Содержание к диссертации
Введение
Глава 1 Состояние вопроса. Цель и задачи исследований 10
1.1 Исследование фрикционного сцепления и тормозка 10
1.1.1 Факторы, определяющие долговечность пар трения фрикционного сцепления и тормозка
1.1.2 Анализ работоспособности фрикционного сцепления и тормозка 20
1.2 Исследование усилителей 28
1.2.1 Классификация и краткая характеристика усилителей 28
1.2.2 Анализ работоспособности гидроусилителей 34
1.3 Исследование системы «Фрикционное сцепление -гидроусилитель» 35
1.4 Анализ динамики включения фрикционного сцепления и тормозка 41
1.5 Анализ существующих математических моделей фрикционного сцепления 47
1.6 Цель и задачи исследований 49
Глава 2 Теоретические исследования систем «Фрикционное сцепление - гидроусилитель - тормозок» 51
2.1 Исследование динамики включения и выключения систем «Фрикционное сцепление — гидроусилитель - тормозок» 51
2.1.1 Оценочные параметры, характеризующие динамику включения и выключения систем 51
2.1.2 Динамические модели и уравнения движения систем 53
2.1.3 Исследование динамики включения фрикционного сцепления и выключения тормозка с гидроусилителем следящего действия по положению 54
2.1.4 Исследование динамики включения фрикционного сцепления и выключения тормозка с гидроусилителем следящего действия по усилию 63
2.1.5 Исследование динамики включения фрикционного сцепления и выключения тормозка с гидроусилителем комбинированного следящего действия 65
2.1.6 Исследование динамики выключения фрикционного сцепления и включения тормозка с гидроусилителем следящего действия по положению 67
2.1.7 Исследование динамики выключения фрикционного сцепления и включения тормозка с гидроусилителем следящего действия по усилию 73
2.1.8 Исследование динамики выключения фрикционного сцепления и включения тормозка с гидроусилителем комбинированного следящего действия 73
2.1.9 Исходные данные для расчета динамических систем 78
2.1.10 Результаты теоретических исследований динамики включения и выключения систем 82
2.1.10.1 Осевая податливость ведомых дисков фрикционного сцепления и диска тормозка 83
2.1.10.2 Податливость привода управления фрикционным сцеплением итормозком 84
2.1.10.3 Неплоскостность ведомых дисков и диска тормозка 84
2.1.10.4 Масса привода управления 88
2.1.10.5 Масса нажимного диска и диска тормозка 90
2.1.10.6 Максимальное усилие нажимных пружин фрикционного сцепления 91
2.1.10.7 Максимальное усилие, создаваемое цилиндром гидроусилителя 93
2.1.10.8 Тип гидравлического усилителя 94
4.8.1 Исследование динамики включения фрикционного сцепления итормозка 137
4.8.2 Износные исследования фрикционных накладок дисков сцепления и тормозка 139
4.8.3 Экспериментальные исследования на тракторе 141
Глава 5 Результаты экспериментальных исследований 142
5.1 Исследование динамики включения фрикционного сцепления и тормозка 142
5.2 Результаты сравнительных износных исследований фрикционных накладок сцепления и тормозка 153
5.3 Контрольные испытания 159
5.4 Выводы по главе 162
Глава 6 Технико-экономическая оценка совместного применения на тракторе Т—130 гидроусилителей управления фрикционным сцеплением различного следящего действия и дискового подпружиненного тормозка 164
Общие выводы 168
Литература 171
Приложения 184
- Исследование фрикционного сцепления и тормозка
- Анализ работоспособности фрикционного сцепления и тормозка
- Исследование динамики включения и выключения систем «Фрикционное сцепление — гидроусилитель - тормозок»
- Исследование динамики включения фрикционного сцепления и тормозка
Введение к работе
Продовольственная независимость России во многом зависит от эффективности и надежности техники применяемой в сельском хозяйстве. Основным энергетическим элементом ее является трактор, эксплуатационные качества которого, оказывают значительное влияние на эффективность сельскохозяйственного производства.
