Проектирование механических, гидромеханических и гидрообъемных передач тракторов. Страница 1

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
МОСКОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ “МАМИ”
Шарипов В. М.
ПРОЕКТИРОВАНИЕ МЕХАНИЧЕСКИХ, ГИДРОМЕХАНИЧЕСКИХ И ГИДРООБЪЕМНЫХ ПЕРЕДАЧ ТРАКТОРОВ
МОСКВА 2002
Рецензент
УДК 629.114.2.001.63 (075.8) ББК 39.34
засл. деятель науки РФ, д-р техн. наук, проф. А. В. Денисов Шарипов В. М. Проектирование механических, гидромеханических и гидрообъемных передач тракторов. - М.: МГТУ “МАМИ”, 2002. - 300 с. Рассмотрены основные принципы проектирования механических, гидромеханических и гидрообъемных передач тракторов. Для инженерно-технических работников, занимающихся проектированием различных типов передач тракторов и студентов высших учебных заведений, изучающих конструирование и расчет тракторов и автомобилей.
Московский государственный технический университет “МАМИ”, 2002 г. 0 В. М. Шарипов, 2002 г. Валерий Михайлович Шарипов, проф., д. т. н. Проектирование механических, гидромеханических и гидрообъемных передач тракторов. Подписано в печать Уел. п. л. 18,75 Лицензия ЛР № 021209 от 17.04.97 г. Заказ Тираж 300
Уч.-изд. л. 19,7 Бумага типографская. Формат 60x90/16 МГТУ “МАМИ”, Москва, 105839 Б. Семеновская, 38 Оглавление Предисловие....................................................................................................................................................4 Глава 1. Сцепление..................................................................................................................................5 1.1.    Общие сведения......................................................................................................................5 2.2.    Определение основных параметров и размеров сцепления..........7 1.3.    Буксование фрикционного сцепления и его тепловой расчет..............................................................................................................................................9 1.4.    Расчет долговечности фрикционных накладок сцепления............19 1.5.    Конструирование и расчет основных элементов фрикционного сцепления..............................................................................................21 1.6.    Особенности расчета фрикционных сцеплений с гидравлическим нажатием............................................................................................37 Глава 2. Коробки передач с неподвижными осями валов............................46 2.1.    Общие сведения о коробках передач..................................................................46 2.2.    Выбор основных параметров коробки передач........................................51 2.3.    Конструирование и расчет элементов коробки передач....................54 2.4.    Механизмы переключения передач......................................................................88 Глава 3. Планетарные коробки передач..........................................................................100 3.1.    Общие сведения......................................................................................................................100 3.2.    Планетарные коробки передач с двумя степенями свободы..............................................................................................................................105 3.3.    Планетарные коробки передач с тремя степенями свободы..........................................................................................................................................159 3.4.    Особенности конструирования и расчета планетарных передач............................................................................................................................................213 Глава 4. Гидродинамические и гидрообъемные передачи............................217 4.1.    Гидродинамические передачи..................................................................................217 4.2.    Гидромеханические передачи..................................................................................242 4.3.    Гидрообъемные передачи..............................................................................................250 4.4.    Двухпоточные гидробъемномеханические передачи........................265 Глава 5. Карданные передачи......................................................................................................272 5.1.    Общие сведения......................................................................................................................272 5.2.    Кинематические и силовые связи в карданных передачах с шарнирами неравных угловых скоростей......................................................274 5.3.    Карданный вал........................................................................................................................283 5.4.    Карданные шарниры неравных угловых скоростей............................288 5.5.    Карданные шарниры равных угловых скоростей..................................292 5.6.    