|
Харківський національний автомобільно-дорожній університет
Абрамов Дмитрій Володимирович
УДК 62-592.11: 631.372
ВИБІР ТА ОБҐРУНТУВАННЯ ПАРАМЕТРІВ БАГАТОДИСКОВИХ ТРАКТОРНИХ ГАЛЬМ, ЩО ПРАЦЮЮТЬ У мастилі
Спеціальність 05.22.02 - автомобілі та трактори
Автореферат
дисертації на здобуття
наукового ступеня кандидата технічних наук
Харків-2005
Дисертацією є рукопис.
Робота виконана в Харківському національному автомобільно-дорожньому університеті Міністерства освіти і науки України
Науковий керівник: доктор технічних наук, професор Подригало Михайло Абович, Харківський національний автомобільно-дорожній університет, завідувач кафедри технології машинобудування і ремонту машин Харківського національного автомобільно-дорожнього університету.
Офіційні опоненти: доктор технічних наук, професор Федосов Олександр Сергійович, завідувач кафедри проектування технічних систем Сумського національного аграрного університету;
кандидат технічних наук, доцент Грінченко Олександр Степанович, завідувач кафедри надійності та міцності Харківського національного технічного університету сільського господарства імені Петра Василенка.
Провідна установа: Східноукраїнський національний університет імені Володимира Даля Міністерства освіти і науки України, м. Луганськ.
Захист відбудеться 2 листопада 2005 р. о 1400 годині на засіданні спеціалізованої вченої ради Д 64.059.02 при Харківському національному автомобільно-дорожньому університеті за адресою: Україна, 61002, м. Харків, вул. Петровського, 25.
З дисертацією можна ознайомитись у бібліотеці Харківського національного автомобільно-дорожнього університету за адресою: Україна, 61002, м. Харків, вул. Петровського, 25.
Автореферат розісланий “28” вересня 2005 р.
Вчений секретар спеціалізованої
вченої ради Наглюк І.С.
ЗАГАЛЬНА ХАРАКТЕРИСТИКА РОБОТИ
Вступ. У сучасному тракторобудуванні постійно існує тенденція до збільшення максимальної транспортної швидкості сільськогосподарських колісних тракторів. Відомо, що з підвищенням швидкості трактора зростають вимоги до забезпечення безпеки руху і, відповідно, стають більш жорсткими вимоги до гальмівної системи, оскільки гальмівний шлях трактора та енергія, що поглинається гальмами, за інших рівних умов зростають пропорційно квадрату його швидкості. Постійно підвищуються вимоги до надійності тракторів, особливо до такого показника, як безвідмовність. Стійкою тенденцією розвитку закордонних моделей тракторів є забезпечення ресурсу роботи окремих вузлів порівняно з ресурсом роботи всієї машини
(10-12 тисяч мотогодин) і скорочення трудомісткості технічного обслуговування. Це знаходить відображення в конструкції тракторів та їх агрегатів.
Актуальність теми. Вирішення проблеми підвищення ресурсу фрикційних вузлів з урахуванням постійного росту їх енергонавантаження шляхом використання тертя без мастильного матеріалу приводить до невиправданого росту розмірів і металомісткості, подорожчання фрикційних матеріалів, збільшення їх теплонавантаженості, що негативно впливає на стабільність роботи механізмів. Необхідні якісно нові зміни в конструкції гальмівних механізмів колісних тракторів. Тому все частіше на трактори різних класів встановлюються гальмівні механізми, що працюють зі змащенням, зносостійкість фрикційних пар яких у 4...5 разів вище, ніж при терті без змащення, а ресурс фрикційного вузла досягає необхідних значень. Таким чином, актуальність розробки "мокрих" багатодискових гальмівних механізмів для вітчизняного тракторобудування не викликає сумніву.