Основные качества машины закладываются уже на стадии проектирования. Поэтому требование систематического повышения качества изделий делает необходимыми и актуальными такие исследования, которые направлены на усовершенствование существующих и создание новых, более точных методов расчёта при проектировании элементов машин.
Широкое распространение в конструкциях тракторов получили ФС. Однако, как показал опыт эксплуатации тракторов, их срок службы значительно ниже других узлов трансмиссии. Основной причиной отказа является повы-шенный износ фрикционных накладок. ФС тракторов работают в условиях, отличающихся большим разнообразием факторов, влияющих на износ и долговечность их накладок: большое число включений в час (приложение А), возможное присутствие масла и абразивных частиц на рабочих поверхностях, высокие температуры в зоне трения и пр. В некоторых случаях срок службы накладок ФС не превышает 1200 часов. Низкая долговечность приводит к необходимости частого ремонта ФС, простоям агрегатов. Ремонт и замена деталей ФС сопровождается значительными затратами труда на разборку и монтаж, неоправданно высокими эксплуатационными затратами.
Повышение безотказности и долговечности машин, может быть достигнуто улучшением конструкции, применением прогрессивной технологии изготовления, правильным выбором материалов.
В настоящее время основным направлением развития тракторостроения, является повышение энергонасыщенности и рабочих скоростей тракторов, а
8 также увеличение диапазона и коэффициента их использования. Увеличение
энергонасыщенности и скорости движения трактора, в свою очередь, приводят к повышению усилий и частоты воздействия оператора на органы управления, в частности на органы управления ФС. Следовательно, работа оператора отличается высокой интенсивностью, которая сопровождается значительными затратами физической и нервной энергии.
С целью создания более удобного управления ФС и его тормозком в его приводе применяются различного рода усилители. В силу ряда преимуществ на гусеничных тракторах наибольшее распространение получили ГУ. Установка в привод управления ГУ облегчает управление ФС, однако, как показывают исследования, существенно влияет на процессы, протекающие в ФС при его включении. При рассмотрении вопросов, связанных с долговечностью фрикционных накладок ведомых дисков сцепления и тормозка это необходимо учитывать.
Одним из способов повышения эксплуатационных качеств ФС является снижение динамической нагруженности его узлов. Включение ФС сопровождается одновременным выключением тормозка и наоборот. Поэтому, для более полного рассмотрения динамики включения и выключения ФС и тормозка необходимо рассматривать совместную работу системы «ФС - ГУ - тормозок».
Целью работы является повышение эксплуатационных качеств трактора путем снижения динамической нагруженности системы «ФС - ГУ - тормозок» за счет оптимизации ее конструктивных параметров.
Теоретические исследования выполнены на основании следующих теорий: рабочие процессы, протекающие при выключении ФС, оказывают влияние на рабочие процессы, протекающие при включении тормозка; рабочие процессы, протекающие при выключении тормозка, оказывают влияние на рабочие процессы, протекающие при включении ФС.
Экспериментальные исследования проводились в условиях стендовых и эксплуатационных испытаний с серийным и модернизированным ФС и с раз-
личными типами ГУ.
В данной работе обоснованы основные параметры, определяющие динамическую нагруженность ФС и тормозка; разработаны динамические схемы систем «ФС — ГУ - тормозок»; приведено их математическое описание; разработан программный комплекс вычисления динамических нагрузок в системе «ФС — ГУ - тормозок»; предложены мероприятия по снижению динамической нагруженности системы, одним из которых является разработка конструкции дискового подпружиненного тормозка; проведена технико-экономическая оценка результатов исследований.
Основные положения диссертации доложены и получили одобрение на научных конференциях. Диссертация состоит из введения, шести глав, общих выводов и приложений. Содержит 184 страницы машинописного текста, 1 таблицу, и 70 рисунков. Список использованной литературы включает 140 наименований, из них 5 — на иностранном языке.