Упругие соединительные муфты..........................................................................298 Список литературы................................................................................................................................300 ПРЕДИСЛОВИЕ В известной литературе по проектированию передач тракторов и автомобилей многие вопросы, касающиеся их конструирования и расчета изложены недостаточно полно. В частности недостаточно информации по проектированию планетарных и двухпоточных гидрообъемномеханических передач. Очень часто приводятся устаревшие методы расчета передач или современные, но которые невозможно применить на практике по причине отсутствия ряда справочных данных. В данной книге подробно изложены методы конструирования и расчета различных типов передач тракторов и приведены необходимые для расчета справочные материалы. Автор надеется, что настоящая книга будет полезной как для инженерно-технических и научных работников, занимающихся разработкой новых и совершенствованием существующих передач тракторов, так и для студентов, изучающих конструирование и расчет тракторов и автомобилей. Глава 1 СЦЕПЛЕНИЕ 1.1. Общие сведения Сцепление широко используется на современных тракторах в различных механизмах. Его устанавливают между двигателем и коробкой передач, в механизмах поворота, в коробках передач, в приводах к валам отбора мощности и т. д. Наиболее часто сцепление располагают между двигателем и коробкой передач. В этом случае сцепление предназначено для плавного трогания МТА с места, кратковременного разъединения двигателя и трансмиссии при переключении передач и предохранения трансмиссии от больших динамических нагрузок при изменениях режима работы трактора. Правильно сконструированное и отрегулированное сцепление кроме общих, предъявляемых ко всем механизмам требований (минимальная собственная масса, простота, высокая надежность и экологичность конструкции) должно обеспечивать: -    надежную передачу крутящего момента с ведущего на ведомый вал в любых условиях эксплуатации; -    “чистоту” выключения, т. е. быстрое и полное разобщение поверхностей трения; -    плавное включение (плавное нарастание крутящего момента на ведомом валу); -    хороший отвод теплоты от трущихся деталей; -    предохранение трансмиссии и двигателя от динамических нагрузок; -    минимальный момент инерции ведомых деталей (необходим для быстрой остановки ведомого вала сцепления при переключении передач); -    уравновешенность вращающихся масс (необходима для уменьшения динамических нагрузок в деталях сцепления при больших частотах вращения вала двигателя); -    легкость и удобство управления (оценивается усилием на педали управления и ее ходом при выключении сцепления). По способу передачи крутящего момента сцепления подразделяются на фрикционные, гидравлические и электромагнитные. Во фрикционных сцеплениях передача крутящего момента осуществляется посредством сил трения, возникающих между ведущими и ведомыми элементами. В гидравлических сцеплениях передача крутящего момента происходит при динамическом напоре потока рабочей жидкости на ведомые элементы (гидродинамические муфты) или при статическом напоре (гидростатические муфты). Гидродинамические муфты применяются на ряде промышленных тракторов, так как уменьшают нагрузки в трансмиссии. В электромагнитных сцеплениях передача крутящего момента осуществляется посредством взаимодействия магнитных полей ведущих и ведомых частей или применения магнитного порошка, замыкающего магнитный поток между элементами сцепления. Электромагнитные сцепления не получили распространения на современных тракторах в виду их низкой надежности и больших габаритных размеров. В настоящее время на современных тракторах самое широкое распространение получили фрикционные сцепления, так как они по сравнению с другими типами сцеплений имеют меньшую стоимость и габариты при более высокой надежности. Поэтому дальнейшая классификация дана только для фрикционных сцеплений (сцеплений). По направлению перемещения рабочих поверхностей сцепления делятся на осевые и радиальные. По форме поверхностей трения различают дисковые сцепления и конусные (осевые), а также колодочные и ленточные (радиальные). В современных конструкциях тракторов применяются только дисковые сцепления, как более надежные. По числу дисков сцепления могут быть одно- двух- и многодисковые. По состоянию поверхностей трения сцепления делят на “сухие” (работают без смазки поверхностей трения, могут быть одно- двух- и многодисковые) и “мокрые” (работают в масляной ванне, могут быть одно- двух- и многодисковые). По конструкции нажимного механизма различают постоянно замкнутые сцепления, нормальное состояние которых без воздействия на органы управления трактористом замкнутое, и непостоянно замкнутые, состояние которых определяется трактористом и переход из разомкнутого состояния в замкнутое и, наоборот, без воздействия тракториста невозможен. По числу силовых потоков мощности, передающихся через детали, сцепления классифицируются на однопоточные, когда весь поток мощности от двигателя передается в трансмиссию, и двухпоточные, когда один поток мощности от двигателя передается в трансмиссию, а другой - на привод ВОМ. Двухпоточные сцепления в зависимости от числа фрикционных механизмов могут быть: одинарные - с одним сцеплением для передачи мощности в трансмиссию (силовой поток к ВОМ передается от ведущих частей сцепления или маховика двигателя); двойные - с двумя отдельными сцеплениями в общем корпусе (одно главное сцепление передает мощность от двигателя в трансмиссию, а второе сцепление привода ВОМ). Двойные сцепления по способу управления делят на сцепления с последовательным управлением - с одной педалью управления и полностью автономным управлением - две педали управления (каждое сцепление управляется своей педалью). 