Как определяются расчетные нагрузки при проектировании элементов трансмиссии колесных и гусеничных машин? Привести несколько примеров.

В настоящее время в автотракторостроении основным является метод расчета по напряжениям, определяемым по минимальному из двух действующих моментов: моменту двигателя М_дв или моменту по сцеплению движителя с опорной поверхностью М_φ, приведенным к данной детали. М_ст (статический) будет минимальный из этих двух. Анализ причин выхода из строя показывает, что надо учитывать реальные нагрузки. Действующие на трактор динамические нагрузки М_дин обычно выражают через коэффициент динамичности k_д, который учитывает дополнительные нагрузки, обусловленные силами инерции при неравномерном движении k_д = М_дин/М_ст. Величина этого коэффициента м.б. определена экспериментально или расчетом при исследовании колебательной системы всего трактора. Также необходимо рассчитывать на сопротивление усталости детали, работающие при переменном нагружении.

Размеры сцепления рассчитывают, исходя из возможности передачи им крутящего момента, превышающего номинальный М_дв в β раз. Это необходимо для надежной передачи М_дв в трансмиссию при замасливании дисков, изнашивании поверхностей трения и потере упругости нажимных пружин. Также момент трения в сцеплении выражается через силу Q нажатия на поверхности трения: М_т = QfR_ci, где f – коэф. трения скольжения, R_c – радиус расположения равнодействующей сил трения, i – число пар поверхностей трения. Далее находят Q и R_c.

Если число дисков неизвестно, используют допускаемое давление [p]: М_т = 2πR_c²bf[p]i = βМ_дв. Расчетное значение i округляют до целого четного числа

Определение параметров зубчатых колес, выбор подшипников, расчет валов и осей осуществляется так же, как и для коробок передач, только величина расчетного М_кр определяется при наибольшей касательной силе тяги, ограничиваемой сцеплением забегающей гусеницы при повороте трактора на уклоне крутизной 30º в сторону подъема. М_р = 0,65G_тr_к/u_кон.

От чего зависит максимальная температура поверхностей трения сцепления? Как величина этой температуры влияет на долговечность фрикционных накладок?

Формула Чичинадзе для определения максимальной температуры: ζ_макс = ζ_V + ζ* + ζ_B ≤ [ζ], где:

- объемная температура насыщения ведущих дисков (нажимного, маховика, среднего ведущего в двухдисковом) ζ_V = ζ_V’ + (1 – α_ТП)LK_:_Lд/σt_охлА_в, где ζ_V’ – температура воздуха в картере сцепления (50…80ºС), α_ТП – коэф. распределения тепловых потоков в паре трения (учитывает долю выделяемой на поверхности трения теплоты, идущую на нагрев фрикционной накладки), К_Lд – доля общей работы буксования, идущая на нагрев рассчитываемой детали, σ – коэф. внешней теплоотдачи, Вт/(м²ºС), t_охл = 3600/Z (число включений в час) – время охлаждения, А_в – площадь охлаждения ведущего диска при включенном сцеплении, м²
- средняя температура поверхности трения ζ* = 0,577LK_Ln/A_a∙ (τ_N + τ_L)/(

), где А_а – номинальная площадь поверхности трения фрик. накладки; τ_N и τ_L – безразмерный параметр мощности и работы буксования; К_Lд = 1/i - коэф. распределения работы буксования по парам трения.

- температура вспышки ζ_В уточняет результаты расчетов на 3…4%, ей пренебрегают

Для обеспечения заданного теплового режима работы принимают ζ_макс = [ζ], накладки здесь работают дольше всего.

В чем заключаются особенности конструирования и расчета фрикционных сцеплений с гидроподжатием? Как определяются конструктивные параметры шарикового клапана опорожнения бустера фрикционного сцепления с гидроподжатием?

Эти сцепления работают в масле. На поверхностях трения ведомых дисков выполняют канавки для подачи масла в зону трения и удаления излишков масла. Для создания необходимого момента трения требуется значительное усилие сжатия дисков. Давление на поверхностях трения: р = Q/2πR_cb(1-λ_к) ≤ [p], где Q - сила сжатия дисков, R_c - радиус расположения равнодействующей сил трения, λ_k - коэф., учитывающий долю поверхности трения, занимаемую канавками.

Сила давления масла в цилиндре, необходимая для создания нажимного усилия Q из условия равновесия поршня при включенном сцеплении: Q = Р_ст – Р_пр + Р_ц (Р_ст - статическое давление масла на поршень; Р_пр - отжимные пружины; Р_ц - ц/б сила масла). Р_ст = р_стА_П (стат. давление масла в системе, площадь поршня); ц/б сила рассчитывается по столбику масла с единичном основанием и высотой (R-R₀); Р_пр = 1..6 кН или Р_ц + (800…1000), Н.