Исследование фрикционного сцепления и тормозка
На долговечность пар трения ФС и тормозка влияют следующие основные факторы: — конструктивные: форма, размеры и способ крепления фрикционных накладок; конструкция ведомых дисков; соотношение масс ведущих дисков; конструкция нажимного механизма; условия теплоотвода; тип механизма разведения дисков в двухдисковых ФС; тип привода управления ФС и тормозком; размеры и форма ведущих дисков; — свойства материалов пар трения; - величина и характер действующих нагрузок; - воздействие окружающей среды. Влияние формы, размеров и способа крепления фрикционных накладок
Фрикционные накладки выполняются по ГОСТ 1786 в виде колец, радиальные размеры которых подбираются из условия обеспечения допустимых для данного фрикционного материала величин давления и удельной работы буксования. Однако момент трения, передаваемый ФС, при прочих равных условиях зависит не только от размеров поверхностей трения, но и от отношения внутреннего Ri и наружного R2 радиусов накладок. Если это отношение мало, то ухудшается контакт рабочих поверхностей и увеличивается неравномерность изнашивания по ширине фрикционных накладок вследствие большой разности тепловыделения по внешнему и внутреннему радиусам дисков. Завышенное отношение Ri/R2 приводит к возрастанию давления и в некоторых случаях повышению интенсивности изнашивания поверхностей трения. В ФС отечественных и зарубежных тракторов и автомобилей отношение R1/R2 = 0,494...0,696, причем меньшие величины обычно соответствуют фрикционным накладкам с большим наружным радиусом [16, 26]. В некоторых конструкциях ФС на поверхностях трения фрикционных накладок выполняют пазы, предназначенные для вентиляции поверхностей трения и удаления продуктов износа. Однако, как показали стендовые испытания, проведенные Шариповым, Щеренковым [122, 129, 131], их эффективность невелика. К тому же глубина канавок недостаточна для их сохранения в течение срока службы ФС и не на всех фрикционных материалах возможно их выполнение.
Накладки из спеченного фрикционного материала, допускающие повышенные давления и удельную работу буксования, чаще всего выполняют в виде отдельных расчлененных элементов сравнительно небольших размеров [122, 131]. При этом коэффициент взаимного перекрытия пар трения уменьшается до 0,3, улучшаются условия охлаждения, что способствует стабилизации коэффициента трения и снижению изнашивания пар трения [122, 111]. Применение пар трения с Квз 1 в ФС с асбофрикционными накладками также приводит к положительным результатам [124,121].
Долговечность фрикционных накладок ограничивается заклепочным креплением, не позволяющим использовать всю толщину накладок, поскольку их износ допускается только до уровня головок заклепок. При этом, средняя величина допустимого износа фрикционных накладок в тракторных ФС невелика и составляет 1,5...2,4 мм [122].
Другие способы крепления фрикционных накладок (приклеивание, при-формовывание, применение самоустанавливающихся вставных вкладышей) в практике отечественного и зарубежного автотракторостроения не нашли широкого применения из-за технологических трудностей выполнения и невозможности использования всей толщины накладок вследствие недопустимого снижения нажимного усилия пружин включения при износе накладок свыше 2,5...3,5 мм [27, 123].
Применение тарельчатых пружин в сочетании с рациональным способом крепления накладок к ведомому диску, допускающим износ накладок на всю толщину, может обеспечить значительное увеличение допустимой величины износа и долговечности накладок [119].
Влияние конструкции ведомых дисков
В ФС широкое распространение получили ведомые диски с осевой податливостью, которые наряду с увеличением плавности включения способствуют повышению долговечности фрикционных накладок [16, 129-131]. Однако для двухдисковых ФС такое конструктивное решение привело к противоположному результату, что в работах Щеренкова, Шарипова [16, 129] объясняется несовершенством конструкции ведомых дисков, а в работах [105, 110] повышением температуры поверхностей трения вследствие увеличения времени контактирования. На наш взгляд, такое объяснение не совсем верно, и это можно подтвердить следующим. В ряде работ [129, 81, 130] установлено, что при одинаковых конструктивных параметрах предельный момент трения однодискового ФС с упругими ведомыми дисками (УВД) уменьшается на 12... 16%, а в двухдисковых ФС - на 25%. Природа этого явления установлена в работе [123].