1.2. Определение основных параметров и размеров сцепления Размеры сцепления рассчитывают, исходя из возможности передачи им крутящего момента, несколько превышающего номинальный крутящий момент Мдн двигателя. Это необходимо для надежной передачи крутящего момента двигателя в трансмиссию при замасливании дисков, изнашивании поверхностей трения и потере упругости нажимных пружин. Расчетный момент трения сцепления Мт=рмдн, где Р - коэффициент запаса сцепления; Мдн - номинальный крутящий момент двигателя, Н-м. Коэффициент запаса тракторных “сухих” сцеплений Р = 1,8...4,5. В современных конструкциях “сухих” сцеплений обычно Р < 3,0. В “мокрых“ сцеплениях Р = 1,2... 1,8. Выразим расчетный момент трения сцепления через силу Q нажатия на поверхности трения: MT=/3MdH=QfRJ,    (1.1) где / - коэффициент трения скольжения; Rc - радиус расположения равнодействующей сил трения, м; i - число пар поверхностей трения. Для существующих типов фрикционных накладок, работающих в паре с чугуном / = 0,23...0,27. При этом / = (0,6...0,7)/ст, где fcm- коэффициент трения покоя (статический). Из выражения (1.1) определим необходимую для передачи момента Мт силу Q нажатия на поверхности трения: Q fRj-    (1.2) Радиус расположения равнодействующей сил трения R = (Dl-Dl) е MD;-D;)’ где Д и D2 - внутренний и наружный диаметры поверхностей трения фрикционных накладок соответственно, м. В практических расчетах (ошибка не превышает 3%) можно принимать Rc=(D1+D2)/4. Наружный диаметр D2 фрикционной накладки ограничивается размерами маховика двигателя и должен быть согласован с ГОСТ 1786-88 на размеры фрикционных накладок, приведенные в табл. 1.1. Здесь же приведена максимально допустимая частота вращения итах фрикционной накладки по ГОСТ 12238-76 . 1.1. Размеры фрикционных накладок по ГОСТ 1786-88 Размеры фрикционных накладок, мм 100, 120, 125 110, 130, 140 120, 130, 140 140, 150, 160 140, 150, 160, 175 2,5; 3,0; 3,5; 4,0; 4,5 165, 180, 200 165, 175, 200 3,5; 4,0; 4,5; 6,0 185, 200, 220, 230 185, 195, 210 195, 200,210, 240, 290 200, 220, 230 4,0; 4,5; 4,7; 5,0; 6,0 220, 240, 280 220, 240, 280 4,0; 4,5; 5,0; 6,0 220, 240, 290 5,0; 5,5; 6,0 8 - толщина фрикционной накладки Число пар поверхностей трения сцепления i = m + п -1, где тип- число ведущих и ведомых дисков соответственно. Для расчета сцепления при неизвестном числе дисков пользуются следующей методикой. Момент трения сцепления (1.1) выражают через допускаемое давление \_р\ на поверхности трения, число пар этих поверхностей и их размеры: MT=/3MdH=2xR2cbf[p]i,    (1.3) где b = (D2 - D]} /2 - ширина поверхности трения, м. Тогда из выражения (1.3) необходимое число пар поверхностей трения сцепления 2ж Rlbf[p]    (1'4) Расчетное значение i округляют до целого четного числа. При этом в однодисковых сцеплениях i = 2, в двухдисковых г = 4. Для асбофрикционных и безасбестовых полимерных накладок принимают \_р\ = (0,15...0,25)-106/7а, для накладок из спеченного порошкового фрикционного материала - [р] = (2,5...3,0)-106Па. 1.3. Буксование фрикционного сцепления и его тепловой расчет Выше был рассмотрен метод определения основных размеров сцепления, обеспечивающих надежную передачу необходимого крутящего момента. Коэффициент запаса Р оценивает возможность сцепления в отношении передачи крутящего момента, а давление р < \_р\ на поверхностях трения - надежность фрикционных накладок в отношении износостойкости. Однако износостойкость фрикционных накладок сцепления нельзя оценивать только по величине давления р < \_р\ на поверхностях трения. Сцепление, удовлетворительно работающее на одном тракторе, при установке его на трактор большей массы может оказаться неработоспособным. В процессе буксования сцепления на поверхностях трения совершается работа буксования, в результате чего выделяется теплота, приводящая к нагреву его поверхностей трения и деталей. Расчет работы буксования сцепления трактора выполняется на основе двухмассовой динамической модели разгона МТА (рис. 1.1). Для этого составим дифференциальные уравнения движения масс динамической системы, представленной на рис. 1.1: Md=Jd
+ М7
MT=Jn
+ М,
dt
где Мд - крутящий момент двигателя, Н'М\ Мс - момент сопротивления движению МТА, приведенный к валу двигателя, Н'М\ Jд - момент инерции вращающихся и поступательно движущихся частей двигате-ля и ведущих деталей сцепления (момент инерции двигателя), кг-м ; Jn - момент инерции МТА, приведенный к валу двигателя, кг-м ; сод и угловая скорость соответственно вала двигателя и ведомого вала сцепления, рад/с. со,, -
В общем случае Мд и Мт являются нелинейными функциями времени, зависящими от многих факторов (положения рейки топливного насоса высокого давления, темпа включения сцепления, характеристики двигателя и т.д.). Соответственно угловые скорости сод и соп будут также нелинейными функциями времени. Рис. 1.1. Двухмассовая динамическая модель разгона МТА
