Проектирование гусеничного асфальтоукладчика производительностью 270т/ч

Таким образом:

 

,

 

где: =0,25 – коэффициент трения трамбующего бруса о плиту,

 Н.

Сила трения трамбующего  бруса об асфальтобетонную смесь  при его возвратно-поступательном движении;

 

,

 

где: =0,477 – коэффициент трения скольжения рабочих органов по смеси,

 Н.

Суммарное сопротивление  сил трения равно:

 

,

 

Н.

Работа суммарной силы трения за один оборот вала привода  трамбующего бруса:

 

А_тр=4·F_тр·r_бр,

 

где: r_бр – эксцентриситет вала привода трамбующего бруса,

r_бр=0,05·h,

r_бр=0,05·0,15=0,008 м,

А_тр=4·7695·0,008=246 Дж.

Удельное сопротивление  со стороны смеси при движении бруса вниз при малой ширине бруса  можно принять постоянным и равным P₁, то есть равным давлению под передней кромкой выглаживающей плиты. Тогда суммарная сила давления бруса на смесь при его движении вниз равна

 

Р=Р₁·F_бр ,

 

где: Р₁=10000 Па;

 

F_бр=В·l_бр,

 

где: l_бр=0,03 м – ширина кромки ножа бруса. Так как частично уплотнение происходит не только кромкой, но и скосом, примем ширину рабочей кромки равной толщине ножа;

F_бр=9·0,03=0,27 м ²;

Р=10000·0,27=2700 Н.

Работа на уплотнение смеси равна

 

А_уп=2·r_бр·P,

 

А_уп=2·0,008·2700=43 Дж.

Суммарная работа:

 

А=А_тр+А_уп,

 

А=246+43=289 Дж.

Мощность N₄, расходуемая на работу трамбующего бруса

 

, (6.4)

 

где: b=1,3 – коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки за счет инерции и веса самого груза;

n_бр=1274 об/мин=21 об/с – угловая скорость вала привода бруса;

h_бр=0,9 – КПД привода бруса:

 кВт.

Мощность привода вспомогательных  механизмов (топливного насоса и воздуходувки систем обогрева выглаживающей плиты) составляет N₅=1,5 кВт.

Общая мощность двигателя  асфальтоукладчика равна сумме мощностей, расходуемых на передвижение машины и работу его механизмов;

 

N=N₁+N₂+N₃+N₄+N₅ , (6.5)

N=3,4+0,9+41,4+9,1+1,5=56,3 кВт.

По расчетной мощности выбирается двигатель СМД-14НГ с мощностью 59 кВт.

 

 

7. РАСЧЁТ ТРАНСМИССИИ АСФАЛЬТОУКЛАДЧИКА

 

Трансмиссия асфальтоукладчика соединяет двигатель машины с движителем и служит для изменения тяговых усилий, скорости и направления движения.

 

7.1 Расчёт муфты сцепления

асфальтоукладчик  грузоподъёмность двигатель трансмиссия

Для соединения вала двигателя  с трансмиссией в асфальтоукладчике используется сухая однодисковая постоянно замкнутая муфта сцепления.

Размеры муфты сцепления  определяются по значению момента, превышающего момент двигателя. Это необходимо для  обеспечения надежной передачи момента  двигателя в трансмиссию при некоторых отклонениях параметров муфт от номинальных (износ дисков, уменьшение усилий пружины и так далее). Тогда расчетный момент трения муфты сцепления будет равен:

 

М_м=b_м·М_дв , (7.1)

 

где: b_м=2,5 – коэффициент запаса сцепления при сухом трении;

М_дв=343 Н·м – крутящий момент двигателя (рисунок 7.1);

М_м=2,5·343=772 Н·м.

 

Рисунок 10 – Расчётная схема фрикционной однодисковой муфты

 

Радиус приложения равнодействующей сил трения R_ср, (м), определяется по формуле:

 

, (7.2)

 

где: m=0,4 – коэффициент трения;

q=0,4 – допустимое для выбранного материала фрикционной накладки давление на поверхность /1/;

b=0,07 – ширина поверхности трения (предварительно принимаем);

z=1 – число пар поверхностей трения (для однодисковой муфты).