З.В. Игнатьевой [56] установлено, что на поверхностях трения дисковых тормозов существуют локальные зоны, названные контурными, в которых температура существенно превышает среднюю температуру поверхности трения. С уменьшением контурных площадей контакта пар трения на них существенно повышается температура. Известно также [123, 108, 125], что средняя температура на поверхности трения пропорциональна работе буксования. Из вышесказанного следует, что в однодисковом ФС с жесткими в осевом направлении ведомыми дисками средняя температура поверхности трения будет меньше, чем в ФС с УВД, а температура на контурной поверхности трения будет существенно больше, чем в ФС с УВД из-за худшего прилегания пар трения.
Анализ работоспособности фрикционного сцепления и тормозка
В области оценки влияния различных факторов на работоспособность ФС получили известность работы Е.А. Чудакова, И.В. Крагельского, Е.Д. Львова, И.Б. Барского, Г.Е. Блохина, С.Г. Борисова, А.П. Бегиджановой, А.В. Чечинад-зе, И.М. Эглита, Ю.К. Колодия, В.И. Власова, Н.В. Дивакова, И.М. Зильцерма-на, В.А. Кулева, П.П. Лукина, С. Н.Попова, Г.М. Щеренкова, В.Я. Юденко, Ф.П. Боудена, Т.П. Ньюкомба и других авторов.
Работоспособность ФС и тормозка зависит от износно-фрикционных свойств пар трения, которые характеризуются величиной коэффициента трения ц и износостойкости і Различные теории объясняют влияние внешних параметров на эти величины по-разному. В настоящее время большинство ученых придерживаются молекулярно-механической теории, согласно которой трение имеет двойственную природу и обусловлено преодолением адгезионной связи между поверхностями трения и объемным деформированием материала. Вследствие неоднородности и дискретности контакта трение и износ развивается в микрообъемах, возникающих на площадках фактического контакта. В процессе трения, вследствие изменяющихся условий и дискретности контакта, изменяются свойства материалов. На площадках контакта образуется фрикционная связь, которую можно рассматривать условно как третье тело, которое состоит из материалов пары трения, но с особыми, ему присущими физико-химическими и износо-фрикционными свойствами. Можно считать, что силы трения зависят от сил, определяющих упругие, пластические и вязкие деформации с преобладанием одной из них над другими в зависимости от природы контакта, причем, чем меньше деформационная зона при прочих равных условиях, тем напряженней поверхностный слой материала на площадках фактического контакта.
Различают три вида контакта: упругий, упруго-пластический и пластический. В тракторных ФС с сухим трением, в виду значительно меньшей твердости материала асбофрикционных накладок по сравнению с твердостью материала металлического контртела, происходит внедрение микронеровностей поверхностей трения ведущих дисков в материал накладок ведомых дисков, т.е. имеет место пластический контакт.
Н.М. Михин [84] разработал в общем виде аналитические зависимости для определения силы трения (коэффициента трения) в функции от удельного давления с учетом вида контактирования пар трения и установил, что при пластическом контакте трущихся пар коэффициент трения возрастает с увеличением удельного давления.
Результаты этих исследований использованы В.Я. Юденко [135] при анализе процессов трения в ФС трактора и разработке расчетной формулы для определения коэффициента трения.
С учетом переменного коэффициента трения автором выведены формулы для определения момента трения и работы буксования ФС. Однако для расчета параметров буксования по данной методике необходимо предварительно экспериментальным путем определить адгезионную составляющую коэффициента трения, что является недостатком данной работы.
Изнашивание трущихся поверхностей при пластическом контакте происходит в результате совокупности их пластических деформаций, приводящих к перемещению материальных частиц поверхностей и последующего их отделения в виде продуктов износа вследствие усталостного разрушения, наступающего при многократном механическом взаимодействии выступов более жесткой поверхности с микрообъемом деформируемой поверхности. При пластическом контакте выступы первой поверхности, скользя по второй поверхности, пластически оттесняют ее материал, образуя перед собой валик. При этом каждая материальная частица деформируемой поверхности совершает сложное движение, обусловленное многократным взаимодействием с выступами более жесткой поверхности, что приводит к наклепу ее материала. Вследствие этого деформируемый объем переходит в хрупкое состояние, а материал в результате развития усталости разрушается.
