Уточнение параметров трансмиссии

 

Количествоосновных рабочих, транспортных и технологических скоростей принимают равным числу соответствующих скоростей трактора. Ряд основных рабочих скоростей определяется по закону геометрической прогрессии, а затем рассчитывается диапазон основных скоростей и знаменатель ряда:

Знаменатель геометрического ряда основных рабочих скоростей

. (2.4)

Далее находят значения основных рабочих скоростей: V_Н1 – скорость бульдозера на первой рабочей передаче

V_Н2 = V_Н1 q; V ₃ = V_Н1 q²; V_e = V_Н1 q^e-1, (2.5)

где е – число рабочих передач.

Диапазонтранспортных скоростей

, (2.6)

где V_TMAX – максимальная скорость движения трактора-прототипа

Диапазонтехнологических скоростей

, (2.7)

где V_H.TEX.1 – скорость движения бульдозера на первой технологической передаче.

Знаменатель геометрического ряда технологических скоростей

. (2.8)

Далее находим значения технологических скоростей

V_Н.ТЕХ.2= ; V_Н.ТЕХ.3= и т. д. (2.9)

На основе проведенных расчетов находим условия перемещения по мощности, .

Для данного бульдозера определяем значения скорости движения по передачам. Высшая рабочая скорость V_max движения бульдозера при выполнении основных землеройных работ с рабочим органом может быть принята равной 0,85...1,18 м/с. Кроме рабочих скоростей, бульдозер имеет более высокую транспортную и более низкую резервную скорости. Транспортные скорости для колесных бульдозеров – до 6,7м/с, для гусеничных с полужесткой подвеской –до 2,8 м/с, а с эластичной подвеской – свыше 4,05 м/с.

Теоретическую скорость V_Т движения гусеничного бульдозера без нагрузки определяют по формуле

V_Т =0, 0166 L Z , м/с, (2.10)

где Z – число звеньев гусеничной цепи, укладываемых за один оборот ведущей звездочки; L – шаг гусеничной цепи (150…200 мм), м; – частота вращения оборот колеса вала двигателя, соответствующее максимальной мощности двигателя; – передаточное число трансмиссии.

Значения Z, L_ЗВ, берутся из справочной характеристики бульдозера.

Теоретическую скорость V_Т движения колесной машины определяют по формуле

V_Т = 0,105r . (2.11)

Радиусr_K колеса определяют с учетом деформации протектора, соответствующей работе колесного бульдозера на первой передаче при расчетном режиме. Радиус звездочки гусеничного трактора можно определить из выражения

= , (2.12)

где число зубьев звездочки ( 26…32).

Зная крутящий момент двигателя и радиус ведущей звездочки или колеса (, можно определить силу тяги на передачах из выражения

, (2.13)

где радиус ведущей звездочки (ведущего колеса).

Находим в зависимости от частоты вращения вала двигателя: силы тяги на рабочих передачах; скорости движения трактора на рабочих передачах; затрачиваемой мощности двигателя на всех передачах; транспортной V_ТРАНС и резервной V_РЕЗ скорости движения трактора; силы тяжести G землеройно-транспортной машины. От правильного определения перечисленных параметров зависит эффективность использования бульдозера в различных условиях эксплуатации при работе с разными свойствами грунта.

Определение тягового диапазона. Землеройно-транспортная машина должна выполнять все работы, соответствующие ей тяговому классу, и некоторую часть работ, относящихся к тяговой зоне соседнего с ним предыдущего класса. Перекрытие тяговых зон позволяет выполнить некоторые работы смежных классов, что расширяет сферу их применения.

Тяговый диапазон гусеничной машины обычно выражают в виде

, (2.14)

где k₁ – коэффициент запаса по тяге (); F – номинальная сила тяги на тяговой раме землеройной машины; расчетная сила тяги на крюке; − минимальная сила тяги на тяговой раме, с которой целесообразно эксплуатировать (с экономической точки зрения) на максимальной рабочей скорости.