Зв'язок роботи з науковими програмами, планами, темами. Робота виконана відповідно до державної програми “Виробництво технологічних комплексів машин і обладнання для агропромислового комплексу у 1998-2005 роки” (Розділ 2. Енергетичні і транспортні засоби), розробленої згідно з постановою Кабінету Міністрів України від 1 грудня 1997 року “Про розвиток сільськогосподарського машинобудування та забезпечення агропромислового комплексу конкурентоспроможною технікою”.
Мета і задачі дослідження. Мета роботи – удосконалювання робочих процесів у багатодискових тракторних гальмівних механізмах з уніфікованими парами тертя, що працюють у масляній ванні, за рахунок вибору їх раціональних параметрів.
Для досягнення поставленої мети вирішено такі задачі:
- дослідити енергетичні втрати в багатодискових гальмах, що працюють в мастилі, розглянути динаміку їхнього включення;
- розробити методику вибору основних параметрів фрикційних пар багатодискових гальмівних механізмів колісних тракторів;
- провести оцінку трибологічних характеристик мастильних матеріалів
для гальмівних механізмів і видати рекомендації з підбору їх з числа вітчизняних мастил;
- провести експериментальне дослідження характеристик багатодискового гальмівного механізму, що охолоджується мастилом, на прикладі розробленої конструкції для самохідного шасі СШ 25.
Об'єкт дослідження - процеси, що відбуваються в контакті фрикційних поверхонь багатодискового гальма, які змащуються й охолоджуються мастилом, їх взаємозв'язок з масою і енергетичними параметрами колісних тракторів.
Предмет дослідження - перетворення і втрати енергії в багатодисковому гальмі, що відбуваються при включенні, роботі і відключенні гальма, а також визначення взаємозв'язку між геометричними параметрами пар тертя та енергетичними параметрами колісних тракторів.
Методи дослідження. У теоретичній частині використовуються методи теорії ймовірності і математичної статистики, методи рішення інтегральних та диференціальних рівнянь. В експериментальній частині використовуються методи тензометрії, методи інструментального визначення зносу.
Наукова новизна отриманих результатів: вперше проведено теоретичні дослідження, що дозволили визначити вплив рівня охолоджувального мастила в гальмівному механізмі на величину втрат потужності в трансмісії трактора при розімкнутому стані гальмівних дисків; виявити вплив параметрів фрикційних дисків, властивостей мастила й інтенсивності наростання тиску в приводі гальмівного механізму на час його включення; уточнити вимоги до мастил, що застосовуються у багатодискових гальмівних механізмах, з урахуванням їх сумісності з іншими механізмами трансмісії; визначити вплив зміни вагових параметрів і параметрів потужності колісних тракторів, що входять у модельний ряд, на необхідну зміну геометричних розмірів і число фрикційних пар багатодискових гальмівних механізмів за умови їх максимальної уніфікації.
Практична значимість отриманих результатів:
- розроблено методику оцінки втрат потужності двигуна, що виникають при встановленні багатодискових гальмівних механізмів, що працюють у мастилі, у трансмісії трактора;
- розроблено методику визначення часу включення багатодискового гальмівного механізму, що працює в масляній ванні;
- розроблено методику вибору параметрів фрикційних пар багатодискових гальм, що працюють у мастилі, розроблено методику, а на її основі програму для ЕОМ, побудови типорозмірного ряду фрикційних дисків для колісних тракторів, що входять у модельний ряд;
- уточнено вимоги до властивостей мастил для багатодискових гальмівних механізмів, що забезпечує поліпшення експлуатаційних властивостей останніх;
- результати дисертаційної роботи використовуються Харківським заводом тракторних самохідних шасі, асоціацією “Укртрактор”,
ВАТ “Агромаш” при розробці багатодискових гальмівних механізмів, що працюють у масляній ванні, як для окремих колісних тракторів, так і для їх модельного ряду.
