CC BY
29
УДК 629.113
И. С. Сазонов, д-р техн. наук, проф., А. С. Мельников, канд. техн. наук, доц.,
В. А. Ким, д-р техн. наук, проф.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ НАЖИМНОГО УСТРОЙСТВА ДИСКОВОГО ТОРМОЗА С МЕХАНИЧЕСКИМ ПРИВОДОМ
На основе исследований зависимости среднего диаметра резьбы, винтового нажимного устройства от нажимного усилия дискового тормоза разработана методика определения параметров нажимного устройства, позволяющая более точно, по сравнению с имеющимися разрозненными формулами, определить параметры винтового нажимного устройства в зависимости от требуемого момента трения, величины приводного усилия и других условий. Это дает возможность уменьшить материалоемкость тормозного механизма и избежать ошибок проектирования, приводящих к отказу тормозного механизма в работе.
При определении параметров дискового тормозного механизма нового типа, имеющего в качестве нажимного устройства винтовую передачу, необходимо решить ряд задач, последовательность решения которых представлена на рис. 1, а также обеспечить выполнение главных требований к конструкции тормозного механизма.
Конструкция дискового тормоза нового типа с механическим приводом должна обеспечивать: рациональное взаимное размещение винтового нажимного устройства и скобы тормоза; простоту и надёжность эксплуатации; лёгкую и быструю замену тормозных колодок и регулировку зазора между тормозными колодками и тормозным диском; защиту винтовой передачи нажимного устройства от воздействия пыли и влаги; невысокие сложность и трудоёмкость при ремонтновосстановительных работах.
Конструкция дискового тормоза с винтовым нажимом должна быть технологична в изготовлении, предусматривать применение стандартного оборудования и технологий при производстве [1, 2].
Функциональный расчёт, являющийся первым этапом при проектировании тормозной системы, позволяет определить величину максимально возможного тормозного момента в зависимости от сил, действующих на мобильную машину, в данном случае мотоцикл, а также момент трения однодискового тормоза. В
результате функционального расчёта дискового тормоза с винтовым нажимным устройством определяются требуемые величины тормозных моментов, которые должны развиваться на переднем и заднем колёсах мотоцикла (в данном случае для ММВЗ: М1 = 397,1 Н-м, М2 = 348,6 Н-м). Полученные требуемые величины тормозных моментов, а также соотношения, связывающие момент трения дискового тормоза, нажимное усилие и параметры винтового нажимного устройства, позволяют перейти к следующему этапу проектирования дискового тормоза: определению параметров винтового нажимного устройства [2].
Проведенные исследования зависимости среднего диаметра резьбы от различных факторов позволяют получить более точные результаты расчёта среднего диаметра резьбы винтовой передачи и уменьшить вероятность перерасчёта, когда полученный размер среднего диаметра занижен либо завышен.
Это достигается тем, что в результате исследования зависимости среднего диаметра резьбы от величины нажимного усилия (осевой силы), действующего на винт, был получен ряд значений осевой силы, также действующей на винт, и значений среднего диаметра резьбы, соответствующих значениям осевой силы.
Определение требуемого тормозного момента
Определение момента трения дискобого тормоза
Определение среднего диаметра резьбы нажимного устройства
I
Определение угла подъема и числа заходов резьбы, длины рычага винта
\
Расчет винтовой передачи на износостойкость и прочность
Расчет тормозной скобы
Разработка компоновки дискового тормозного механизма
Выбор типа и определение параметров тормозного привода
Рис. 1. Порядок расчета дискового тормоза с винтовым нажимным устройством
Исследование зависимости среднего диаметра резьбы от величины осевой силы (рис. 2), воздействующей на винт в винтовой передаче, позволяет с достаточной степенью достоверности получать параметры резьбы нажимного устройства дискового тормоза нового типа.
Для этого необходимо по имеющемуся значению осевой силы, воздействующей на винт, для винтового нажимного устройства дискового тормоза - это величина нажимного усилия, используя
полученную зависимость, найти средний диаметр резьбы винтовой передачи нажимного устройства.
Например: величине нажимного
усилия (осевой силы) N = 4000 Н соответствует средний диаметр резьбы ёср = 12,9 мм при рабочей высоте профиля резьбы к = 1,46 мм; для величины нажимного усилия N = 5000 Н значение среднего диаметра резьбы составит ёср = 16,1 мм при той же рабочей высоте профиля резьбы.
Определив, таким образом, средний диаметр резьбы, появляется возможность более точно определить коэффициент высоты гайки и произвести расчёт среднего диаметра резьбы по известным выраже-
ниям или проверить полученный средний диаметр резьбы по критерию износостойкости, то есть по величине среднего контактного давления в резьбе по выражению (1).
