Асфальтоукладчики. Конструкция и расчет

Напряжения изгиба в зубе  находят по формуле, Мпа,

                        (10.12) где Y_F, Y_e, Y_b - коэффициенты, учитывающие форму, перекрытие и наклон зубьев; m - модуль, мм; w_м - максимальная удельная расчетная окружная сила, Н/мм:

                           (10.13) где F_м - максимальная расчетная окружная сила, Н;          и - коэффициенты, учитывающие соответственно распределение нагрузки между зубьями, неравномерность  этого распределения по длине контактной линии и  динамическую нагрузку в зацеплении; b - рабочая ширина венца, мм; - допустимое расчетное напряжение, МПа.

При проектировочном расчете  в качестве искомой величины принимают  геометрические размеры  зубчатых колес, учитывая выбранную кинематическую схему коробки передач и соответствующие ей габариты.

Напряжение изгиба для  рабочих передач не должно превышать 250 МПа, для  редко используемых - 400 МПа, что обеспечивает примерно полуторный запас по пределу текучести. Допустимое напряжение по контактной выносливости  должно быть не более 1 200 МПа.

Валы передают крутящий момент и в большинстве случаев работают на изгиб. В общем случае крутящий момент

                              (10.14) где i_к - передаточное число между валом двигателя и соответствующим валом коробки передач.

Момент M_и, изгибающий вал, определяется значением и направлением сил, действующих на этот вал. Если на вал  действует несколько сил в разных плоскостях, необходимо определять реакции опор в горизонтальной и вертикальной плоскостях, а затем  создаваемые этими реакциями суммарные изгибающие моменты.

Результирующий момент, действующий  на вал, определяется согласно третьей теории прочности:

                         (10.15)                                        

При включении различных  передач значение момента разное, поэтому необходимо его определять для всех передач, в дальнейшем вести расчет валов по наибольшему результирующему моменту.

Напряжение изгиба вала

                         (10.16)                   

В существующих конструкциях коробок передач допустимые напряжения изгиба вала составляют 50...70 МПа, что обеспечивает четырех- и даже восьмикратный запас прочности по пределу текучести материала.

В трансмиссиях дорожных машин  в основном применяют подшипники качения.  При проектировании следует помнить, что внутреннее кольцо подшипника устанавливают на вал по системе отверстия, а  наружное кольцо - по системе вала. Места установки подшипников выполняют по 6..7  квалитету точности и, как правило, шлифуют.

В соответствии с ГОСТ 18855-82 подшипники подбирают по коэффициенту динамической грузоподъемности,  задаваясь общим сроком службы трансмиссий 8 000...10 000 ч.

 

10.3. 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.

На асфальтоукладчиках устанавливаются  простые (ДС-126А) и планетарные (ДС-143) бортовые  редукторы. Первые просты по конструкции и дешевы в изготовлении, однако имеют большие нагрузки в полюсах зацепления и быстро изнашиваются. Планетарные бортовые редукторы позволяют получать большие передаточные числа при малых габаритах, детали их менее нагружены, они надежнее в работе.

Наибольшее применение в  качестве бортовых планетарных редукторов получили  соосные однорядные редукторы (рис.10.4).

Передаточное число такого редуктора подсчитывается по формуле  

                                 (10.17) где K - характеристика планетарного ряда,

                                  (10.18) где Z_ц и Z_c - числа зубьев центрального и солнечного колес.

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

Рис.10.4. Схема соосного однорядного  планетарного

                     редуктора:

      1 - солнечное колесо; 2 - центральное колесо;

      3 - сателлит; 4 - водило; 5 - ведущая звездочка

                      гусеничного хода

 

При подборе  чисел зубьев эпициклического (центрального) колеса полученные значения передаточного числа будут отличаться от заданных. При этом необходимо, чтобы полученные значения не отличались от заданных более чем на 3 %.