Особистий внесок здобувача. У роботах, опублікованих у співавторстві, автору належать:
- розробка конструкції багатодискового гальмівного механізму, що охолоджується мастилом, для самохідного шасі СШ 25 [2];
- виявлення тенденцій в зміні конструкцій гальмівних механізмів колісних тракторів, аналіз застосовності різних конструкцій гальмівних механізмів за тяговими класами колісних тракторів вітчизняного і закордонного виробництва [3];
- гістограми розподілу варіантів конструкцій гальмівних механізмів у функції основних параметрів колісних тракторів за результатами Ганноверської виставки AGRITECHNICA’99 [4];
- аналіз дефектів гідропідтискної муфти коробки передач трактора Т-150К, що виникають у процесі експлуатації, графіки і рівняння регресії залежності зносу поверхонь деталей муфти від напрацювання, заходи для підвищення довговічності деталей муфти [5];
- методика визначення втрат енергії при обертанні пакета фрикційних дисків у мастилі [6];
- вихідні характеристики запропонованого гальма, що має від’ємний зворотній зв’язок [7].
Апробація результатів дисертації. Результати досліджень були повідомлені на чотирьох міжнародних науково-технічних конференціях – “KONFERENCIA HAMULKOVA 2001”, м. Лодзь, Польща, інститут транспортних засобів Лодзинського політехнічного інституту; “Нові технології в машино–, приладобудуванні і на транспорті -2001”, м. Севастополь, Севастопольський національний технічний університет; міжнародній конференції на кафедрі автомобілів Харківського національного автомобільно-дорожнього університету, 2001р., конференції “Транспорт, екологія – стійкий розвиток” у Варні, Болгарія, травень 2001р. Дисертаційна робота обговорена і схвалена на засіданнях кафедри технології машинобудування і ремонту машин та кафедри автомобілів Харківського національного автомобільно-дорожнього університету, на науково-технічних семінарах “Тракторна енергетика в рослинництві” Харківського державного технічного університету сільського господарства та “Перспективи розвитку автомобіле- та тракторобудування” Національного технічного університету “Харківський політехнічний інститут”.
Публікації. Основні теоретичні положення і результати дисертаційного дослідження опубліковано в 7 роботах. З них – 6 статей у спеціалізованих виданнях, що входять до переліку ВАК України як фахові, з яких 1 одноосібна, опубліковано 1 доповідь міжнародної науково – технічної конференції.
Структура й обсяг роботи. Дисертаційна робота складається зі вступу, 4 розділів, висновків, списку використаних джерел і додатків. Загальний обсяг роботи складає 196 сторінок, у тому числі 65 рисунків на 39 сторінках, 13 таблиць на 11 сторінках і 4 додатки на 17 сторінках. Список використаних літературних джерел включає 116 найменувань на 11 сторінках.
ОСНОВНИЙ ЗМІСТ
У вступі обґрунтовано актуальність теми дисертаційної роботи, сформульовано мету і задачі дослідження, наукову новизну і практичну значимість.
У першому розділі проведено аналіз результатів досліджень і огляд конструкцій багатодискових гальм, що працюють у мастилі.
Проведений аналіз (за результатами Ганноверської виставки AGRITECHNICA’99) використання різних конструкцій гальмівних механізмів на сільськогосподарських колісних тракторах показав, що в порівнянні з 1985 роком, у 1999 році застосування багатодискових “мокрих” (що працюють у масляній ванні) гальмівних механізмів збільшилося в 1,8 разів, дискових “сухих” (що працюють без занурення в масляну ванну) зменшилося в 4,2 рази, барабанних зменшилося в 2,5 рази, а стрічкові гальмівні механізми не використовуються взагалі. З цього випливає, що в найближчі роки на переважній більшості сільськогосподарських колісних тракторів закордонного виробництва будуть установлюватися багатодискові гальмівні механізми, охолоджувані мастилом (рис. 1).
На підставі аналізу отриманих результатів розроблено рекомендації щодо застосування тієї чи іншої конструкції гальмівних механізмів на колісних тракторах (табл. 1).
Таблиця 1
Переважне застосування різних типів гальмівних механізмів
Проаналізовано конструкції багатодискових гальмівних механізмів, охолоджуваних мастилом. У ході патентно-літературного огляду вітчизняних і закордонних джерел було виявлено чотири основних класифікаційних ознаки для дискових гальмівних механізмів, що працюють зі змащенням, і встановлюються на колісних тракторах: за типом привода, за типом охолодження і за конструкцією, за місцем встановлення.