Силатяжести гусеничной землеройной машины определяют по формуле

, (2.15)

где − коэффициент сцепления движителя (см. табл.2.2); f – коэффициент качения движителя; F – расчетное тяговое усилие, которое должен обеспечивать бульдозер.

Таблица 2.2

Чтобы уточнить полученное значение силы тяжести, необходимо по тяговой характеристике бульдозера для заданного почвенного фона (стерня) определить силу тяги, которую он развивает при буксовании 6%, а коэффициент сцепления рассчитать по формуле

, (2.16)

где − сила тяжести землеройной машины с оборудованием.

Коэффициентполезного действия трансмиссии. Коэффициент полезного действия трансмиссии определяется по формуле

, (2.17)

где , , , − соответственно коэффициент полезного действия коробки передач, главной передачи, планетарного механизма поворота и конечной передачи.

Коэффициентполезного действия фрикционной муфты поворота принимается равным единице. Коэффициент полезного действия отдельных механизмов определяется в зависимости от числа пар шестерен, через которые передается момент (число пар шестерен определяется из кинематической схемы машины. При этом коэффициент полезного действия одной цилиндрической пары шестерен принимается равным 0,96 … 0,98, конической 0,975… 0,98, одной пары подшипников качения 0,99.

Коэффициентполезного действия трансмиссии гусеничного трактора равен , где − коэффициент полезного действия ведущего участка гусеницы. Ориентировочно можно принимать для гусеничных тракторов =0,95.. 0,98; =0,86 …0,88; для колесных =0,92, поэтому =0,91… 0,92.

Расчет передаточных чисел трансмиссии. Общее передаточное число трансмиссии на первой основной рабочей скорости по силовому балансу по формуле

. (2.18)

Передаточное число на второй и последующих рабочих передачах определяют по геометрической прогрессии ряда

, (2.19)

где q − знаменатель геометрической прогрессии (q = ); частота вращения вала двигателя при максимальном крутящем моменте.

Передаточное число на транспортной передаче

. (2.20)

Технологические передаточные числа вычисляются по формуле

 

, (2.21)

где V_T.i – i-я технологическая скорость.

 

Построениекривой буксования

 

Коэффициентбуксования гусениц рассчитывают по формуле

, (2.22)

где − текущее значение коэффициента использования сцепления, которое определяется по формуле

, (2.23)

где F _КР – крюковое усилие (берутся 6…10 значений от F _{КР MIN} до F _{КР MAX}); G – сила тяжести землеройной машины.

Коэффициентбуксования колесных землеройных машин

,

где F – сила тяги, которой соответствует искомая величина буксования δ; R –нор­мальная реакция грунта на движитель; А, В, п – коэффициенты, зависящие от вида движителя, а также типа шин, давления воздуха и грунтовых условий (табл. 1.4 [5]).

По полученным данным коэффициента буксования строят зависимость

Далее необходимо определить максимальную и минимальную касательную силу тяги, развиваемую на гусеницах (колесах), при установившемся движении. Эти силы определяются по формуле

F _кр.max = F _kp.расч +F_f, (2.24)

где F_f = ; F _kp,max = F _kp.pacч.

Расчет внешней потенциальной характеристики землеройно-транспортой машины. Задаваясь через определенные интервалы различными значениями касательной силы тяги от несколько меньших до и дальше до полного буксования машины, определяют соответствующие им:

− скорость движения V_T при силе тяги на крюке F по формуле

, (2.25)

где тяговый КПД трактора,

F = F _K – F_{f. ;}

− действительные скорости движения трактора V = V (1 − );

− мощность P_f, потерянную на передвижение самой машины

;

− мощность на крюке машины P_{К Р} и тяговый коэффициент полезного действия находят по формулам

; .

Результатырасчетов сводят в таблицу 2.3.

