139. Харитончик, Е. М. Влияние переменного коэффициента трения на
расчетные параметры ленточного тормоза [Текст] / Е. М. Харитончик [и др.]. //
«Тракторы и сельхозмашины». – 1974. – № 3. – С. 13-14.
140. Церлюк, М. Д. Нагрузочная способность ленточного фрикциона
внутреннего типа [Текст] / М. Д. Церлюк, Л. П. Кондратьев // «Исследование
механизмов и металлических конструкций» : сб. науч. тр. Воронежского политехнического института / Воронеж. – 1973. – Вып. IV. – С. 106-108.
141. Черняк, К. И. Эпоксидные компаунды и их применение [Текст] / К.
И. Черняк. – Л., 1967.
142. Чичинадзе, А. В. Инерционный стенд для натурных испытаний
фрикционных пар [Текст] / А. В. Чичинадзе, Э. Д. Браун // «Вестник машиностроения». – 1965. – № 3. – С. 48-50.
143. Чичинадзе, А. В. Расчет и моделирование режима работы тормозных
и фрикционных устройств [Текст] / А. В. Чичинадзе. – М. : Наука, 1974. – 152 с.
144. Чичинадзе, А. В. Оптимальное использование фрикционных материалов в узлах трения машин [Текст] / А. В. Чичинадзе, Е. В. Зиновьев. – М. :
Наука, 1973. – 121 с.
145. Чичинадзе, А. В. Расчет и исследование внешнего трения при торможении [Текст] / А. В. Чичинадзе. – М. : Наука, 1968. – 92 с.
146. Чичинадзе, А. В. Расчет и исследование внешнего трения при торможении [Текст] / А. В. Чичинадзе. – М. : Наука, 1974. – 322 с.
147. Чичинадзе, А. В. Расчет и исследование внешнего трения при тор-
254
можении [Текст] / А. В. Чичинадзе. – М. : Наука, 1967. – 232 с.
148. Чичинадзе, А. В. Температурное поле в дисковом тормозе [Текст] /
А. В. Чичинадзе // Трение и износ в машинах : сб. науч. тр. / АН СССР. – 1962.
– Вып. 15. – С. 15-17.
149. Чудаков, Е. А. Теория автомобиля [Текст] / Е. А. Чудаков. – М. :
Машгиз, 1960. – 348 с.
150. Шахмалиев, Г. М. Исследование работы механического тормоза буровой лебедки и разработка рационального режима спуска бурового инструмента [Текст] : автореф. дис. … канд. техн. наук : 05.21.05 / Шахмалиев Г. М. –
Баку, 1969.
151. Шахмалиев, Г. М. Новый фрикционный материал для тормоза буровых машин [Текст] / Г. М. Шахмалиев, Г. Е. Лазарев // Азербайджанское нефтяное хозяйство. – 1956. – № 9. – С. 18-21.
152. Шведков, Е. М. Универсальная двухмассовая машина для исследования фрикционных материалов [Текст] / Е. М. Шведков [и др.]. // Проблемы
трения и изнашивания. – 1975. – Вып. 7. – С. 41-44.
153. Щедров, B. C. Температурное поле фрикционной пары как основной
параметр моделирования при испытании на изнашивание [Текст] / B. C. Щедров, А. В. Чичинадзе, Г. И. Трояновская // Методы испытания на изнашивание:
сб. науч. тр. / Изд-во АН СССР. – М., 1962. – С. 11-15.
154. Якубок, А. Н. Новая технология лесосечных работ с сохранением
подроста [Текст] / А. Н. Якубок, Н. В. Храмов // Организация лесосечных работ
на лесосеках с подростом / ВНИИЛМ. – М., 1968. – С. 3-16.
155. Янковская, Л. В. Основные физические процессы на тормозном контакте [Текст] / Л. В. Янковская // Журнал технической физики. – 1950. – т. XX.
– Вып. 4. – С. 412—419.