N ■
Рис. 2. Зависимость среднего диаметра резьбы с1ср от осевой силы N при различной высоте профиля резьбы к
Определим возникающее контактное давление в резьбе винтового нажимного устройства с параметрами сср = 18 мм, к = 1,46 мм, г = 3,375:
р =
б
ТІЇІк2
<
Ы.
(1)
где Q - осевая сила, действующая на винт; сср - средний диаметр резьбы; к - рабочая высота профиля резьбы; г - число витков резьбы, находящихся в зацеплении.
Р =
4866
3,14159-18-1,46 • 3,375
= 17,46 Н/мм2 = 1746 Н/см2.
Учитывая величину допускаемого контактного давления в резьбе [р] = 2000 Н/см2 (20 МПа), можно сделать заключение, что по основному критерию работоспособности винтовой передачи -износостойкости - рассчитанная пара от-
вечает необходимым требованиям (17,5 МПа < 20 МПа).
Для сравнения определим средний диаметр резьбы винтовой передачи по методике, приводимой в известных источниках.
Согласно рекомендациям определение среднего диаметра резьбы проводится по выражению [2]
12
2 Р
ж/ [Р] ’
(2)
где 12 - средний диаметр резьбы, мм; Р - осевая сила, действующая на винт, Н; у - коэффициент высоты гайки,
Нг г ,
/ =-----; Нг - высота гайки, мм; [Р] -
12
среднее допускаемое давление в резьбе.
При этом, как видим, необходимо выбрать коэффициент высоты гайки в довольно широких пределах:
у = 1,2...2,5 .
Это означает, что, выбирая, например, коэффициент высоты гайки в рекомендуемых пределах ^ = 1,2...2,5, мы можем получать значительно отличающиеся друг от друга значения среднего диаметра резьбы.
В данном случае величина коэффициента высоты гайки оказывает значительное влияние на величину среднего диаметра резьбы. Однако выбор коэффициента высоты гайки затруднен, поскольку его величина связана со средним диаметром резьбы, который как раз и необходимо получить. Это означает, что ещё до определения среднего диаметра резьбы нам предлагают задаться его величиной, не приводя при этом рекомендаций по предварительному ее выбору.
Подобный подход приводит зачастую либо к заниженному, либо к завышенному среднему диаметру резьбы, поскольку предварительный выбор среднего диаметра резьбы, а следовательно, и коэффициента высоты гайки, связан с субъективным фактором, т. е. опытом, уровнем квалификации и т. д. человека, выполняющего указанный расчёт.
В качестве примера использования традиционной методики произведем расчет среднего диаметра резьбы, приняв коэффициент высоты гайки 1,2:
2•4866
'3,14159-1,2 • 2000
= 12,9 мм.
Проведем проверку найденного среднего диаметра по критерию износостойкости резьбы. Среднее давление в резьбе
4866
Р 3,14159-12,9-1,46 • 3,375 = 24,36 Н/мм2 = 2436 Н/см2.
Величина допускаемого контактного давления в резьбе [р] = 2000 Н/см2 (20 МПа). Таким образом, можно видеть, что при коэффициенте высоты гайки 1,2
средний диаметр резьбы не удовлетворяет условию износостойкости резьбы, среднее давление в резьбе на 34 % выше в сравнении с параметрами резьбы, полученными по разработанной методике.
Произведем расчет среднего диаметра резьбы, приняв коэффициент высоты гайки 2,5:
й2
2•4866
' 3,14159 • 2,5 • 2000
= 7,
мм.
Проведем проверку найденного среднего диаметра по критерию износостойкости резьбы. Среднее давление в резьбе
4866
Р 3,14159 • 7,8-1,46 • 3,375 = 40,3 Н/мм2 = 4030 Н/см2.
Проведенный расчет показывает, что и при коэффициенте высоты гайки 2,5 средний диаметр резьбы также не удовлетворяет условию износостойкости резьбы, а среднее давление в резьбе на 114 % выше в сравнении с параметрами резьбы, полученными по разработанной методике.
Различие в значениях среднего диаметра резьбы, найденных по разработанной методике: ёср = 18 мм и по методике, предлагаемой в известных источниках, для ёср = 12,9 мм составляет 28 % и для ёср = 7,8 мм - 56,7 %.
Подобные результаты требуют повторного проведения расчета, принимая при этом новую величину коэффициента высоты гайки.
Как показали исследования, полученный по указанной методике средний диаметр резьбы, как правило, всегда соответствует требованиям критерия износостойкости.
При использовании традиционной методики, предлагаемой в известных источниках, повторение расчета может п р о и сходить несколько раз до тех пор, пока значение среднего диаметра резьбы не будет удовлетворять условию из-
носостойкости резьбы.
Проводя определение параметров нажимного устройства по разработанной методике, есть возможность обоснованно предварительно определить значение среднего диаметра резьбы и коэффициента высоты гайки. Это позволяет точнее определять параметры нажимного устройства, избегая повторов расчета.
В том случае, когда кроме величины нажимного усилия (осевой силы) изменяются величина рабочего профиля резьбы и число заходов резьбы, средний диаметр резьбы винтовой передачи нажимного устройства можно также уточнить по зависимостям, полученным в результате исследований, показанным на рис. 3.
ср
И
Рис. 3. Зависимость среднего диаметра резьбы ёср от высоты профиля резьбы И при различном количестве витков резьбы, находящейся в зацеплении ъ
Таким образом, по разработанной методике мы можем определить средний диаметр резьбы винтовой передачи нажимного устройства дискового тормоза нового типа при различных значениях нажимного усилия, рабочей высоты профиля резьбы и числа заходов резьбы.
Диапазон изменения основных параметров: нажимного усилия N = 1000...8000 Н, рабочей высоты профиля резьбы И = 0,003.0,023 м и числа витков резьбы, находящихся в зацеплении г = 0,5.4, соответствовал реальным значениям этих величин в дисковых тормозах нового типа с
винтовым нажимным устройством для мобильных машин.
Определив средний диаметр резьбы винтовой передачи нажимного устройства, рабочую высоту профиля резьбы и число заходов, несложно определить остальные параметры резьбы винтовой передачи.
Одним из главных параметров при этом является угол подъёма резьбы. Учитывая комплексное влияние угла подъёма резьбы на показатели винтовой передачи, необходимо согласовать величину угла подъёма резьбы по резуль-
татам силового расчёта винтовой передачи и по результатам кинематического расчёта.
Угол подъёма резьбы определяется по среднему диаметру резьбы винтовой передачи, затем проверяется по условию создания необходимой величины нажимного усилия, после этого необходимо убедиться, что при подобных параметрах резьбы винтовой передачи обеспечивается рабочий ход рычага винта при нормированном перемещении рукоятки или педали тормозного привода.
Перемещение рычага винта до достижения необходимой величины нажимного усилия зависит от хода резьбы £, которое, в свою очередь, зависит от угла подъёма резьбы, шага и числа заходов резьбы. Как правило, значения угла подъёма резьбы, удовлетворяющие по величине нажимного усилия и значению коэффициента полезного действия, обеспечивают и необходимые перемещения рукоятки или педали тормозного привода.
Завершается расчёт параметров винтовой передачи нажимного устройства расчётом винтовой передачи на износостойкость и на прочность по эквивалентным напряжениям.
Следующим, не менее важным, чем предыдущие, этапом при проектировании
дискового тормоза нового типа является выбор параметров дискового тормоза, а также расчёт его скобы, охватывающей тормозной диск и являющейся скобой плавающего типа. Расчет тормозной скобы производится на прочность и на жёсткость.
Расчёт скобы дискового тормоза производят исходя из условия её равно-прочности по всей длине.
Разработанная методика позволяет более точно, по сравнению с имеющимися разрозненными формулами, определить параметры винтового нажимного устройства в зависимости от требуемого момента трения, величины приводного усилия и других условий. Это позволяет уменьшить материалоемкость тормозного механизма и избежать ошибок проектирования, приводящих к отказу тормозного механизма в работе.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Мамити, Г. И. Функциональный и прочностной расчет тормозов мотоцикла / Г. И. Мамити, М. С. Льянов ; под ред. Г. И. Мамити. - Владикавказ : Рухс, 2002. - 187 с.
2. Мамити, Г. И. Теория винтовой передачи / Г. И. Мамити, А. С. Мельников, М. С. Льянов // Вестн. МГТУ. - 2002. - № 1. -С. 79-83.
Белорусско-Российский университет Материал поступил 20.06.2008
I. S. Sazonov, A. S. Mel’nikov, V. A. Kim Determination of the parameters of the pressure device of the disk brake with a mechanical drive
On the basis of the study of the dependence of the thread pitch diameter, screwdown device on the pressing force of the disk brake there has been developed a technique for pressure device parameter determining. The developed technique allows a more accurate determining the parameters of the screw pressure device depending on the required moment of friction, magnitude of the drive effort and other parameters. This allows decreasing the materials consumption of the braking mechanism and avoiding design errors leading to the failure of the braking mechanism in operation.