При переключении передач отжимные пружины должны быстро вытеснять масло из поршневой полости и, чтобы не ставить мощные пружины, снижают усилие Р_пр – оснащают сливными отверстиями. В корпусе сцепления делают 3-4 отверстия диаметром 1…2 мм, которые сообщают поршневую полость с картером КП. Но при этом требуется большая производительность насоса.

Центробежный шариковый клапан опорожнения поршневой полости сцепления. При вращении корпуса на шарик действует ц/б сила Р_цш, которая стремится отжать его от центра к периферии и открыть дренажное отверстие. Сила давления Р масла препятствует этому. Клапан рассчитывают так, чтоб при отсутствии стат. давления момент Р_цша относительно точки А был больше стабилизирующего момента Рb.

Р_цш = mω²R_ш (m - масса шарика; ω - угл. скор. вращ. сцепления; R_ш - расстояние от оси вала до центра шарика). Сила на шарик со стороны масла: Р = (р_ст + р_ц)πb². Условие равновесия шарика в седле клапана: Р_цша = Рb (условие закрытия, если вместо = стоит <). Выбор параметров шарика производится при ω_макс.

Какие требования предъявляют к дифференциалам колесных и гусеничных машин, и как эти требования выполняются при их расчете и конструировании? В чем состоят особенности расчета зубчатых колес дифференциала?

Требования: распределение крутящих моментов между колесами и мостами в пропорции, обеспечивающей наилучшие эксплуатационные свойства трактора (максимальную силу тяги, устойчивость и управляемость); минимальная масса и габариты, низкий уровень шума и достаточная надежность.

При выполнении прочностных расчетов определяют нагрузки на зубья сателлитов и полуосевых шестерен, крестовину или оси вращения сателлитов и нагрузки со стороны сателлитов на корпус дифференциала.

Принимают, что М_кр, подводимый от двигателя к корпусу, равномерно распределяется между полуосевыми шестернями. При этом величина этого момента ограничивается предельным моментом по сцеплению колес с опорной поверхностью. Или М_Во = М_дмu_кп1u_цп/2n_стu (u – передаточное число от сателлита до полуосевой шестерни, обычно 1,4…2), или М_Во = G_кφr_к/n_стu_конu.

Расчет зубчатых колес имеет особенности, т. к. большую часть времени они находятся в неподвижном состоянии или вращаются с незначительной угловой скоростью относительно корпуса. По этой причине их расчет выполняют только на статическую прочность. В проектном расчете определяют средний окружной модуль из условия ограничения напряжений изгиба у ножки зуба: m_tm = 15

. Материал сателлитов: сталь 18ХГТ, 25ХГТ.

Какие требования предъявляют к механизмам поворота гусеничных машин и как их классифицируют? В какой последовательности и как определяется расчетная нагрузка на фрикционные элементы управления поворотом и зубчатые колеса в одно- и двухпоточных механизмах поворота?

- минимальная дополнительная загрузка двигателя при повороте

- надежность тормозов МП при движении и стоянке на уклоне.

- по методу подвода мощности к гусеницам (одно- и двухпоточные)

- по числу фиксируемых радиусов поворота (одно-, двух-, многоступенчатые и бесступенчатые)

- по конструктивному исполнению (с многодисковыми фрикционными муфтами, с планетарными механизмами, с двумя параллельными КП, с дифференциальными механизмами)

- по работе дополнительного привода при прд (1 группы – солнца неподвижны; 2 группы – солнца вращаются в сторону эпициклов; 3 группы – солнца вращаются против эпициклов).

Фрикционы работают в двух режимах – при прямолинейном движении и при повороте. Расчетный момент определяется для самого тяжелого случая нагружения – при повороте на уклоне крутизной 30º в сторону подъема. В этом случае нормальная реакция Y₂ под забегающей гусеницей определится из уравнения моментов всех сил относительно точки О₁: Y₂B = 0,5BG_Tcosα + h_cG_Tsinα, где В – поперечная база трактора, h_c – вертикальная координата цм. Откуда определяется Y₂. Подставим 30º вместо α и примем для гусеничных тракторов h_c/B ≈ 0.43, получим: Y₂ = 0,65G_T.

Наибольшая касательная сила тяги забегающей гусеницы по сцеплению с опорной поверхностью, P_k₂ = 0,65G_Tφ.

Таким образом, расчетный момент: М_Ф = 0,65 G_Tφr_к/u_конη_конη_г. А максимальный момент от двигателя: М_Ф = М_дмu_кпu_цпη_кпη_цп (все расчеты ведутся для низших передач в КП)

Тормоза остановочные используются для поворота трактора, удержания его на подъемах, а также для экстренной остановки.