Схематизация законов изменения выше указанных параметров приведена на диаграммах разгона МТА (рис. 1.2). Здесь приняты следующие обозначения: tM и t6 - время включения и буксования сцепления соответственно, с; tp- время разгона МТА с места на заданной передаче, с; к - коэффициент приспособляемости двигателя; к3 - коэффициент загрузки двигателя; t0 - время буксования сцепления при неподвижном МТА, с; соб- угловая скорость ведомого вала сцепления в конце буксования, рад/с; &>р - угловая скорость вала двигателя при эксплуатационной загрузке, рад/с. На основе экспериментальных исследований процесса разгона МТА установлено, что при обычном темпе включения сцепления момент трения возрастает по линейному закону. В конце включения момент на валу сцепления достигает максимума МТтга = ftМдн. Во временном интервале (tM ~t6), если он существует МТ = MTmax= const (рис. 1.2,а). Этот участок на диаграмме разгона МТА может отсутствовать, если tM >t6 (рис. 1.2,6). Рис. 1.2. Диаграмма разгона МТА: а- с полкой (t6 >tM); б-треугольная (t6 < tM) При схематизации закона изменения крутящего момента Мд двигателя примем, что в интервале времени (0 -10), когда при включении сцепления ведомый вал неподвижен Мд = Мт и изменяется пропорционально текущему времени t буксования. В момент времени t0 (время буксования сцепления при неподвижном МТА) Мд = Мт = Мс. В интервале времени (t0 - tM), к концу которого заканчивается включение сцепления, Мд изменяется пропорционально текущему времени t буксования. При таких допущениях некоторое завышение Мд в интервале времени (О - ^) в определенной степени компенсируется его снижением в интервале времени {t0 - tM). В интервале времени (tM ~t6), в конце которого завершается буксование сцепления (рис. 1.2,а), примем Мд = кМдн = const. Принимаем так же, что приведенный к валу сцепления момент сопротивления движению МТА Мс - const. При выводе расчетных формул пренебрегаем влиянием податливости и демпфированием в элементах трансмиссии трактора, тангенциальной податливостью движителя, зазорами в зубчатых передачах трансмиссии и сцепного устройства, буксованием движителя, так как они практически не оказывают влияния на работу буксования сцепления. При разгоне МТА с места возможны два случая. В первом случае (рис. 1.2,а) при включении сцепления оно буксует какое-то время при максимальном моменте трения на “полке” (диаграмма разгона МТА с полкой). Здесь t6 >tM. Во втором случае (рис. 1.2,6) буксование сцепления заканчивается при неполном его включении (треугольная диаграмма разгона МТА). Здесь t6 <tM. Возможен частный случай разгона МТА по треугольной диаграмме, когда t6 - tM. В зависимости от диаграммы разгона МТА расчет работы буксования сцепления выполняется по различным формулам. В общем виде работа буксования сцепления в Дж L = \Мт (а>д -con)dt. Тогда, используя уравнения (1.5) и (1.6) динамики двухмассовой динамической модели разгона МТА (рис. 1.1), полное значение работы буксования L сцепления при t6 > tM (рис. 1.2,а) можно представить суммой *0    fM    % L = L0 + Ц + L2 = |мг сод dt + |мг (сод -con)dt + |мг (сод -con)dt ^ о    t0    tM а при t6<tM (рис. 1.2,6) to    t6 L = L0 + Ц = |MT(Dddt + JMT ((od -con)dt о    t0 В результате получены расчетные зависимости и предлагается следующая последовательность расчета работы буксования L сцепления. 1. Определяется время включения tM сцепления для частного случая разгона МТА по треугольной диаграмме, при котором t6=tM-m м ~    (п    п \ ' Мдн(Р~к3)
Здесь угловая скорость а>р вала двигателя при эксплуатационной загрузке определяется по внешней скоростной характеристике двигателя: где содх и содн - угловая скорость вала двигателя соответственно на холостом ходу и на номинальном режиме, рад/с (в практических расчетах можно принимать содх «\$1(одн). 2.    Установим, по какой диаграмме осуществляется разгон МТА. Обычно в реальных условиях эксплуатации трактора время включения сцепления tM =1,0...2,0 с. При этом наиболее часто tM =1,0 с. Поэтому в дальнейшем при расчетах будем принимать tM -1,0 с. Если окажется, что t*M>tM, то t6>tM и разгон МТА осуществляется по диаграмме с полкой (см. рис. 1.2,а). При t*M <tM t6 < tM и разгон МТА осуществляется по треугольной диаграмме (см. рис. 1.2,6). 3.    Определим работу буксования L сцепления в Дж. При t6 > tM (рис. 1.2,а) время t6 и работа L буксования сцепления определяются по выражениям:
2
L =
Здесь
L = При t6 <tM (рис. 1.2,6): a‘=„w-M ■ где [а>д] - минимально допустимая угловая скорость вала двигателя. Академиком В. Н. Болтинским, установлено, что для дизельных двигателей Н] = ^-(20...30), Рад/с где содм - угловая скорость вала двигателя при максимальном моменте. Параметры некоторых отечественных тракторных дизелей приведены в табл. 1.2. 1.2. Параметры отечественных тракторных дизелей Марка двигателя <°дн, °>дм , Д-48М, Л, Т СМД-14АН, БН, НГ СМД-17КН, 18КН СМД-18Н СМД-19, 20 ЯМЗ-2Э8НБ ЯМЗ-240 8ДВТ-330 При отсутствии данных по величине Jд с достаточной степенью точности можно принять где Jм - момент инерции маховика двигателя. Момент инерции тракторного агрегата, приведенный к валу двигателя т _™аГ1 J п    2 ’ где та - масса тракторного агрегата, кг; гк - радиус ведущего колеса, м; итр - передаточное число трансмиссии на заданной передаче. Коэффициент загрузки двигателя Здесь м {Pf+Pv)rx где Pf и Ркр - соответственно сила сопротивления качению трактора и нагрузка на крюке на заданной передаче, Н; Т]тр и rjz - КПД трансмиссии и движителя соответственно. Т}г =1,0 — для колесного движителя и rjz =0,97 - для гусеничного движителя. Таким образом, мы разобрали методику расчета работы буксования L сцепления при трогании МТА с места. Здесь необходимо отметить, что при прочих равных условиях с ростом работы буксования увеличивается интенсивность изнашивания фрикционных накладок. Однако работа буксования не может в полной мере характеризовать износостойкость фрикционных накладок, зависящую и от максимальной температуры на их поверхностях трения. Тепловой расчет