Большое количество работ посвящено исследованию влияния тепловых явлений на износно фрикционные свойства фрикционных материалов. В.А. Ку-лев и др. приводят формулы для определения работы буксования и времени буксования, а также в работе [68] предлагается формула для определения удельной работы буксования ФС с учетом теплофизических и геометрических параметров пары трения, частоты ее повторных включений и условий теплообмена пары трения с внешней средой. В заключении указывается, что рассчитанная по формуле удельная работа буксования близка к рекомендуемым авторами значениям, полученным на основании опыта эксплуатации.
Имеются работы, посвященные исследованию износостойкости фрикционных элементов и влиянию износа на работоспособность ФС. В.И. Власов [22] на основании современных представлений о природе трения обосновывает предположение, что предельное состояние материала фрикционной пары определяется критерием, характеризующим износостойкость. Автор считает, что выведенное им уравнение в наибольшей степени отражает физические явления, протекающие при интенсивной работе фрикционного узла.
Исследованию износа фрикционных накладок посвящены работы [107, 131], в которых основное внимание уделяется тепловой стойкости фрикционных накладок. В рассматриваемом случае главным параметром должно быть число нагревов фрикционных элементов до выхода их из строя. При этом не решаются вопросы, связанные с долговечностью и износостойкостью фрикционных накладок.
С.Н. Попов провел исследования износостойкости фрикционных материалов накладок ФС различных тракторов. Конструктивное и технологическое совершенство фрикционного узла автор оценивает коэффициентом равнопроч-ности, который представлен отношением времени полного износа накладки, ус тановленной при изготовлении узла, к общему времени износа накладок, замененных за весь период срока службы узла. Для повышения долговечности и износостойкости фрикционных элементов вместо сборных ведомых дисков муфт поворота предлагаются цельнопластмассовые диски из ретинакса ФК-24А, а для ФС - диск новой конструкции с плавающими фрикционными вставками из того же материала. Указанные мероприятия по данным испытаний позволяют увеличить срок службы фрикционных элементов в 2...7 раз по сравнению с традиционными конструкциями.
Исследование динамики включения и выключения систем «Фрикционное сцепление — гидроусилитель - тормозок»
Для оценки влияния различных конструктивных параметров систем «ФС - ГУ - тормозок» на динамическую нагруженность нами приняты следующие критерии: 1) Время t, в течение которого происходит полное включение ФС. 2) Время t0, в течение которого нажимной диск ФС, перемещается из начального положения, занимаемого им при выключенном ФС, в конечное положение, соответствующее полному включению ФС. 3) Время t, в течение которого происходит полное включение тормозка. 4) Время /0, в течение которого нажимной диск ФС, перемещается из начального положения, занимаемого им при включенном ФС, в конечное положение, соответствующее полному выключению ФС. 5) Время tj нарастания силы прижатия дисков ФС до максимального значения в процессе его включения. 6) Время t2 нарастания момента трения ФС до максимального значения в процессе его включения. 7) Время t[ нарастания силы прижатия фланца тормозка до максимального значения в процессе его включения. 8) Время t 2 нарастания момента трения тормозка до максимального значения в процессе его включения.
Для исследования динамики включения и выключения разработаны динамические модели систем «ФС - ГУ - тормозок» применительно к трактору Т-130, имеющего 2-х дисковое сухое постоянно замкнутое ФС с дисковым тор-мозком. Математическое моделирование систем, проведенное различными учёными [38, 85, 102, 103], учитывает не все факторы, в результате чего в их работах рассматривается не более пяти этапов. Кроме того, ученые [102] рассматривали процесс включения аналогично процессу выключения. В данной работе рассмотрены динамические модели более полно, с меньшим количеством допущений. Для полноты анализа процесс включения ФС и выключения тормозка разбит на девять этапов, а процесс выключения ФС и включения тормозка — на семь этапов.