Таблица 2.3

Внешняя потенциальная характеристика гусеничного трактора

 

FК, кН	FКР, кН	Pf, кВт	VT, м/с	, %	V, м/с	PКР, кВт

 

По данным таблицы 2.3 строят внешнюю потенциальную характеристику землеройно-транспортной машины:

− кривую V_T = f (F_КР); − кривую V = f (F_КР); − кривую = f (F_КР); − кривую P_КР = f (F_КР); − кривую P_f = f (F_КР).

Тяговый расчет землеройно-транспортной иашины на рабочих передачах. Тяговые расчеты ЗТМ на рабочих передачах производят в диапазоне чисел оборотов от n _min до n _max, где n _max – частота вращения вала при максимальной мощности двигателя. Интервалы между отдельными режимами при расчете по внешней скоростной характеристике принимаются 100 …150 мин . Для каждого из расчетных режимов определяют следующие величины:

− эффективную мощность двигателя P_e и соответствующее ей частоте вращения вала двигателя . Значения P_е и n для разных режимов работы определяют по внешней скоростной характеристике двигателя. Эти данные остаются одними и теми же для всех передач;

− теоретическую скорость движения трактора по формуле (2.25), в которую подставляем рассчитанное по формуле (2.11) передаточное число трансмиссии на соответствующей передаче:

− касательную силу тяги

F_K = , (2.26)

− коэффициент буксования , соответствующий данному режиму для каждого значения F_К.

Результатырасчетов сводятся в таблицы, отдельные для каждой передачи (табл. 2.4). По данным расчетов строят те же кривые, что и во внешней потенциальной характеристике.

Для определения топливной экономичности гусеничных ЗТМ необходимо определить КПД движителя, который зависит от действующих сил и скорости движения тягового органа. На ведущие звездочки гусеничного движителя действует движущий момент , равный моменту на валу движителя машины за вычетом инерционных сил сопротивлений, в том числе и момента сопротивления от инерции движителя, приведенного к ведущей звездочке.

 

 

Таблица 2.4

Теоретическая тяговая характеристика гусеничного трактора

на заданных передачах

 

ne, мин	Pe, кВт	Т Н м	VT, м/с	FK, кН	FКР, кН	V, м/с	PКР, кВт
и т. д.

 

При этом, как известно из теории цепного привода, на набегающую ветвь цепи действует усилие

,

где максимальная суммарная окружная сила для колесных машин;

(,

и для гусеничных машин, которая может быть реализована по сцеплению движителей с поверхностью качения

,

где коэффициент трения качения; коэффициент использования сцепного веса ; где угол наклона поверхности качения к горизонту; угол обхвата ведущей звездочки, рис.2.2; а на сбегающей ветвь − усилие

.

Разность этих усилий относительно оси вращения ведущей звездочки образуется момент, равный

,

где радиус ведущей звездочки, направленный в сторону действия большого усилия , т. е. против момента .

На ведущем звездочке момент вместе с моментом сопротивления от сил трения в опорных ведущих колес и в шарнирах звеньев цепи, огибающих ведущее колесо , уравновешиваются движущим моментом ; поэтому можно записать, что

. (2.27)

Разделив обе части уравнения на радиус ведущих звездочек, получим выражение для окружного усилия на движителе

, (2.28)

где .

Натяжение лобового участка гусеничной цепи можно найти из уравнения равновесия сил, действующих на направляющие колеса, рис. 2.34, б.

,

откуда

, (2.29)

где сила сопротивления трения в опорах направляющих колес и в шарнирах цепи, огибающей направляющие колеса, приведенная к их окружности; касательная сила инерции направляющих колес и соответствующих звеньев цепи.