сцепления. При определении максимальной температуры на поверхностях трения сцепления используется гипотеза суммирования температур, разработанная проф. А. В. Чичинадзе. Согласно этой гипотезе *9тах = *9(/ + *9 +i9g<[i9], °С    (1.8) где «9тах - максимальная температура на поверхности трения; &v - объемная температура насыщения ведущих дисков (нажимного диска, маховика двигателя, среднего ведущего диска в двухдисковом сцеплении); i9* - средняя температура поверхности трения; Зв - температура вспышки на микроконтакте; [#]- допускаемая для материала фрикционной накладки температура на поверхности трения. [i9] = 200 °С - для асбофрикционных и безасбестовых полимерных накладок и [#] = 350...400 °С - для накладок из спеченного порошкового материала на основе меди или железа. Составляющие выражения (3.8) определяются по методикам, разработанным на кафедре “Тракторы” МГТУ “МАМИ”. Объемная температура насыщения ведущих дисков сцепления j — g . (1 am)LKLd tv — cty +    >    (3.9) сг* „ л„    v 7
^ ^ ОХЛ ' ~в где Sy- температура воздуха в картере сцепления («9К =50...80 °С); атп -коэффициент распределения тепловых потоков в паре трения (учитывает долю выделяемой на поверхности трения теплоты, идущую на нагрев фрикционной накладки); KLd - доля общей работы буксования, идущая на нагрев рассчитываемой детали ; сг -коэффициент внешней теплоотдачи, Вт/(м2 °С); t0XJl - время охлаждения сцепления (интервал времени между двумя последовательными включениями сцепления), с; Ав- площадь охлаждения ведущего диска при включенном сцеплении, м . Из анализа выражения (3.9) следует, что конструктор на стадии проектирования сцепления за счет изменения Ав может регулировать величину объемной температуры &v ведущего диска, а, следовательно, и максимальной температуры «9тах /см. выражение (3.8)/ на поверхности трения. С целью повышения температур «9ки «9тах необходимо Ав уменьшать, а с целью их снижения - Ав увеличивать. Для нажимного диска и маховика двигателя коэффициент внешней теплоотдачи %
сг = 0,41 а для среднего ведущего диска в двухдисковом сцеплении A d2\0’67 сг = 0,0794—^-R Здесь Лв и Ув - коэффициент теплопроводности и кинематической вязкости воздуха соответственно (при температуре воздуха в картере сцепления ёу = 50...80°С Лв = 2,83 • 1(Г2 Вт /(м °С), а ve = 17,95-10-6 м2/с); R- средний радиус среднего ведущего диска в двухдисковом сцеплении, м\ сор - угловая скорость вала двигателя при эксплуатационной загрузке /см выражение (1.7)/, рад/с. Время охлаждения сцепления можно определить по данным табл. 1.3 в зависимости от назначения тракторного агрегата: с, =3600/Z, где Z - число включений сцепления в час. По данным ФГУП НАТИ применение коробок передач с переключением на ходу практически не снижает частоту включений сцепления на транспортных работах. Поэтому при определении установившейся объемной температуры &v ведущих дисков сцепления можно принимать Z = 20...30. Исключение составляют лишь тракторы-бульдозеры и семейство лесопромышленных тракторов. 1.3. Число включений Z в час сцепления на различных видах работ МТА Наименование работы Наименование работы Пахота Культивация Боронование или дискование Междурядная обработка Посев зерновых Транспортные работы Трелевка леса Погрузка леса челюстником 18...22 8...12 60...180 180...240 Уборка: силоса свеклы картофеля Кошение трав Соломокопнение Работы с бульдозером Примечание. При наличии увеличителя крутящего момента частота включений Z уменьшается на 25.. .40%. Коэффициент распределения тепловых потоков в паре трения л _ V А с\ Л 1 аТП — I    — I    —, V Pi ci Л[ + у Pi с2 л2 где р, с и Л - плотность, теплоемкость и теплопроводность материала. Индекс “7” относится к металлическому элементу пары трения, а индекс “2” - к фрикционной накладке. Для серых чугунов СЧ18, СЧ21, СЧ22, СЧ24 рх = 7250 кг/м3^ с1 = 540 Дж/(кг°С), Л1 = 52,5 Вт /(м °С). Для асбофрикционных и безасбестовых полимерных накладок р2 = 2140 кг!мъ, с2 =1110 Дж/(кг°С), Л2 = 0,544Вт/(м °С). Доля общей работы буксования, идущая на нагрев рассчитывае- К id — h I 2 мои детали,
где id - число поверхностей трения у рассчитываемой детали. В однодисковых сцеплениях KLd = 0,5. В двухдисковых сцеплениях KLd = 0,25 - для нажимного диска и маховика двигателя и KLd = 0,5 - для среднего ведущего диска. Средняя температура поверхности трения 0,511LKLn    tn+tl 9 =
д/А С1Л1+ л[Р2 ^2 ^2 где Аа - номинальная площадь поверхности трения фрикционной на-кладки, м ; tn и tl- безразмерный параметр соответственно мощности и работы буксования сцепления; KLn - коэффициент распределения работы буксования по парам трения. Для тракторных сцеплений tn =2,319 т + 9,405 т2 -18,959 г3 + 7,235 г4 ; (1.11)
.2 , 1ПС.З л пл _4 , 1 1 АН _5 tl =1,159 г +3,135 г -4,74 г + 1,147 г Здесь т = t/t6 - безразмерное время, где t - текущее время буксования сцепления, изменяемое в диапазоне от 0 до t6. Следовательно т = 0... 1,0. Коэффициент распределения работы буксования по парам трения сцепления В однодисковых сцеплениях KLn = 0,5, в двухдисковых -KLn = 0,25. Исследования, выполненные в МГТУ “МАМИ”, показали, что при буксовании сцепления температура S* достигает максимума при т = 0,65. Поэтому расчет i9*no выражению (1.10) проводят при т = 0,65. Экспериментально установлено, что в сцеплениях с асбофрик-циоными и безасбестовыми полимерными накладками учет температуры Зв вспышки уточняет расчет «9тах по выражению (1.8) всего на 3...4 %. Поэтому при расчетах «9max температурой вспышки Эв пренебрегают. Для обеспечения заданного теплового режима работы накладок сцепления принимают «9max = [i9]. Тогда для поддержания заданного теплового режима работы накладок необходимая площадь охлаждения ведущего диска л _ (1 ат)ЬКьд (1.13)
~ ггп л п' ч , Wr]-3r)<rt„9 где ] = [i9]—19*. Если для наиболее часто встречающегося в эксплуатации режима нагружения сцепления принять, что [#] является температурой, при которой фрикционные накладки обладают максимальной износостойкостью, то расчетное значение Лв по выражению (1.13), обеспечит работу накладок в зоне этой температуры. Следовательно, предложенный подход позволяет создавать конструкции сцеплений с наиболее полным использованием потенциальных возможностей фрикционных накладок сопротивляться изнашиванию. 1.4. Расчет долговечности фрикционных накладок сцепления Износостойкость фрикционных накладок сцепления характеризуется энергетической интенсивностью изнашивания j, зависящей от максимальной температуры «9тах поверхности трения. Величину j определяют при испытаниях фрикционных накладок натурных размеров на стендах или их малогабаритных образцов на машинах трения. В настоящее время в тракторах, выпускаемых в России, применяют сцепления с асбофрикционными накладками шифра 56. График зависимости у =/(i9max) для асбофрикционного материала шифра 56 (Россия) и безасбестового полимерного фрикционного материала шифра F-202 (Франция) представлен на рис. 1.3. Долговечность накладок сцепления
где Lh - наработка трактора в год, ч (Lh = 1350 ч - для сельскохозяйственных тракторов; Lh = 2000...2500 ч - для бульдозеров); Н- допустимый износ фрикционной накладки, мм; jt - энергетическая интенсивность изнашивания фрикционной накладки на i режиме нагружения, мм/Дж\ Ц - работа буксования сцепления на i режиме нагружения, Дж; - число включений сцепления в год на i режиме нагружения; Аа - номинальная площадь поверхности трения фрикционной накладки, мм2; т - число режимов нагружения трактора в эксплуатации. j-10(\ лшУДж Рис. 1.3. j - /(«Япах ): 1 - материал шифра 56; 2 - материал шифра F-202 Число включений сцепления в год на i режиме нагружения где Lhi - время работы трактора в год на i режиме нагружения, ч; Zt -число включений сцепления в час на i режиме нагружения (определяется по табл. 1.3). где Ки- коэффициент использования тракторов на различных видах работ (табл. 1.4). 1.4. Использование сельскохозяйственных тракторов на различных видах работ Вид работы Универсально пропашные Колесные общего назначения Гусеничные общего назначения класса 3 Гусеничные общего назначения класса 4 Внесение удобрений и хи микатов Почвообработка Транспорт Посев и посадка Уход за растениями Уборка Прочие работы В случае отсутствия полной информации о реальных условиях нагружения трактора в эксплуатации на всех видах работ из табл. 1.4 в зависимости от назначения трактора выделяют наиболее часто используемые виды работ и расчет долговечности накладок сцепления по выражению (1.14) выполняют для них. При этом наработку Lh трактора в год распределяют между основными видами работ пропорционально величинам Ки из табл. 1.4, пренебрегая другими работами. Так для универсально-пропашных тракторов основными видами работ являются почвообработка и транспорт, для колесных тракторов общего назначения - транспорт и почвообработка, для гусеничных тракторов общего назначения - почвообработка и транспорт. 1.5. Конструирование и расчет основных элементов фрикционного сцепления Ведущие диски. Их изготовляют из серого чугуна марок СЧ18, СЧ21, СЧ22 и СЧ24, обладающих хорошими фрикционными и проти-возадирными свойствами при работе с фрикционными накладками. С целью снижения интенсивности изнашивания поверхностей трения ведущих дисков при буксовании сцепления их твердость должна быть не менее 190...210 НВ. Размеры ведущих дисков определяются с учетом размеров фрикционных накладок. Ведущие диски поглощают и рассеивают значительную часть теплоты, выделяемой при буксовании сцепления, и являются наиболее нагретыми его деталями. Для поглощения большого количества теплоты ведущие диски изготовляют массивными и достаточно жесткими для повышенного сопротивления короблению и обеспечения более равномерного давления на поверхности трения накладок. При этом с целью ограничения максимальной температуры «9тах на поверхностях трения накладок необходимо по возможности обеспечить расчетное значение площади их охлаждения Ав по выражению (1.13). Для этого иногда в среднем ведущем диске выполняют радиальные вентиляционные каналы, а на поверхности нажимного диска со стороны нажимной пружины - кольцевые канавки. Поверхности трения дисков шлифуют. Сам же диски в сборе с ведущими деталями подвергают статической балансировке. Ведущие диски должны вращаться с маховиком двигателя и иметь возможность перемещаться в осевом направлении. При этом направляющими устройствами служат выступы, шипы, зубья, пальцы, шпоночные соединения или упругие пластины, равномерно располагаемые по окружности. В настоящее время в современных конструкциях для передачи крутящего момента на нажимной диск широко применяются упругие пластины, каждая из которых одним концом крепится к кожуху сцепления, а другим - к нажимному диску. В однодисковом сцеплении через нажимной диск может передаваться половина номинального крутящего момента Мдн двигателя, т. е. расчетный момент Мр = 0,5 Мдн. В двухдисковом сцеплении нажимной диск нагружается моментом Мр- 0,25 Мдн, а средний ведущий диск - Мр = 0,5 Мдн. Расчету подвергаются элементы, соединяющие ведущие диски с маховиком двигателя. Шипы и выступы, зубья, пальцы и шпоночные соединения рассчитывают на смятие рабочих поверхностей, а пластины - на растяжение. Напряжение смятия <*см=МР !{RCM ZcmAcm)^ [O']» , где RCM - радиус расположения элементов, работающих на смятие, м; ZCM - число работающих элементов; Асм - площадь смятия одного элемента, м. В выполненных конструкциях при расчете по номинальному крутящему моменту Мдн двигателя [сг]СЛ( = (10...15)• 106 Па. Напряжение растяжения в пластине <тр =--< [сг]р = 0,3 ат Rn Znm(b-d)S    ’ где Rn- радиус расположения пакетов пластин, м; Zn- число пластин в пакете (обычно Zn = 3 - 4); т - число пакетов пластин (обычно т = 3-4); Ъ - ширина пластины, м; d - диаметр отверстия в пластине под болт или заклепку, м; 8 - толщина пластины, м; [сг]р - допускаемое напряжение растяжения в пластине, Па\ сгТ- предел текучести материала пластины, Па. Пластины изготовляют из пружинных сталей. Ведомые диски. Работоспособность сцепления в значительной степени зависит от конструкции ведомого диска и материала фрикционных накладок. Ведомые фрикционные диски в сборе (рис. 1.4,а) как правило состоят из основания 1 (листа толщиной 0,8...2,5мм), выполненного из стали 65Г в виде кольца, по внешней части которого с двух сторон установлены фрикционные накладки 2 с помощью заклепок б, а к внутреннему отверстию приклепана ступица 3 со шлицами для подвижного соединения с валом ФС. Для лучшего прилегания фрикционных накладок к поверхностям трения ведущих дисков и предотвращения коробления стального основания при нагревании его делают с радиальными прорезями, заканчивающимися отверстием несколько большего диаметра. Такой вид стального основания характерен для так называемого “жесткого ведомого диска”, не обладающего ни осевой, ни тангенциальной податливостями. Положительным качеством таких ведомых дисков является их конструктивная простота и малая стоимость, а главным недостатком - то, что они не обеспечивают плавное включение сцепления. Более перспективными являются ведомые диски с осевой и тангенциальной податливостями. Применение ведомых дисков с осевой податливостью обеспечивает плавное включение сцепления, что упрощает процесс управления трактором при трогании с места и повышает долговечность фрикционных накладок за счет обеспечения более стабильного контакта накладки с поверхностью трения ведущего диска при его короблении. Рассмотрим способы повышения осевой податливости ведомых дисков. На рис. 1.4,6 осевая податливость ведомого диска обеспечивается за счет применения фасонных прорезей на стальном основании с последующим выполнением лепестков 4 основания в виде отдельных пластинчатых пружин. Недостатком данной конструкции является сложность получения одинаковой жесткости у всех лепестков основания. Рис. 1.4. Конструкции ведомых дисков: 1 - стальное основание; 2 - фрикционные накладки; 3 - ступица; 4 - лепесток основания диска; 5 - пластинчатая пружина; 6 - заклепка
в)    г)
Более перспективным является ведомый диск (рис. 1.4,в), в котором осевая податливость обеспечивается применением отдельных пластинчатых пружин 5, установленных между фрикционными накладками и закрепленных на малом радиусе стального основания 1. При этом пластинчатые пружины выполняются из листовой стали меньшей толщины чем основание 1 диска. Здесь легче по сравнению с ранее рассмотренной конструкцией ведомого диска обеспечить одинаковую жесткость пластинчатых пружин 5. В более ранних конструкциях сцеплений применялись ведомые диски (рис. 1.4,г), в которых осевая податливость обеспечивалась применением отдельных пластинчатых пружин 5, приклепанных к стальному основанию 1 со стороны нажимного диска. Такая конструкция имеет большой момент инерции ведомого диска и обеспечивает только его одностороннюю осевую податливость (со стороны нажимного диска). При сборке сцепления необходимо помнить, что ведомый диск нужно устанавливать так, чтобы пружины 5 были обращены в сторону нажимного диска. При обратной установке ведомого диска снижается долговечность его фрикционных накладок. Характеристика осевой податливости ведомого диска должна удовлетворять условию fi. = eOV-LJ2, где Q- расчетное усилие сжатия дисков сцепления /определяется по выражению (1.2)/; Qx - текущее усилие сжатия дисков при включении сцепления; Л - текущая осевая деформация ведомого диска при включении сцепления; Лтах = 0,35...0,7 мм - осевая деформация ведомого диска при включенном сцеплении. При работе трактора в валопроводах трансмиссии возникают крутильные колебания. Их источником, в первую очередь, являются гармонические составляющие крутящего момента двигателя, а также колебательные процессы, возникающие в самой трансмиссии вследствие карданных соединений, пересопряжений шестерен, внешних воздействий при работе МТА. В ряде случаев частота вынужденных крутильных колебаний может оказаться равной частоте собственных колебаний упругой системы трансмиссии, что приводит к появлению резонанса - резкого повышения уровня амплитуд крутящих моментов и напряжений в деталях трансмиссии, что может привести к их поломке. Для устранения явления резонанса применяют специальные механизмы - гасители крутильных колебаний (демпферы), которые преобразуют энергию колебаний в теплоту. Наиболее удобным местом для установки демпфера является ведомый диск сцепления. Характерной особенностью демпферов является наличие упругого элемента, обеспечивающего относительное перемещение ведущих и ведомых частей и возникновение при этом сил трения для рассеяния энергии колебательного процесса. На современных тракторах широкое распространение получили упруго-фрикционные демпферы (рис. 1.5). Рис. 1.5. Ведомые диски с упруго-фрикционными демпферами: а - с цилиндрическими пружинами; б - с резиновыми блоками; 1 - ступица; 2 -диски; 3 - фрикционные накладки; 4 - цилиндрические пружины; 5 - резиновые блоки; 6 - нажимные пружины демпфера