Для проведения теоретического исследования системы заменены динамически эквивалентной моделью, в которой вращающиеся и поступательно движущиеся детали представлены в виде дискретных масс, совершающих поступательное движение и безынерционных упругих звеньев, соединяющих эти массы. Поскольку отдельные детали движутся с различными скоростями, то механическая модель заменена приведенной динамической моделью, в которой все массы имеют общую геометрическую ось движения [103]. Приведение масс осуществлено на основе равенства кинетической энергии приводимой и приведенной масс, а приведение податливостей - на основе равенства потенциальной энергии. Массы и податливости приведены к оси нажимного диска. С достаточной для практических расчетов точностью сравнительно малые массы объединены с соседними большими массами, определяющими характер протекания процессов.
На каждом этапе движение всех отдельных масс описаны собственными уравнениями, которые объединены в систему уравнений.
На рисунке 2.1 приведена динамическая схема системы «ФС - ГУП - тор-мозок» при включении ФС и выключении тормозка. Рассмотрим одновременно процесс включения ФС и выключения тормозка. Численные значения параметров системы приведены в таблице 2.1. На схемах даны следующие обозначения: Ш] - масса механизма управления от педали до управляющего звена ГУ, кг; Ш2 - масса механизма управления от исполнительного звена до нажимного диска ФС, кг; тз, ПІ5, т4, тб— соответственно массы 1го, 2го ведомых, промежуточного и нажимного дисков ФС, кг; m-j — масса подвижной муфты включения тормозка, кг; т8 - масса тормозка, кг; X], Х2, Хз, Х4, Х5, х6, х7 — перемещения масс mjy ГП2, тз, т4, т& те, т7 соответственно, м; 51, $2, дз ( 4 — зазоры между поверхностями трения в полностью выключенном ФС, м; Зб — ход нажимного диска ФС, м; Х5 - величина неплоскостности диска тормозка, м; е\ — приведенная податливость привода ФС, м/Н; е2 е3, е4, е5 -податливости фрикционных накладок ведомых дисков соответственно, м/Н; ев - податливость фрикционной накладки диска тормозка, м/Н; Q] - приведенное усилие возвратной пружины педали сцепления, Н; Q2 - приведенное усилие возвратной пружины ГУ, Н; Q3 - приведенное усилие создаваемое цилиндром ГУ, Н; Q4 — приведенное суммарное усилие нажимных пружин ФС, Н 56 T[ — сила сопротивления перемещению массы т Н; Тх , Т2, Т3, Т4, Т5, Тс, - силы сопротивления перемещению масс m2i m3, m4, m5, m6i m7 до соприкосновения трущихся поверхностей соответственно, Н.
В процессе включения сцепления нажимной диск (масса т6), перемещаясь последовательно «собирает» ведомые и промежуточный диск в одну общую массу, в результате чего, также последовательно в накладках ведомых дисков возникает трение. Для достаточно полного рассмотрения динамики включения ФС и выключения тормозка процесс разбит на 9 этапов.
Этап1 (Q3 Q4-Q2j)
В начале этого этапа масса ті под действием усилия Q2 возвратной пружины, перемещаясь совместно с управляющим звеном ГУ, сообщает его рабочую полость со сливом. Массы т2, т6 и т7 остаются неподвижными. Движение системы на этом этапе описывается дифференциальным уравнением
Исследование динамики включения фрикционного сцепления и тормозка
Наибольшим коэффициентом динамичности обладает ФС с серийными дисками, который изменяется от 1,27 до 1,16. Также этому ФС присуще наиболее интенсивное включение. У ФС с упругим диском №1 коэффициент динамичности Кд изменяется от 1,19 до 0,95. При времени ty.3. = 2,2 с Кд =1. ФС с упругими дисками № 2 имеет наименьший коэффициент динамичности, который для всех значений ty.3- не превышает 0,94. У этого ФС наибольшее время нарастания момента трения, что свидетельствует о более плавном включении.