Прочность деталей планетарного редуктора про подборе числа  зубьев обеспечивается двумя путями. Во-первых, меньшая шестерня планетарного ряда (при К<3,0 - это сателлит, а при К ³ 3,0 - солнечное колесо) должна иметь минимальное число зубьев при условии отсутствия подрезания (Z_min = 12...15). Тогда при заданных радиальных размерах бортового редуктора (ограничен диаметр ведущей звездочки) больше будет модуль шестерен, прочнее их зубья.

Во-вторых, для повышения  прочности редуктора  желательно иметь наибольшее число сателлитов a_ст, не нарушающее условие соседства, при котором между зубьями соседних сателлитов обеспечивается зазор d =(3...5) мм (рис.10.5), при этом зубья не будут задевать друг за друга, а потери энергии на перебалтывание масла не будут чрезмерными. Исходя из этого допускается  иметь: 8 сателлитов при К<1,94; 7 сателлитов при К<2,14; 6 сателлитов при К<2,4; 5 при К<2,92; 4 при К<4,5 и 3 сателлита при К<11,0.

Для обеспечения возможности  сборки необходимо, чтобы

                           (10.19) т.е. сумма чисел зубьев  эпициклической и солнечной шестерен должна быть кратной числу сателлитов (b    - любое целое число).

Геометрическая соосность  звеньев планетарного редуктора  обеспечивается при условии

                             (10.20) где - число зубьев сателлита.

Подбор числа зубьев начинается с наименьшей шестерни планетарного ряда. Например, передаточное число бортового планетарного редуктора задано и равно 5. Из формулы (10.18) характеристика планетарного ряда К=i_р-1=5-1=4. При этом значении К шестерней с наименьшим диаметром является солнечная. Учитывая вышеприведенную рекомендацию, примем Z_с=14. Число зубьев центрального колеса подсчитывается по формуле (10.18):

              Z_ц=Z_сК=14х4=56.

Рис.10.5. Условие соседства сателлитов

 

Число зубьев сателлита для  рассматриваемого примера определится  (10.20)

         

При К<3,0 подбор начинают с сателлита, назначив число зубьев его соответствующим Z_min. Затем определяется число зубьев центрального и солнечного колес из совместного решения уравнений (10.18) и (10.20).

Расчетным режимом  для планетарных редукторов, так же, как и для простых, является режим максимального крутящего момента двигателя.

Методика расчета  валов и подшипников планетарного редуктора такая же, как и для простых редукторов.

Расчет шестерен планетарных редукторов отличается тем, что крутящий момент передается несколькими сателлитами. При этом зубья солнечной шестерни, сателлита и центрального колеса нагружаются примерно равными окружными усилиями , под действием которых в них возникают различные напряжения изгиба. Наибольшими при равном модуле и ширине зубьев они будут в шестерне с наименьшим числом зубьев.

Напряжения  изгиба в зубе  шестерни планетарного редуктора определятся по формуле, МПа

              ,                 (10.21) где - напряжение изгиба, подсчитываемое по формуле (10.12), МПа; Y - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения усилия между сателлитами, Y=0,75; - число сателлитов.

Расчет на контактные напряжения смятия ведется так же, что и для зацепления в простых редукторах, но при этом необходимо учитывать параллельную и неравномерную передачу усилий несколькими сателлитами.

Оси сателлитов в цельнокованных водилах рассчитываются как двухопорные балки на изгиб от силы F, действующей в средней плоскости сателлита, если он установлен на одном подшипнике, Н,

  ,

где P - окружное усилие, действующее на зубья сателлита, Н; P_ц - центробежная сила, Н; - масса сателлита и подшипника, кг; R₀ - радиус водила, м; w₀ - угловая скорость вращения водила, рад/с.

При установке  сателлита на двух подшипниках изгиб будет вызываться двумя силами F/2, приложенными к оси в средних плоскостях подшипников.

Для тихоходных передач с n₀<16,6 об/с центробежной силой можно пренебречь.

 

4. Расчет тормоза гусеничного ходового

      механизма

 

Механизм управления приводом хода (рис.10.6)  предназначен для включения  и выключения гидромуфт  привода  хода, а также для затормаживания левой или правой гусеничной ленты.

 При переводе рычага 1 от себя рычаг 2 давит на кулачок гидрораспределителя 3, рабочая жидкость поступает в полость гидромуфты привода хода. Под давлением рабочей жидкости диски гидромуфты прижимаются и крутящий момент передается на правую или левую гусеничную ленту. Тормозная  лента 4 отжимается от тормозного шкива 5 пружиной 6. При переводе рычага 1 в нейтральное (среднее) положение гидромуфта выключается, крутящий момент на привод хода не передается, и гусеничная лента останавливается. При дальнейшем переводе рычага 1 на себя посредством рычага 7 и тяги 8 тормозная лента 4 зажимает тормозной шкив 5, тем самым затормаживая гусеничную ленту.

 

Рис.10.6. Схема  механизма управления приводом хода

 

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  тормозная сила должна отвечать условию , где - сцепной вес асфальтоукладчика; для гусеничного , для колесного - вес, приходящийся на колеса, оснащенные тормозами.

Например, для механизма  передвижения, приведенного на рис.10.1, тормоз установлен после коробки передач перед цепной передачей и планетарным бортовым редуктором. В  этом случае тормозной момент, необходимый для удержания машины, Н×м 

       ,          (10.22) где - радиус качения ведущего колеса (радиус ведущей звездочки для гусеничного хода), м; =0,95,   =0,9, =0,9 - коэффициенты полезного действия бортового редуктора, гусеничного хода и цепной передачи  от вала коробки передач до борового редуктора; i_р    и i_ц - передаточные числа бортового редуктора и цепной передачи.

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

         .            (10.23)                                       

Полагая коэффициент сцепления  =1, а также возможную неравномерность нагрузки на гусеницы при кренах машины в пределах 10...20 %, получаем

              .              (10.24)                                     

Из двух расчетных  случаев для определения параметров тормоза следует выбрать больший тормозной момент.

С другой стороны, из условия  равновесия тормозного шкива находим  тормозной момент, Н×м

          ,           (10.25) где P₀ - окружное усилие на тормозном шкиве, Н; P₁  и P₂ - силы натяжения набегающей и сбегающей ветвей ленты (рис.10.6), Н; R_т - радиус тормозного шкива, м.

В соответствии с уравнением Эйлера связь между набегающей и сбегающей силами определится:

              ,                  (10.26) где m - коэффициент трения материала тормозной ленты о шкив (табл.10.1); a - угол обхвата лентой тормозного шкива, рад.

Подставляя в уравнение (10.25) выражение (10.26), получаем

            .             (10.27)                                       

Для схемы тормоза, изображенного  на рис.10.6, когда линии действия тормозного усилия P и набегающего (сбегающего при вращении в другую сторону)  усилия P₁ совпадают, величина тормозного усилия определится

              .                (10.28)                           

Исходя из величины потребного тормозного усилия и учитывая, что усилие, прикладываемое машинистом асфальтоукладчика к рычагу 1, не должно превышать 120 Н, рассчитывают длину плеч рычагов и тяг.

Перемещение сбегающего конца  ленты определяется, м

              ,               (10.29) где - радиальный зазор между лентой и тормозным шкивом в начале ее затягивания, м; =(1,5...2,0)×10^-3 м.

Ширину фрикционной  накладки на тормозную ленту рассчитывают по формуле, м

            ,               (10.30) где q - допустимое давление в ленточном тормозе (табл.10.1).

Для определения  радиальной нагрузки на вал тормозного шкива одноленточного тормоза силы P₁ и P₂    переносятся на ось вращения и геометрически складываются, Н:

     .        (10.31)