Расчетный момент остановочного тормоза при повороте, когда тормозится отстающая гусеница: М_То = 0,5G_Tr_к/u_кон

От чего зависит и как определяется нагруженность коробки передач в механизме передач и поворота гусеничной машины? Как определяется передаточное число механизма передач и поворота при прямолинейном движении гусеничной машины?

Нагруженность КП в двухпоточном МПП. Мощность может подводиться к КП с циркуляцией и без. Для выполнения прочностных расчетов необходимо знать – коэф. нагруженности КП: γ = N_кп/N_вщ, где N_кп – мощность, подводимая к КП при прд, N_вщ – мощность, подводимая к валу разветвления. Пренебрегая потерями, можно принять, что N_вщ = N_д.

В общем виде условие равновесия вала разветвления: М_кп = М_вщ ± М_п (соответственно, на ведущем валу КП, ведущей шестерне входного редуктора дополнительного привода и подводимый к валу разветвления). Выразим М_п через М_кп: М_п = М_кпu_кпu_ц/к(±u_д)u_п. Подставим в уравнение равновесия и получим: М_кп(кu_дu_п±u_кпu_ц)/кu_дu_п = М_вщ. Домножив на ω_вщ, получим мощности, откуда и найдем γ.

В полученном выражении в знаменателе знак «+» при положительной величине передаточного числа U_д. В расчетную формулу подставляется абсолютная величина U_д.

Из полученного выражения следует, что при отсутствии циркуляции мощности в силовом контуре МПП, когда передаточное число дополнительного привода U_д со знаком «+», коэф. нагруженности КП γ<1. При циркуляции мощности γ>1. Расчетный момент на ведущем валу КП: М_кп = γМ_вщ.

Передаточное число определяется с помощью уравнения кинематики одного из суммирующих планетарных рядов: n_а1 + кn_с1 = (1 + к)n_в1.

U_мпп можно определить, подставляя в уравнение n_с1 и n_а1, выраженные через частоту n_д вращения двигателя: n_д/u_п(±u_д) + n_дк/u_кпu_ц = (1 + к)n_в1, откуда передаточное число МПП: u_мпп = n_д/n_в1 = (1+k)/(1/u_п(±u_д) + к/u_цпu_цп). Общее передаточное число трансмиссии: U_тр = U_мппU_кон

22. Как определяется расчетная нагрузка на зубчатые колеса конечной передачи колесной и гусеничной машины? От чего зависит и как определяется КПД планетарной конечной передачи?

КПД конечной передачи. В зависимости от выбранной схемы при одинаковом передаточном числе можно иметь различное значение η_кон. Для схем с планетарным рядом КПД не зависит от передаточного числа u_кон, т. к. мощность от солнца к эпициклу передается только в относительном движении при остановленном водиле. При этом η_кон равен КПД планетарного ряда в относительном движении η_о (0,96). Если остановлена корона, то уравнение кинематики для ряда: n_а – (1+к)n_в = 0. Кинематическое передаточное число: u_кон = u_ав^с = n_а/n_в = 1 + к. Поскольку ведущим звеном в данной схеме конечной передачи является солнечная шестерня, то ее силовое передаточное число: u^_кон = 1+кη^х_о, где х = 1. А КПД определяется делением силового передаточного числа на кинематическое.

Какие требования предъявляют к приводам управления и их классификация? Как и в какой последовательности выполняют расчет механических и гидравлических приводов непосредственного действия и приводов с усилителями?

Приводы управления служат для приведения в действие механизмов трактора. Они должны обеспечивать полную имитацию действий тракториста и находиться в постоянной готовности к работе. Различают приводы непосредственного действия и с усилением. При проектировании учитывают физические возможности человека и частоту операций по управлению.

Приводы непосредственного действия бывают механическими и гидравлическими.

Общее передаточное число привода u_Σ = u₁u₂ (соотв. передаточное число привода управления сцеплением и его отжимных рычагов). U₁ = ac/bd, u₂ = e/f. Ход педали S_пед сцепления зависит от величины перемещения нажимного диска S_нд и величины зазора Δ между отжимными рычагами и выжимным подшипником: S_пед = S_нд + Δu₁. Усилие на педали сцепления: Р_пед = Р_пр/u_Ση_Σ ≤ [P]_пед. Если условие выполняется, проводят прочностные расчеты деталей привода по нагрузке на педали. Иначе надо переходить на привод с усилителем.

Педаль управления действует на шток силового цилиндра, а давление масла – на шток рабочего. Давление рабочей жидкости: р = 4Р_педu_п/πd²_c (u_п = a/b). Общее передаточное число: u_Σ = u_пu_г, где u_г = d²_p1/d²_c. Объем жидкости, вытесняемый из поршней при условии неразрывности потока: V = πd_c²S_c/4 = πd_p₁²S_p₁/4. Задаваясь ходом педали или рычага и зная u_п, определяют ход поршня в силовом гидроцилиндре: S_c = S_p₁/u_п.