 м.

По /1/ принимаем D₂=0,24 м, D₁=0,16 м.

После определения конструктивных параметров оценивается износостойкость  фрикционной муфты. Для этого  находится удельная работа буксования по формуле:

 

, (7.2)

 

где А – работа буксования;

F – площадь одной поверхности;

[l_б]=550 кДж/м² – допустимая удельная работа буксования. В случае, если момент внешней нагрузки равен моменту двигателя М_дв, работа буксования определяется /3/

 

,

 

где: t₀=1,5 с – время за которое при выключении муфты крутящий момент убывает от максимума до нуля;

I_а – приведенный момент инерции ведомых масс асфальтоукладчика.

 

, (7.5)

 

где: m_а=19720 кг – масса снаряженного асфальтоукладчика (без смеси и упора в автосамосвал, так как расчет ведется для высшей передачи, то есть перемещения на транспортной скорости); r_к=0,22 м – радиус ведущей звёздочки гусеничного хода; - передаточное число трансмиссии на высшей передаче; n_дв=1800 об/мин – скорость вращения двигателя; - скорость вращения колеса; v=0,83 м/с – наибольшая транспортная скорость.

 об/мин;

,

 кг м²,

 Дж.

Площадь одной поверхности  трения F, (м²), определяется по формуле

 

F=2·p·R_ср·b, (7.6)

 

где R_ср=0,1;

b=R₂-R₁=0,04 м.

F=2·3,14·0,1·0,04=0,025 м²,

 Дж/м².

Так как l_б=0,7<500 кДж/м², следовательно, условие (7.3) выполняется.

Валы муфт рассчитываются на кручение по номинальному моменту двигателя

 

, (7.7)

 

где: d – диаметр наименьшего сечения вала;

[t]=90·10 ⁶ Па – допустимое напряжение материала вала, обеспечивает примерно трехкратный запас по пределу текучести.

Выражая из формулы (7.7) d, (м), получаем

 

, (7.8)

 

Тогда:

 м.

При расчете учитывается  дополнительная деформация пружин от перемещения нажимного диска.

Сила нажатия дисков Q, (Н·м), определяется по формуле

 

Q=F·q, (7.9)

 

где: F=0,025 м²;

q=0,4·10 ⁶ Па.

Получаем:

Q=0,025·0,4·10 ⁶=10000 Н.

Суммарная сила нажимных пружин принимается;

Q_п=1,2·Q=1,2·10000=12000 Н.

 

7.2 Расчет коробки передач

 

В задании на проектирование указывается максимальная транспортная скорость передвижения, а минимальная - по аналогии с существующими конструкциями принимается равной 0,026 м/с.

На асфальтоукладчике  используется восьмискоростная коробка  передач. Ряд рабочих скоростей  определяется по закону геометрической прогрессии.

Диапазон скоростей  определяется

 

, (7.10)

 

.

Знаменатель геометрического  рада скоростей равен:

 

, (7.11)

 

где: z=8 – число скоростей передвижения:

.

Тогда скорости будут  равны:

V₂=V_min ·q_m=0,026·1,64=0,043 м/с

V₃=V₂ ·q_m=0,043·1,64=0,071 м/с

V₄=V₃ ·q_m=0,071·1,64=0,116 м/с

V₅=V₄ ·q_m=0,116·1,64=0,19 м/с

V₆=V₅ ·q_m=0,19·1,64=0,312 м/с

V₇=V₆ ·q_m=0,312·1,64=0,512 м/с

V₈=V₇ ·q_m=0,512·1,64=0,83 м/с

Передаточные числа  для каждой передачи определяются по формуле

 

, (7.12)

 

где n_дв=1800 об/мин – скорость вращения двигателя;

r_к=0,22 – радиус ведущей звёздочки гусеничного хода;

V – скорость на данной передаче;

i_бр=5 – передаточное число бортового планетарного редуктора;

i_ц=2 – передаточное число цепной передачи;

i_рп=2 – передаточное число ременной передачи.