255
Приложение А
"Программа для моделирования функционирования лебедки, оснащенной
ленточным фрикционом внутреннего типа"
unit Winch;
interface
uses
Windows, Messages, SysUtils, Variants, Classes, Graphics,
Controls, Forms,
Dialogs, ExtCtrls, StdCtrls;
type
TForm1 = class(TForm)
Button1: TButton;
PaintBox1: TPaintBox;
procedure Button1Click(Sender: TObject);
private
{ Private declarations }
public
{ Public declarations }
end;
VAR
Form1: TForm1;
i,j,k,o,e:longint;
dt,t:extended;
fiD,fiR,fiV,fiVF,fiT,fiB:extended;
omeD,OmeD0,omeR,omeV,omeT,omeB:extended;
epsD,epsR,epsV,epsT,epsB:extended;
MRD,MVR,MBV,MLB,MVT,MTC:extended;
CRD,CBV,CTC,CVR,CVT:extended;
DRD,DBV,DTC,DVR,DVT:extended;
P:extended;
JR,JV,JB,JT:extended;
Arr_OmeD,Arr_OmeR,Arr_OmeV,Arr_OmeB,Arr_OmeT,
Arr_P:array[0..1000000]of extended;
Tren:extended; {0-нет взаимодействия, 1-сцеплен с фрикционом,
2-сцеплен с тормозом}
256
FName:string;
SF_File:TextFile;
implementation
{$R *.dfm}
PROCEDURE TForm1.Button1Click(Sender: TObject);
BEGIN
Randomize;
{Задание исходных данных}
dt:=0.0001;
omeD0:=3*2*pi;
fiD:=0; fiR:=0; fiV:=0; fiVF:=0; fiT:=0; fiB:=0;
omeD:=OmeD0; omeR:=0; omeV:=0; omeT:=0; omeB:=0;
CRD:=500; DRD:=25;
CBV:=500; DBV:=100{25};
CTC:=500; DTC:=200;
CVR:=2000; DVR:=250{250};
DVT:=2000{2000};
JR:=0.5;
JV:=1;
JB:=10;
JT:=0.2;
MRD:=0; MVR:=0; MBV:=0; MLB:=0; MVT:=0; MTC:=0;
Tren:=0;
{Основной цикл}
for o:=1 to 100000 do
begin
t:=dt*o;
257
{Расчет PY}
if t<1 then P:=0.9;
if t>=1 then P:=0.9+2*(t-1);
if t>=1.5 then P:=1.9;
if t>=4 then P:=1.9-2*(t-4);
if t>=4.9 then P:=0.1;
{Расчет моментов на тела}
MRD:=-(fiD-fiR)*CRD-(OmeD-OmeR)*DRD;
MBV:=-(fiV-fiB)*CBV-(OmeV-OmeB)*DBV;
MTC:=-(0-fiT)*CTC-(0-OmeT)*DTC;
{Проверка режима трения}
if (Tren=0)and(abs(OmeR-OmeV)<2.5)then
begin
Tren:=1;
fiVF:=fiR;
end;
if (Tren=1)and(abs(OmeR-OmeV)>2.5)then
begin
Tren:=0;
end;
if (P>0.5)and(P<1)then
begin
MVR:=0;
MVT:=0;
end;
{Учет силы трения c фрикционом}
if (P>=1)then
begin
MVT:=0;
if Tren=0 then
MVR:=-DVR*(OmeR-OmeV)*(P-1);
if Tren=1 then
MVR:=(-CVR*(fiR-fiVF)-DVR*(OmeR-OmeV))*(P-1);
end;
{Учет силы трения c лентой}
if (P<=0.5)then
258
begin
MVR:=0;
MVT:=-DVT*(OmeT-OmeV)*(0.5-P);
end;
{Учет взаимодействия с бревном, пока просто сила трения}
MLB:=-50{50}*OmeB;
{Расчет новой частоты двигателя}
OmeD:=OmeD0*(1+MRD*0.0005);
{Интегрирование уравнений движения}
EpsR:=(MVR-MRD)/JR;
EpsV:=(MBV-MVR-MVT)/JV;
EpsB:=(MLB-MBV)/JB;
EpsT:=(MVT-MTC)/JT;
fiD:=fiD+OmeD*dt;
fiR:=fiR+OmeR*dt+EpsR*dt*dt/2;
fiV:=fiV+OmeV*dt+EpsV*dt*dt/2;
fiVF:=fiVF+OmeV*dt+EpsV*dt*dt/2;
fiB:=fiB+OmeB*dt+EpsB*dt*dt/2;
fiT:=fiT+OmeT*dt+EpsT*dt*dt/2;
OmeR:=OmeR+EpsR*dt;
OmeV:=OmeV+EpsV*dt;
OmeB:=OmeB+EpsB*dt;
OmeT:=OmeT+EpsT*dt;
{Запись в массивы}
Arr_OmeD[o]:=OmeD;
Arr_OmeR[o]:=OmeR;
Arr_OmeV[o]:=OmeV;
Arr_OmeB[o]:=OmeB;
Arr_OmeT[o]:=OmeT;
Arr_P[o]:=P;
end;
{Рисование графиков}
With PaintBox1.Canvas do
begin
Pen.Color:=ClBlack;
Brush.Color:=ClWhite;
259
Rectangle(0,0,1020,940);
Rectangle(100,100,900,700);
Rectangle(100,100,900,400);
Pen.Color:=ClBlack;
MoveTo(100,400);
for i:=1 to 800 do LineTo(100+i,
400-round(Arr_OmeD[round(i/800*o)]*10));
Pen.Color:=ClRed;
MoveTo(100,400);
for i:=1 to 800 do LineTo(100+i,
400-round(Arr_OmeR[round(i/800*o)]*10));
Pen.Color:=ClBlue;
MoveTo(100,400);
for i:=1 to 800 do LineTo(100+i,
400-round(Arr_OmeV[round(i/800*o)]*10));
Pen.Color:=ClGray;
MoveTo(100,400);
for i:=1 to 800 do LineTo(100+i,
400-round(Arr_OmeB[round(i/800*o)]*10));
Pen.Color:=ClGreen;
MoveTo(100,400);
for i:=1 to 800 do LineTo(100+i,
400-round(Arr_OmeT[round(i/800*o)]*10));
Pen.Color:=ClBlack;
MoveTo(100,400);
for i:=1 to 800 do LineTo(100+i,
400-round(Arr_P[round(i/800*o)]*50));
end;
{Запись графиков в файл}
FName:='c:\Winch_OmeD.dat';
AssignFile(SF_File,FName);
rewrite(SF_File);
for i:=1 to o do if i mod 50 = 1 then
writeln(SF_File,i*dt,' ',Arr_OmeD[i]);
CloseFile(SF_File);
FName:='c:\Winch_OmeR.dat';
AssignFile(SF_File,FName);
rewrite(SF_File);
for i:=1 to o do if i mod 50 = 1 then
260
writeln(SF_File,i*dt,' ',Arr_OmeR[i]);
CloseFile(SF_File);
FName:='c:\Winch_OmeV.dat';
AssignFile(SF_File,FName);
rewrite(SF_File);
for i:=1 to o do if i mod 50 = 1 then
writeln(SF_File,i*dt,' ',Arr_OmeV[i]);
CloseFile(SF_File);
FName:='c:\Winch_OmeB.dat';
AssignFile(SF_File,FName);
rewrite(SF_File);
for i:=1 to o do if i mod 50 = 1 then
writeln(SF_File,i*dt,' ',Arr_OmeB[i]);
CloseFile(SF_File);
FName:='c:\Winch_OmeT.dat';
AssignFile(SF_File,FName);
rewrite(SF_File);
for i:=1 to o do if i mod 50 = 1 then
writeln(SF_File,i*dt,' ',Arr_OmeT[i]);
CloseFile(SF_File);
FName:='c:\Winch_P.dat';
AssignFile(SF_File,FName);
rewrite(SF_File);
for i:=1 to o do if i mod 50 = 1 then
writeln(SF_File,i*dt,' ',Arr_P[i]);
CloseFile(SF_File);
END;
end.
261
Приложение Б
Изображение, выводимое программой на экран компьютера
262
Оглавление
Введение
1 Состояние вопроса и задачи исследований
1.1 Перспективы применения лебедок в промышленности и их особенности
1.2 Основные типы фрикционных устройств
1.3 Фрикционные материалы муфт и тормозов
1.4 Обзор исследований ленточных фрикционных устройств
1.4.1 Виды трения
1.4.2 Условия работы фрикционных пар
2 Обоснование выбора типа муфты и ее конструктивных параметров
применительно к лесным машинам
2.1 Обеспечение заданного уровня параметрической надежности
2.1.1 Анализ процесса включения муфт и тормозов
2.1.2 Причины отказов муфт и тормозов при их эксплуатации
2.1.3 Принципы определения и назначения допусков
2.1.4 Анализ дестабилизирующих факторов и случайных процессов изменения параметров
2.1.5 Целесообразность применения в узлах трения фрикционных асбокаучуковых материалов
2.2 Анализ нагрузочной способности и работы включения фрикционов
различного типа
2.2.1 Нагрузочная способность различных фрикционов
2.2.2 Работа включения фрикционов различных типов
2.3 Анализ нагрузочной способности ленточных фрикционов внутреннего типа
2.4 Оценка фактической и допускаемой величины давления ленточных
фрикционов внутреннего типа на шкив
2.5 Нагрузочная способность простых ленточных устройств наружного
и внутреннего типа при реверсировании передаваемого момента
2.6 Выбор схемы ленточной реверсивной муфты
2.7 Математическая модель функционирования ленточного фрикциона
внутреннего типа
3
5
5
6
21
46
46
51
88
88
88
91
98
102
105
111
111
118
122
127
133
135
143
263
2.7.1 Методика моделирования
2.7.2 Программная реализация
2.7.3 Моделирование включения и выключения фрикциона
2.7.4 Влияние параметров лебедки и фрикциона на их эффективность
2.8 Теоретические основы динамики рабочих режимов машин с гидроприводом вращательного действия
2.8.1 Динамические характеристики гидропривода лесных лебедок
2.8.2 Оценка колебательных свойств гидропривода лесной лебедки при
включении и разгоне барабана
ВЫВОДЫ
3 Методика и результаты экспериментальных исследований ленточных
фрикционных устройств внутреннего типа применительно к лесным
машинам
3.1 Задачи экспериментальных исследований
3.2 Экспериментальные стенды
3.2.1 Образцы для проведения испытаний
3.2.2 Установка для исследования моделей фрикционного узла
3.2.3 Установка для статического исследования макета
3.2.4 Установка для динамического исследования макета фрикционного
узла
3.3 Машины и методы лабораторных испытаний фрикционных материалов
3.3.1 Отечественные машины для лабораторных испытаний
3.3.2 Зарубежные машины для лабораторных испытаний
3.3.3 О современных проблемах лабораторных испытаний фрикционных материалов на трение и износ
3.4 Методика проведения испытаний
3.4.1 Методика проведения макетных испытаний
3.4.2 Методика обработки результатов испытаний
3.4.3 Методика определения коэффициента трения, необходимого для
экспериментальной проверки момента на макетах
3.4.4 Методика обработки осциллограмм
3.5 Анализ результатов исследований модельных и макетных фрикционных узлов
143
148
148
151
154
154
159
166
168
168
169
169
170
171
176
178
179
189
197
199
200
201
207
208
209
264
3.5.1 Зависимость коэффициента трения от скорости относительного
скольжения и давления, полученного на моделях
3.5.2 Зависимость величины износа фрикционного материала от скорости относительного скольжения и давления, полученного на моделях
3.5.3 Влияние углов давления на величину момента, передаваемого ленточными фрикционами внутреннего типа
3.5.4 Зависимость момента МT от углов давления γT и γt для различных
фрикционных пар
3.5.5 Влияние давления в системе управления ленточным фрикционом
на величину передаваемого момента
3.5.6 Характер распределения давления по периметру ленты
3.5.7 Сравнение простой и реверсивной ленточных муфт внутреннего
типа
ВЫВОДЫ
4 Производственные испытания лесных лебедок с ленточными муфтами
внутреннего типа усовершенствованной конструкции
4.1 Назначение и область применения лебедок
4.2 Конструкции лебедок
4.3 Объекты и методика производственных испытаний лебедок
4.4 Анализ результатов производственных испытаний
ОБЩИЕ ВЫВОДЫ И ПРЕДЛОЖЕНИЯ
Библиографический список
Приложение А
Приложение Б
209
212
214
221
224
226
228
229
231
231
233
235
237
241
243
255
261
1/--страниц
Пожаловаться на содержимое документа