Приводы с усилителями. Разделяют по виду используемой энергии (пружины, двигатель, кинетическая энергия трактора) и по конструкции (механические, гидравлические, пневматические, электрические, комбинированные).

Наиболее частые – гидравлические. Рассмотрим механизм типа «включен – выключен». Применяется для управления теми элементами, рабочие положения которых определяются крайними положениями. Еще бывают: следящего действия по усилию, следящего действия по перемещению и комбинированные.

Расчет составных частей. По компоновочным соображениям распространение получили кольцевые силовые цилиндры и силовые цилиндры одноштоковые одностороннего действия с возвратной пружиной. Выбор размеров кольцевого силового цилиндра выполняется как и у фрикционных сцеплений с гидроподжатием (Давление на поверхностях: р = Q/2πR_cb), при этом у одноштокового силового цилиндра принимают внутренний радиус поршня R_вн = 0. Если силовой цилиндр не вращается, то р_ц = 0. Быстродействие гидросервопривода определяется временем полного включения/выключения управляемого механизма. Это время зависит от величины полного хода поршня S_п и скорости его перемещения. При этом предполагается, что сливная магистраль полностью закрыта, а силы, действующие на поршень силового цилиндра, постоянны. С учетом этого, время перемещения поршня на величину хода S_п: t =

, где m – приведенная к поршню масса подвижных деталей гидропривода, кг; р_ст - статическое давление масла в гидросистеме; S_п - площадь поршня, м²; F - сила сопротивления движению поршня. Для повышения быстродействия необходимо понижать массу подвижных деталей и увеличивать давление.

Потребная производительность насоса Q_н определяется из условия заполнения объема V_с силового цилиндра рабочей жидкостью за время t при перемещении поршня на полный ход S_п. При этом необходимо учитывать объемные потери в гидроприводе, т.е.: Q_н = V_c/t/η_о = А_пS_п/t/η_о. По расчетной величине подбирают насос из каталога.

В какой последовательности и как выполняют проектирование рулевой трапеции? Как влияет соотношение между продольной базой машины и расстоянием между осями шкворней поворотных цапф на качество работы рулевой трапеции?

В зависимости от компоновки машины рулевую трапецию располагают перед передней осью или за ней. Оптимальные параметры рулевой трапеции устанавливаются для наиболее часто применяемой ширины колеи подобных тракторов. Основными параметрами, определяющими кинематику рулевой трапеции, являются угол наклона боковых рычагов θ при нейтральном положении управляемых колес, расстояние М между осями шкворней поворотных цапф и длина m каждого рычага. θ = arcctg(xL/0,5M). Оптимальное значение угла находится в диапазоне х = 0,7…1.0.

Длина n поперечной тяги рулевой трапеции: n = М / (1 + 2ysinθ), а при переднем расположении: n = M/(1 – 2ysinθ).

1. По выражению ctgβ – ctgα = M/L строят теоретическую зависимость β = f(α).

2. Для заданных значений х = 0,7; 0,8; 0,9; 1,0 определяется угол θ.

3. Задаваясь величиной у = 0,14, определяют длину n.

4. Определяют длину бокового рычага рулевой трапеции по выражению m = yn для значений длин n, соответствующих х.

5. Строятся графики зависимости β = f(α), соответствующие заданным х.

6. Из построенных зависимостей для соотв. значений х выбирается та, которая при максимальном угле α_макс поворота внутреннего управляемого колеса обеспечивает большую сходимость с аналогичной зависимостью, построенной по выражению из п.1. Фиксируется величина х.

7. По выражению для θ определяется угол наклона бокового рычага.

8. Задаваясь значениями у = 0,12…0,16 в зависимости от расположения рулевой трапеции определяется длина поперечной тяги и соответствующая длина бокового рычага

ЧТО ПРОИСХОДИТ ВО ВЗРОСЛОЙ ЖИЗНИ? Если вы все еще «неправильно» связаны с матерью, вы избегаете отделения и независимого взрослого существования...

Что будет с Землей, если ось ее сместится на 6666 км? Что будет с Землей? - задался я вопросом...

Что вызывает тренды на фондовых и товарных рынках Объяснение теории грузового поезда Первые 17 лет моих рыночных исследований сводились к попыткам вычислить, когда этот...

Живите по правилу: МАЛО ЛИ ЧТО НА СВЕТЕ СУЩЕСТВУЕТ? Я неслучайно подчеркиваю, что место в голове ограничено, а информации вокруг много, и что ваше право...

Не нашли то, что искали? Воспользуйтесь поиском гугл на сайте: