Обгрунтування працездатності стрічково-колодкового гальма з рухомими фрикційними накладками бурової лебідки

 ;  ,

де а і v – параметри, які залежать від режиму гальмування; b – параметр, який враховує вплив сили натягу пружин, що з'єднують накладки між собою.

Таким чином, за повний цикл дії гальма встановлено три стадії гальмування: початкова з періодом tn, коли сила тертя F2<F1; перехідна, коли F2 =F1, яка відповідає точці перетину кривих 1 і 2 (див. рис. 2), та кінцева, яка відповідає періоду tк-tп. Тобто, на відміну від серійного в даному типі гальма кінетична енергія під час гальмування поглинається почергово двома типами фрикційних вузлів, що в загальному підвищує ефективність гальмівного механізму.

Обгрунтування ефективності гальмування та визначення експлуатаційних параметрів проведено за таких припущень:

• сила натягу пружини забезпечує невідрив фрикційної накладки від шківа, що дає підставу знехтувати впливом сил інерції накладки;

• період переходу від початкової до кінцевої стадії гальмування є малим і ним можна знехтувати при визначенні співвідношення періодів початкової стадії та повного циклу гальмування;

• гальмівна стрічка є абсолютно гнучким тілом.

Враховуючи невелику жорсткість гальмівної стрічки в зв'язку з відсутністю її з'єднання з фрикційними накладками, при визначенні основних експлуатаційних параметрів гальма використовувалась теорія Ейлера про тертя гнучкого стрижня, що охоплює шків. При цьому кожна фрикційна накладка розглядалася як елемент окремого гальма з набігаючою і збігаючою гілками гальмівної стрічки. На основі вищевикладеного встановлено залежність між зусиллями збігаючої SЗ та набігаючої SН гілок гальмівної стрічки:

 , (1)

де R – радіус робочої поверхні шківа; R0 – радіус кривини стрічки; f – коефіцієнт тертя ковзання робочої фрикційної пари; a – центральний кут накладки; n – кількість накладок, охоплюваних стрічкою.

Наведена залежність відрізняється від класичної тим, що в ній враховано радіус робочої поверхні гальмівного шківа і товщину фрикційної накладки. На підставі залежності (1) отримано вираз для гальмівного моменту на початковій стадії гальмування:

 . (2)

З урахуванням дії пружин на фрикційні накладки виведено залежність для визначення гальмівного моменту на кінцевій стадії гальмування:

 , (3)

де m – кількість накладок, розташованих на шківі; SП – сила натягу пружини.

За критерій рівності величин спрацювання внутрішніх та зовнішніх поверхонь накладок прийнято умову рівності робіт сил тертя на цих поверхнях А1=А2, яка при лінійній залежності сил тертя від часу набуває вигляду:

 , (4)

де Sш2 і Sшк – шлях точок поверхні шківа відповідно за початковий та повний період гальмування.

Після інтегрування залежності (4) з урахуванням умови, що на перехідній стадії гальмування F1 =F2, визначено величину попереднього натягу пружини:

 ,

де Sзk – зусилля на збігаючій гілці стрічки наприкінці гальмування;  - співвідношення коефіцієнтів тертя та періоду початкової стадії до повного періоду гальмування.

Розрахункову силу натягу пружини для оцінки її міцності та жорсткості визначено за результатами аналізу коливань фрикційної накладки під час стрибкоподібного її переходу від стану спокою до руху.

Для оцінки впливу жорсткості гальмівної стрічки на величину експлуатаційних параметрів гальма стрічка в подальшому розглядається, як реальне тіло, що деформується. При цьому стрічку розглядали як стрижень малої кривини, оскільки її товщина h<<R. При замиканні гальмівної стрічки радіус її кривини змінюється від R0 до R/=R+h, і в її поперечних перерізах, на відміну від гнучкої нитки, окрім осьового зусилля виникає згинальний момент, на утворення і розвиток якого витрачається частина Sз. Враховуючи цю обставину, а також те, що згинальний момент визначається залежністю  , отримано (при моменті інерції поперечного перерізу стрічки  ) аналітичну залежність гальмівного моменту в такому вигляді:

 , (5)

де b i h – ширина і висота перерізу гальмівної стрічки; D-зазор між поверхнями тертя стрічки і накладок в розімкнутому стані гальма; E-модуль пружності матеріалу стрічки.

Третій розділ присвячено обгрунтуванню працездатності нетрадиційного гальма експериментальним шляхом. Метою експериментальних досліджень є створення банку даних основних експлуатаційних показників динамічної навантаженості стрічково-колодкового гальма з рухомими фрикційними накладками при його роботі в стендових умовах.

У відповідності з цим програмою досліджень передбачено розгляд наступних задач: встановлення закономірностей зміни експлуатаційних параметрів зовнішніх і внутрішніх фрикційних вузлів стрічково-колодкового гальма на різних стадіях гальмування (першій і третій), а саме: питомих навантажень; деформацій гальмівної стрічки і фрикційних накладок; коефіцієнтів тертя; часу гальмування; вивчення впливу жорсткості гальмівної стрічки і попереднього натягу у парі “робоча поверхня гальмівного шківа – внутрішні поверхні фрикційних накладок” на ефективність роботи стрічково-колодкового гальма; розробка конструктивних схем гальма з його покращеними експлуатаційними параметрами; оцінка довговічності зовнішніх і внутрішніх поверхонь фрикційних накладок гальма.

В якості об'єкта досліджень була прийнята геометрична модель стрічково-колодкового гальма бурової лебідки БУ 2500 ЕП з масштабом геометричної подібності g=lн/lм=3, 45 (lн і lм – довжини між подібними точками натури і моделі). При цьому вивчалися динамічні процеси за різних умов навантаження