 

Рис. 2.34 Усилия, действующие на элементах гусеничного движителя:

а и б – на ведущих и направляющих колесах; в и г – в гусеничном движителе

 

Так как сила мала по сравнению с усилиями и , действующими на ведущем и лобовом участках цепи, пренебрегаем ее влиянием и посмотрим, какое воздействие оказывают на гусеничный ход силы и (рис.2.2, в, = ). Для этого перенесем силу на ось ведущих колес в точку , а силу – на ось направляющих колес в точку 0 , приложив в этих точках две равные и противоположные направленные силы (на рисунке они отмечены штрихами). Тогда на ведущих колесах получим пару сил с моментом , который уравновешивается движущим моментом на колесах, и «свободную» силу , которая дает две составляющие − силу , направленную в сторону движения гусеничного хода, и силу (2.34, г), направленную по вертикали вниз:

; .

Точно так же на направляющих колесах получим пару сил с моментом и «свободную» силу , которая дает составляющую силу , направленную против движения гусеничного хода, и силу , направленную по вертикали вниз,

; .

На задний опорный каток действует сила реакции , равная геометрической сумме двух одинаковых сил :

. (2.30)

Силу , действующую на ось задних опорных катков, можно разложить на горизонтальную и вертикальную составляющие

; (2.31)

. (2.32)

Сила от оси задних опорных катков передается на раму гусеничного хода и здесь суммируется с силой , действующей на раму со стороны оси ведущих колес,

. (2.33)

Как видим, сила равна натяжению ведущего участка гусеничной цепи и не зависит от угла наклона его к опорной поверхности.

На передних опорных катках действует сила , равная геометрической сумме двух одинаковых сил

. (2.34)

На оси передних опорных катков эта сила раскладывается на две составляющие − силы и

; . (2.35)

Силы и , воспринимаемые рамой гусеничного хода, дают силу

. (2.36)

Таким образом, на раму гусеничного хода в продольном направлении действуют силы и , первая из которых направлена по направлению движения, а вторая против направления движения гусеничного хода. Кроме этих сил рамой гусеничного хода воспринимаются силы сопротивления качению и , направленные против направления движения. Алгебраическаясумма всех этих сил, равная и направленная в сторону движения гусеничного хода, и будет для него толкающей (тяговой) силой, сообщающей ему движение

, (2.37)

или с учетом выражения (2.38)

.

Но так как из уравнения (2.28)

,

окончательно получим

. (2.38)

Величина, стоящая в скобках уравнения (2.38), определяет суммарное сопротивление в механизме гусеничного движителя

. (2.39)

С учетом этого выражения уравнение (2.38) можно записать так:

. (2.40)

Вертикальные составляющие сил, нагружающие оси ведущих и направляющих колес, а также оси задних и передних катков () образуют в вертикальной плоскости пары сил, стремящихся повернуть движитель в вертикальной плоскости, что приводит к некоторому перераспределению нормальных реакций поверхности качения.

Сцепление гусеницы с поверхностью качения. КПД гусеничного движителя. Тяговое усилие гусеничного движителя вызывает на опорном участке гусениц касательную реакцию поверхности качения. Сравнивая выражения для касательных реакций (тяговых усилий, полученных для гусеничного движителя по уравнениям (2.38 и 2.40), видим, что они отличаются только силой , а если влиянием ее пренебречь, то эти выражения полностью совпадают. Касательные реакции поверхности качения, как и нормальные реакции, реализуются, в основном, через активные участки нижней ветви гусеницы. При этом максимальное значение касательной реакции ограничивается сцеплением гусениц с поверхностью качения и определяется по уравнению

, (2.41)

отсюда коэффициент сцепления гусениц с поверхностью качения

, (2.42)

где коэффициент трения скольжения гусеницы о поверхность качения; суммарная нормальная реакция на опорных катках гусеничного движителя; ширина грунтозацепов гусеницы; высота грунтозацепов гусеницы; число грунтозацепов на активном участке гусеницы; сопротивление грунта касательным сдвигам

(,

где начальное сопротивление сдвигу, Па; коэффициент внутреннего трения грунта; нормальное давление на поверхности грунта, Па).

КПД гусеничного движителя определяют по отношению мощности , «снимаемой» с гусеничного движителя, к мощности , подведенной к его ведущим колесам (звездочкам):

. (2.43)

Это выражение можно записать и в другом виде

.