- передаточное число для 1 передачи;

- передаточное число для 2 передачи;

- передаточное число для 3 передачи;

- передаточное число для 4 передачи;

- передаточное число для 5 передачи;

- передаточное число для 6 передачи;

- передаточное число для 7 передачи;

- передаточное число для 8 передачи.

 

 

7.3 Расчет бортового планетарного редуктора

 

Бортовыми редукторами  называют механизмы трансмиссии, устанавливаемые  непосредственно перед ведущими колесами Они предназначены для  увеличения крутящего момента, подводимого  к ведущим колесам, и уменьшают  нагрузку на детали трансмиссии.

Планетарные бортовые редукторы  позволяют получать большие передаточные числа при малых габаритах, детали их менее нагружены, они надежнее в работе.

Передаточное число  бортового планетарного редуктора подсчитывается по формуле

 

I_р=1+К, (7.13)

 

где К – характеристика планетарного ряда;

 

, (7.14)

 

где Z_ц и Z_с – числа зубьев центрального и солнечного колес.

Принимая i_р=5 и преображая уравнение (7.13), получим К=i_р-1=5-1=4. Так как К>3, то меньшей шестерней планетарного ряда является солнечное колесо. По рекомендациям Z_с=14. Далее определяем число зубьев центрального колеса, выраженное из уравнения (7.14).

 

Z_ц=К·Z_c=4·14=56.

 

Подбор чисел зубьев шестерен планетарного редуктора произведен с условием получения заданного  передаточного числа, обеспечения прочности, возможности сборки и геометрической соосности звеньев.

Между зубьями соседних сателлитов обеспечивается зазор d=(3…5) мм (рисунок 7.2), при этом зубья не будут задевать друг за друга, а потери энергии на перебалтывание масла не будет чрезмерным. Исходя из этого имеется 4 сателлита (при К<4,5).

 

Рисунок 7.2 – Условие соседства сателлитов

 

Число зубьев сателлита  определится по формуле:

 

, (7.15)

 

.

 

7.4 Расчет тормоза гусеничного ходового механизма

 

Механизм управления приводам хода (рисунок 7.3) предназначен для включения и выключения гидромуфт привода хода, а также для затормаживания левой или правой гусеничной ленты.

Для вычисления тормозного расчетного момента рассматривают  два характерных режима работы тормоза: удержание машины на спуске и торможение на горизонтальном участке.

В первом случае при максимальном угле подъема асфальтоукладчика a_max=10⁰ тормозная сила должна отвечать условию 

P_m>G_сц·sina_max , (7.16)

 

где G_сц=G_а=m_аxg – сцепной вес асфальтоукладчика;

m_а=19720 кг – масса асфальтоукладчика.

 

Рисунок 12 – Схема механизма управления приводом хода

 

P_m>19720·9,8·sin10 ⁰=33559 Н.

Тормозной момент, необходимый  для удержания машины, равен:

 

, (7.17)

 

где j_сц=1 – коэффициент сцепления;

r_к=0,22 – радиус ведущей звездочки;

 – коэффициент полезного  действия бортового редуктора;

 – коэффициент полезного  действия гусеничного хода;

 – коэффициент полезного  действия цепной передачи от вала коробки передач до бортового редуктора;

i_р=5 и i_ц=2 – передаточные числа бортового редуктора и цепной передачи.

Н·м.

Для торможения асфальтоукладчика  на горизонтальном участке при полном использовании сил сцепления гусениц с Дорожным покрытием, тормозной момент равен

 

, (7.19)

 

Н·м.

Из двух расчетных случаев для определения параметров тормоза выбирается больший тормозной момент, то есть М_т=976 Н·м.

С другой стороны, из условия равновесия тормозного шкива тормозной момент находится по формуле

 

, (7.20)

 

где Р₀ - окружное усилие на тормозном шкиве;

Р₁ и Р₂ - силы натяжения набегающей и сбегающей ветвей ленты (рисунок 7.3);

Rm=0,175 м - радиус тормозного шкива.

В соответствии с уравнением Эйлера связь между набегающей Р₁ и сбегающей Р₂ силами, определится как

 

, (7.21)

 

где m=0,4 — коэффициент трения материала тормозной ленты о шкив;