Питанням розробки і розрахунку гальмівних механізмів закритого і відкритого типів присвячені роботи А.М. Туренка, В.О. Богомолова, О.С. Федосова, Є.Б. Решетнікова, В.П. Волкова, В.І. Клименка, В.К. Долі, В.Я. Кушова й ін.
В Україні і в країнах СНД розробка конструкцій і удосконалювання методик розрахунку багатодискових гальмівних механізмів, охолоджуваних мастилом, висвітлені в роботах Ю.Н. Дроздова, М.А. Подригало, Є.М. Гецовича, В.А. Сопкіна та ін.
Теоріями тертя в режимі граничного змащення займалися такі вчені, як В.Б. Дерягін, Э. Рабінович, Ф.П. Боуден, Д. Тейбор, І.В. Крагельський,
Г.І. Єпіфанов, П. Мерчент, Б.І. Костецький, А.С. Ахматов, Р.М. Матвєєвський, А.В. Чічінадзе, Г.В. Виноградов, А. Камерон, В. Гарді, Н. Блок і ін.
Проведено аналіз фрикційних матеріалів, застосовуваних у фрикційних вузлах, що працюють з мастильним матеріалом. Серед них паперові, асбофрикційні (екологічно шкідливі), сталеві, спечені матеріали. Найбільш ефективними визнано металокерамічні фрикційні матеріали.
Виконано дослідження зносу деталей найближчого аналога багатодискових гальмівних механізмів, охолоджуваних мастилом - гідропідтискних муфт коробки передач 134-х колісних тракторів Т-150К, що надійшли в капітальний ремонт із реальної експлуатації. Отримано графіки і рівняння регресії залежності зносу поверхонь деталей муфти від напрацювання. Запропоновано заходи для підвищення довговічності деталей багатодискового фрикційного механізму, що працює у мастилі.
У другому розділі проведено дослідження динаміки процесу включення і витрат потужності в багатодискових гальмівних механізмах, що працюють у мастилі.
Процес включення “мокрого” багатодискового гальма був розділений на кілька етапів, критерієм визначення границь яких є тип режиму змащення фрикційних пар і характер руху фрикційних дисків. Для кожного етапу включення (рис. 2 а) нами складені системи диференціальних рівнянь руху фрикційних дисків.
 , (1)
де Fн – сила, що діє на натискний диск і стискає пакет фрикційних дисків; Fп – сила, викликана розтяганням пружин, застосовуваних у розтискному механізмі; F1C, F2C, Fi, Fj – сили опору, що виникають при видавлюванні олії з відповідних зазорів між фрикційними дисками; m1, m2, mi, mj – маси відповідно натискного, 2-го, i-го, j-го дисків; x1, x2, xi, xj – узагальнені координати відповідних дисків; F1Т, F2Т, FiТ, FjТ – сили тертя, що виникають у шліцах відповідних дисків, викликані опором обертанню в масляному середовищі.
Вирішено такі системи диференціальних рівнянь чисельними методами з використанням ЕОМ (методом Рунге-Кутта). Отримані фізична і математична моделі дозволили визначити, що час включення експериментального гальмівного механізму залежить від інтенсивності наростання тиску в приводі, і істотно не збільшується через необхідність витискання мастила з зазору між фрикційними дисками (рис. 2 б).
Розроблено критерій оцінки витрат енергії на включення і роботу гальмівного механізму.
Додаткову енергію, що повинен реалізувати двигун для компенсації втрат при гальмуванні, можна визначити як
 , (2)
де  - зміна енергії машини (кінетичної і потенційної);  - робота, затрачувана на включення гальм (створення необхідного гальмівного моменту);  - робота, затрачувана на створення примусової циркуляції мастила під час охолодження фрикційних поверхонь;  - робота, затрачувана на подолання рідинного тертя, з виключеними гальмами.
Величина, зворотна питомим витратам енергії на керування гальмом, являє собою енергетичну передатну функцію гальмівної системи.
 , (3)
де  - загальна маса машини;  - зміна швидкості руху машини за час гальмування;  - прискорення вільного падіння;  - гальмівний шлях машини;  - кут подовжнього ухилу дороги.
Розроблено методику визначення витрат енергії при обертанні пакета фрикційних дисків у масляній ванні при повному зануренні дисків у мастило і при рівні мастила на k мм вище і на k мм нижче осі вала гальма. Також визначено витрати енергії при примусовому прокачуванні мастила.
Момент сили опору обертанню пари дисків, повністю занурених у мастило, дорівнює
 , (4)
де μ- динамічний коефіцієнт тертя, Па·с; ω - кутова швидкість обертання рухливого диска, с-1; Rн, Rвн – відповідно зовнішній і внутрішній радіуси фрикційних дисків, м; h – відстань між фрикційними дисками, м; b – товщина фрикційного диска, м; l – відстань між торцем обертового диска і корпусом гальмівного механізму, м.
Сумарна потужність втрат для цілком заповненого мастилом корпуса
 , (5)
де n – кількість пар тертя.
Отримано графіки залежності витрат потужності на обертання пакета фрикційних дисків, повністю занурених у мастило, від окружної швидкості обертання (рис. 3 а) та графік залежності витрат потужності на обертання пакета фрикційних дисків від рівня мастила в корпусі гальмівного механізму (рис. 3 б) при таких значеннях вихідних параметрів: зовнішній радіус фрикційних дисків Rн=0,08 м; внутрішній радіус фрикційних дисків Rвн=0,057 м; товщина фрикційного диска b=0,003 м; відстань між фрикційними дисками h=0,00035 м; відстань від торця фрикційного диска до корпуса гальмівного механізму l=0,005 м; кількість пар поверхонь тертя n=8; динамічна в'язкість мастила ТАД 17і (при температурі Т=40о С) м=0,128 Па·с.
У третьому розділі розроблено методику вибору параметрів фрикційних пар багатодискових гальмівних механізмів колісних тракторів.
Проведено статистичне дослідження зміни вагових параметрів і параметрів потужності у модельних рядах колісних тракторів. Зроблено дослідження зміни максимальної потужності, максимального крутного моменту двигунів тракторів і повної маси тракторів модельного ряду.
Розроблено методику вибору параметрів уніфікованих пар тертя багатодискових гальмівних механізмів, установлюваних на тракторах одного сімейства, схему послідовності операцій, яка представлена на рис. 4.
Методика дозволяє розбити модельний ряд тракторів на певні діапазони, підібрати діаметр дисків на визначений діапазон тракторів, відповідно до габаритів трансмісії трактора, і в цьому діапазоні зробити розрахунок кількості пар поверхонь тертя в гальмівному механізмі на кожну з осей. А також розрахувати зусилля стиску дисків з необхідним тиском рідини в гальмівній системі, який не перевищує допустимі значення.
Кількість уніфікованих пар поверхонь тертя гальмівного механізму i-го трактора діапазону у разі установки гальмівних механізмів на всіх колесах:
кількість пар поверхонь тертя гальма переднього колеса
 , (6)
де kr – коефіцієнт, який дорівнює відношенню зовнішнього радіуса фрикційних дисків до внутрішнього радіуса; μ1 - коефіцієнт тертя між поверхнями гальмівних дисків і напрямними; μ - коефіцієнт тертя між фрикційними поверхнями гальмівних дисків; [jуст] - нормативна величина уповільнення трактора при гальмуванні, м/с2; rст i - статичний радіус колеса i-го трактора діапазону, м; Мmaxi - максимальна маса i-го трактора діапазону, кг; Uбi - передаточне число бортової передачі i-го трактора діапазону;  - сила, необхідна для стиску пар поверхонь тертя, Н; hi, bi – координати центра мас i-го трактора діапазону, м; Gi – вага i-го трактора діапазону, Н; Ei – база i-го трактора діапазону, м;
кількість пар поверхонь тертя гальма заднього колеса
 . (7)
На підставі розробленої нами методики була створена програма для ЕОМ мовою програмування С++, що дозволяє розрахувати число фрикційних дисків гальмівних механізмів колісних тракторів, що входять у модельний ряд.
Нами розроблен варіант побудови модельного ряду колісних тракторів. На тракторах розглянутого модельного ряду використовуються фрикційні диски трьох типорозмірів, кількість яких варіюється від 3-х до 10-ти.
Сформульовано вимоги до мастил, використовуваних у багатодискових гальмівних механізмах, і проаналізовано перспективи використання вітчизняних мастил у фрикційних пристроях.
Наявність протизносних і антифрикційних присадок знижує ефективність роботи фрикційного вузла в період його включення. З умови забезпечення високого коефіцієнта тертя можна припустити, що мастила, використовувані у фрикційних вузлах, повинні мати мінімальну кількість поверхнево-активних речовин. Хімічно ж активних речовин, навпаки, повинна бути велика кількість. Причому, протизадирні присадки повинні вступати в роботу якомога раніше і діяти максимально довго під час зростання навантаження, забезпечуючи високу силу тертя, і запобігаючи при цьому катастрофічному зносу.
Розроблено конструкцію багатодискового гальмівного механізму, охолоджуваного мастилом, з уніфікованими фрикційними дисками для самохідного шасі СШ 25 (рис. 5). Розроблений гальмівний механізм має: 6 пар поверхонь тертя; внутрішній та зовнішній радіуси фрикційних дисків відповідно 0,046 м і 0,078 м; максимальний тиск на фрикційній поверхні першого диска 4 МПа; осьову силу, що стискає пакет фрикційних дисків 10,91 кН; гальмівний момент до 316 НÌм.
У четвертому розділі проведено експериментальні дослідження трибологічних характеристик робочих рідин, застосовуваних у фрикційних механізмах і експериментальні дослідження багатодискового гальмівного механізму, охолоджуваного мастилом.
У результаті дослідження, проведеного на чотирьохкульовій машині в трибологічній лабораторії ХНАДУ, отримано трибологічні характеристики, що характеризують службові властивості робочих рідин для АКПП і мастильних матеріалів для трансмісій та “мокрих” гальм. Досліджувалися чотири мастильні матеріали: моторне мастило М-10Г2К, використовуване в гідромеханічній коробці передач трактора Т-150; трансмісійне мастило фірми “VALVOLINE” категорії GL-4; вітчизняне трансмісійне мастило ТАД17і категорії GL-5 та спеціальна рідина для автоматичних коробок передач фірми “ARAL” категорії DEXRON II специфікації General Motors.
Було визначено службові характеристики і побудовано криві зміни несучої здатності активних речовин (рис. 6) досліджуваних мастильних матеріалів.
Основою для створення вітчизняних мастильних матеріалів, використовуваних у фрикційних вузлах, може стати мастило М-10Г2К, що має низькі показники Dі і Pк та відповідає вимогам, викладеним вище. Для надання необхідних експлуатаційних властивостей у моторне мастило М-10Г2К необхідно додати велику кількість протизадирних присадок, що є, за своєю суттю хімічно активними речовинами, до збільшення показника Pс=9800 Н.
Для підтвердження працездатності розробленого багатодискового гальмівного механізму, що працює у мастилі, а також для підтвердження розроблених теоретичних положень було проведено експериментальне дослідження такого гальмівного механізму на інерційному стенді.
На стенді було відтворено режим разового екстреного гальмування для оцінки ефективності холодного гальма (імітація нормативних випробувань тип 0), а також режим разового екстреного гальмування при максимально припустимій температурі мастила в рукаві гальмівного механізму (tmax= 120 0С). Також проводилися циклічні гальмування з метою визначення температури насичення гальмівного механізму (рис. 7 а). Визначено, що розроблений гальмівний механізм має низьку температуру насичення Тнас=83 єС, що свідчить про його високу енергоємність (середня загальна теплоємність гальма Сср=3470 Дж/ºС (рис. 7 б) і високу теплорозсіюючу здатність. Фактор охолодження розробленого гальмівного механізму Фохл=11,9 Вт/ºС. Фактор охолодження для відкритого дискового “сухого” гальмівного механізму самохідного шасі СШ25 відповідно до даних Я.А. Боброва дорівнює 3,09 Вт/ºС, що в 3,85 рази менше отриманого значення.
Були виконані дослідження втрат на тертя фрикційних дисків у масляній ванні. Розбіжність між теоретичними і експериментальними даними склала 10,8 % (рис. 8 а). Проведено порівняння теоретичних і експериментальних значень гальмівного моменту, що розвивається експериментальною моделлю багатодискового гальмівного механізму, що працює в масляній ванні, для самохідного шасі СШ25 (рис. 8 б). Максимальна відносна погрішність склала 15,2%.
Втрати енергії в розімкнутому гальмівному механізмі при обертанні пакета фрикційних дисків у масляній ванні знижуються зі збільшенням температури мастила в рукаві і зниженням частоти обертання ротора. При підвищенні температури мастила в рукаві гальмівного механізму гальмівний
момент знижується. Максимальний момент опору при обертанні пакета фрикційних дисків у масляній ванні склав 8,59 Н·м. При максимальній потужності двигуна самохідного шасі 18,4 кВт, втрати енергії складають
1,072 кВт, тобто 5,8 % (у разі установки двох гальмівних механізмів, частоті обертання вала гальма 600 хв-1 і температурі мастила 40 0С).
Зроблено дослідження ресурсу фрикційних дисків багатодискового гальмівного механізму, що працює в мастилі, для самохідного шасі СШ 25 (рис. 9 а). Прогнозований ресурс фрикційних дисків складає не менш 11000 годин експлуатації.
Навантаження на диски внаслідок наявності тертя в напрямних розподіляються нерівномірно, що приводить до зниження гальмівного моменту по дисках і нерівномірного зносу дисків (рис. 9 б).
Одержано формулу для визначення раціонального рівня охолоджуючого мастила в корпусі гальмівного механізму
 , (8)
де ФМ – фактор охолодження гальмівного механізму при повному заповненні його мастилом, Вт/0С; ФС - фактор охолодження гальмівного механізму при відсутності мастила, Вт/0С; Rц – радіус циліндричного корпусу гальмівного механізму, м; Qц – циклове підведення тепла, Дж; tр – час розгону, с; tт – час гальмування, с; [Туст] - допустима середня стала температура охолоджуючого мастила, 0С; Т0 – температура навколишнього середовища, оС.
ВИСНОВКИ
1. Багатодискові гальмівні механізми, що працюють в мастилі, одержали широке поширення у світовому тракторобудуванні. Цими гальмівними механізмами обладнуються до 87% моделей колісних тракторів різних класів, що дозволяє забезпечити більш інтенсивне розсіювання виділюваного при гальмуванні тепла і, отже, підвищити стабільність роботи гальмівного керування. На вітчизняних колісних тракторах гальмівні механізми такого типу не застосовувалися. У зв'язку з цим відсутні методики вибору їхніх основних параметрів. Розробка зазначеної методики дозволить забезпечити впровадження таких гальмівних механізмів на перспективних моделях вітчизняних колісних тракторів, що входять у модельні ряди.