б)
На рис. 1.5,а показан ведомый диск сцепления с упругофрикционным демпфером с цилиндрическими пружинами. Рассеяние энергии крутильных колебаний происходит за счет сил трения между фланцем ступицы 1 и дисками 2. В некоторых конструкциях для увеличения сил трения и эффективности демпфирования между фланцем ступицы 1 и дисками 2 устанавливают фрикционные накладки 3. Сила трения в демпфере определяется усилием нажимных пружин 6. При передаче крутящего момента от дисков 2 на ступицу 1 цилиндрические пружины 4 деформируются, что обеспечивает относительное пе-
ремещение дисков и ступицы (тангенциальную податливость ведомого диска) и за счет трения между ними - преобразование энергии крутильных колебаний в теплоту. Кроме того, при правильном выборе жесткости пружин 4 обеспечивается смещение зоны резонансных колебаний за пределы рабочих частот вращения вала двигателя. В некоторых конструкциях ведомых дисков (рис. 1.5,6) применяют демпферы с упругими элементами, выполненными в виде резиновых блоков 5. Рассеяние энергии крутильных колебаний обеспечивается за счет не только трения между дисками 2 и фланцем ступицы 1, но и больших внутренних гистерезисных потерь в резиновых блоках 5 при их деформации. Выбор параметров упруго-фрикционного демпфера. Основными параметрами демпфера являются момент трения МТд фрикционного элемента демпфера, момент МПР предварительной затяжки пружин, момент М3 замыкания пружин и жесткость спр пружин. Изменяя момент трения МТд, можно варьировать рассеяние энергии в демпфере, а, корректируя жесткость спр пружин демпфера - смещать резонансные режимы колебаний в трансмиссии. Предварительное поджатие пружин при их установке в окна ведомого диска гарантирует отсутствие зазоров в демпфере. Угол замыкания (р3 демпфера выбирают таким, чтобы исключить посадку витков пружин друг на друга. В выполненных конструкциях демпферов Ф3 = 3...40; момент предварительной затяжки пружин Мпр - 0,2...0,ЗМдн ; момент замыкания пружин М3 = 1,8...2,0Мдн ; момент трения фрикционного элемента Мтд =0,15...0,25 Мдн; жесткость пружин в Н/м cnp = (М3 — М пр ) l(jp3 Rnp ) 5 где RnP - радиус расположения пружин, м; Ф3 - угол замыкания демпфера, рад. В настоящее время широко применяют демпферы с нелинейной характеристикой. Для этого в их окнах устанавливают по две пружины разной длины и жесткости. Сначала при малых величинах крутящего момента в работу включаются менее жесткие пружины (предназначены для снижения шума шестерен в коробке передач на холостом ходу), а затем с ростом величины момента к ним параллельно подключается более жесткие пружины. Демпферы с нелинейной характеристикой получили широкое распространение в легковых автомобилях и являются перспективными для тракторов. Вал сцепления изготовляют из углеродистой стали марок 40Х, 45, ЗЗХСА и рассчитывают на кручение, предполагая, что он нагружен номинальным крутящим моментом Мдн двигателя. Напряжение кручения в валу т =МЛ /W <\т] К    ОН    Р — L* JК 5 где Wp - полярный момент сечения вала, м3; [т\ = (8...10)-107 Па - допускаемое напряжение кручения. Для сплошного вала иг, =0,24, а для полого Wp=0,2(d4H-d4B)/dH, где dH и dB - наружный и внутренний диаметры вала соответственно, м. В действительности вал сцепления может нагружаться моментом трения сцепления Мт = /ЗМдн. Поэтому для учета этого фактора при расчете вала допускаемые напряжения кручения \т\ принимаются пониженными, что обеспечивает примерно трехкратный запас прочности по пределу текучести. Шлицевые соединения вала рассчитывают на смятие рабочих поверхностей. При этом допускаемое напряжение смятия для подвижного шлицевого соединения [сг]СЛ( = 25..30МПа, а для неподвижного - [сг\м -100...120МПа . Шлицы могут иметь как эвольвентный так и прямобочный профиль. Пружины. В сцеплениях применяют витые цилиндрические и тарельчатые пружины, изготовляемые из стали марок 65Г, 50ХФА, 60С2Ф и 85. Конические витые пружины, имеющие более жесткую нелинейную характеристику упругости по сравнению с цилиндрическими, в современных конструкциях сцеплений не применяют. Витые цилиндрические пружины обычно располагают периферийно. Их число должно быть кратно числу отжимных рычагов для исключения перекоса нажимного диска при выключении сцепления и составляет 8-20. Расчет витых цилиндрических пружин выполняют на кручение в следующей последовательности. 1.    Определяют расчетное усилие при включенном сцеплении на одну пружину FP=Q/nnp,    (1.15) где ппр = 8...20 - число пружин. При выборе числа пружин следует учитывать, что расчетное усилие на одну пружину Fp не должно превышать 800... 1000 Н. 2.    Диаметр проволоки 8 Fp к с d =
где с = 4...12 - индекс пружины; к = (4с + 2)/(4с - 3) - коэффициент, учитывающий кривизну витков; \т~\к =150МПа- допускаемое напряжение кручения в витках пружины.
<<< Предыдущая страница  1     Следующая страница >>>


1 A B C D E F G H I J K L M N O P Q R S T U V W X Y Z 
А Б В Г Д Е Ж З И К Л М Н О П Р С Т У Ф Х Ц Ч Ш Щ Э Ю Я