Система «ФС - ГУК - тормозок»
Коэффициент динамичности для ФС с жесткими дисками изменяется от 1,28 до 1,17. ФС с упругими дисками №1 имеет меньший коэффициент динамичности, который изменяется от 1,09 до 0,95.
Время нарастания момента выше, чем у ФС с жесткими дисками, что говорит о более плавном включении. Наименьшим коэффициентом динамичности обладает ФС с упругими дисками №2 у которой уже при ty.3. = 1,65 с коэффициент Кд = 0,9, что говорит о наиболее благоприятном протекании процесса включения ФС. Таким образом, можно заключить следующее: - для всех систем увеличение времени перемещения управляющего звена ГУ и неплоскостности фрикционных накладок ведомых дисков ФС приводит к снижению коэффициента динамичности и увеличению времени нарастания мо мента трения; - наименьший коэффициент динамичности и набольшее время нарастания момента трения ФС у системы, имеющей ГУП. На рисунке 5.4 приведены результаты экспериментальных исследований влияния осевой податливости диска тормозка и времени перемещения управ ляющего звена ГУ на динамику включения тормозка для исследуемых систем. Рассмотрим динамику включения тормозка для исследуемых систем: Система «ФС - ГУУ — тормозок»
Увеличение времени перемещения управляющего звена ГУ приводит к увеличению времени t/o, однако интенсивность нарастания времени t7o у тор-мозков с различными дисками различна. Наибольший коэффициент динамичности у серийного тормозка, наименьший - у тормозка с повышенной величиной неплоскостности. Так, при времени ty.3. = 0,8 с коэффициент динамичности для серийного тормозка равен 1,38, а время t0= 0,18 с. У тормозка с повышенной величиной неплоскостности эти величины составляют соответственно 1,08 и 0,24 с. При времени ty-3. = 2,4 с коэффициент динамичности серийного томоз-ка равен 1,34, а время to=0,45 с. У тормозка № 2 эти значения соответственно равны 1,04 и 1,22 с.
Система «ФС - ГУЛ - тормозок»
Наибольшим коэффициентом динамичности обладает серийный тормозок, который изменяется от 1,57 до 1,41. У тормозка с повышенной величиной неплоскостности коэффициент динамичности изменяется от 1,3 до 1,1. Тормозок с повышенной величиной неплоскостности имеет наименьший коэффициент динамичности, у него наибольшее время нарастания момента трения, что свидетельствует о более плавном включении.
Система «ФС - ГУК — тормозок» Коэффициент динамичности для ФС с серийным тормозком изменяется от 1,45 до 1,36. Тормозок с упругими дисками имеет меньший коэффициент 152 динамичности, который изменяется от 1,24 до 1,06. Время нарастания момента трения выше, чем у тормозка с жестким диском, что говорит о более плавном включении. Таким образом, можно заключить следующее: — для всех систем увеличение времени перемещения управляющего звена ГУ и неплоскостности фрикционной накладки тормозка приводит к снижению коэффициента динамичности и увеличению времени нарастания момента тре ния; — наименьший коэффициент динамичности и набольшее время нарастания момента трения тормозка у системы, имеющей ГУУ.
Сравнивая между собой исследуемые системы, необходимо отметить, что наибольший коэффициент динамичности Кд и наименьшее время t0 у ФС с различными вариантами ведомых дисков, работающих с ГУУ. Наименьший коэффициент динамичности Кд и наибольшее время to у ФС, работающих с ГУЛ; наибольший коэффициент динамичности К и наименьшее время to у тормоз-ков, работающих с ГУП. Наименьший коэффициент динамичности Kfd и наибольшее время to у тормозков, работающих с ГУУ.
Увеличение времени перемещения управляющего звена ГУ для всех систем приводит к снижению коэффициентов динамичности и увеличению времени нарастания моментов трения.
Таким образом, наиболее предпочтительной с точки зрения динамики включения ФС и тормозка следует считать систему: ФС с упругими дисками №2 - ГУП - тормозок с повышенной величиной неплоскостности.
Следует также учитывать, что суммарная величина неплоскостности для дисков ФС должна составлять