2. У зв'язку з тим, що при використанні багатодискових гальмівних механізмів, що працюють в мастилі, відбувається зниження КПД трансмісії за рахунок сил тертя, що виникають при обертанні дисків у масляній ванні, нами розроблена методика визначення втрат потужності в трансмісії трактора. Методика дозволяє врахувати вплив розмірів гальмівних дисків, їхньої кількості, окружної швидкості обертання, зазору у фрикційній парі, рівня мастила в корпусі гальмівного механізму і властивостей мастила на зазначені втрати. Проведені експериментальні дослідження показали, що для “мокрого” багатодискового гальмівного механізму самохідного шасі СШ25 максимальний момент опору при обертанні пакета фрикційних дисків у масляній ванні склав 8,59 Н·м. При максимальній потужності двигуна самохідного шасі 18,4 кВт втрати енергії складають 1,072 кВт, тобто 5,8% (при установці двох гальмівних механізмів, частоті обертання вала гальма 600 хв-1 і температурі мастила 400С). Розбіжність між теоретичними й експериментальними даними склала 10,8%. Також встановлено, що час включення експериментального гальмівного механізму залежить від інтенсивності наростання тиску в приводі, і не збільшується через необхідність видавлювання мастила із зазору між фрикційними дисками.
3. Мастила, застосовувані у фрикційних вузлах, повинні мати комплекс суперечливих трибологічних властивостей. В даний час вітчизняні мастила не повною мірою відповідають викладеним вище вимогам. Експериментальне дослідження вітчизняних і закордонних мастильних матеріалів показали, що одержати такі мастила для роботи у фрикційних вузлах, можна на основі моторного мастила М10Г2К, поліпшивши його протизадирні властивості (підвищивши навантаження зварювання до Pс=9000…9800Н) і збільшивши індекс в'язкості шляхом уведення пакета відповідних присадок. Зниження в'язкості мастила дозволяє знизити втрати енергії при обертанні пакета фрикційних дисків у розімкнутому стані. Рекомендується застосовувати мастила з показниками в'язкості, близькими до показників спеціальної рідини ARAL ATF-22. Максимальна ефективність роботи гальмівного механізму досягається при повній герметизації масляної ванни гальма. При такій конструкції можливе використання мастила з властивостями, що забезпечують мінімальний час включення гальма, мінімальні втрати на в'язкісне тертя при обертанні пакета фрикційних дисків у розімкнутому стані і максимальний коефіцієнт тертя в процесі гальмування.
4. При побудові типорозмірного ряду уніфікованих фрикційних пар багатодискових гальмівних механізмів, що охолоджуються мастилом, для сімейства колісних тракторів необхідно використовувати однакові фрикційні диски, число яких залежить від маси трактора й енергії, що розсіюється при гальмуванні. Для розглянутого нами варіанта побудови модельного ряду колісних тракторів використовуються диски трьох типорозмірів, число яких варіюється від 3-х до 10-ти.
5. Запропонована методика визначення основних параметрів дозволила розробити гальмівний механізм з уніфікованими парами тертя, що працює зі змащенням, для модельного ряду колісних тракторів. Розроблений базовий гальмівний механізм має 3 фрикційних диски з металокерамічними накладками і використовується на тракторі, що є першим у модельному ряді.
6. Проведений експеримент дозволив визначити теплові і температурні характеристики розробленого гальмівного механізму. При режимах гальмування на стенді, що відповідають реальним екстреним гальмуванням самохідного шасі, визначено, що стала температура мастила при циклічних гальмуваннях складає 83 оС. При цьому величина фактора охолодження складає 11,9 Вт/оС, що в 3,85 рази вище, ніж для відкритого дискового “сухого” гальмівного механізму, а загальна теплоємність гальма змінюється в межах 2518…3886 Дж/оС.
7. Довговічність фрикційних дисків експериментального багатодискового гальмівного механізму для самохідного шасі СШ25 складає не менш 11000 годин експлуатації. Максимальний знос мають диски, розташовані першими від розтискного механізму. На фрикційних поверхнях дисків, розташованих далі від розтискного механізму, знос нелінійно зменшується. У випадку відсутності канавок на поверхні, знос фрикційних дисків нерівномірний у радіальному напрямку. Максимальний знос зареєстрований на середньому радіусі дисків, мінімальний на внутрішньому радіусі.
СПИСОК ОПУБЛІКОВАНИХ ПРАЦЬ
ЗА ТЕМОЮ ДИСЕРТАЦІЇ
| 
