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;

a=4,71 рад - угол обхвата лентой тормозного шкива;

, (7.22)

Отсюда выражается Р₂

, (7.23)

Н.

Подставляя численное значение сбегающей силы Р₂ в выражение (7.21), определяется сила Р₁

Н.

Когда линии действия тормозного усилия Р и набегающего (сбегающего при вращении в другую сторону) усилия Р₁ совпадают, величина тормозного усилия определяется

, (7.24)

Н.

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

Перемещение сбегающего конца ленты определяется как

, (7.25)

где d=1,5 10^-3 м – радиальный зазор между лентой и тормозным шкивом в начале ее затягивания;

a=270⁰ – угол обхвата тормозного шкива.

м.

Ширина фрикционной накладки на тормозную ленту рассчитывается по формуле

, (7.26)

где q=0,4·10 ⁶ Па – допустимое давление в ленточном тормозе.

м.

Для определения радиальной нагрузки F_m на вал тормозного шкива одноленточного тормоза силы Р₁ и Р₂ переносятся на ось вращения и геометрически складываются;

, (7.27)

Н.

Работоспособность рабочих поверхностей тормоза проверяют по удельной работе трения и температуре нагрева. Удельную работу трения определяют по формуле

, (7.28)

где n – частота вращения тормозного шкива в начале процесса торможения

Частота вращения тормозного шкива определяется по формуле

, (7.29)

где V=0,83 м/с – максимальная скорость асфальтоукладчика;

i_бр =5 – передаточное число бортового планетарного редуктора;

i_ц =2 – передаточное число цепной передачи;

r_к =0,22 м – радиус ведущей звездочки.

об/мин,

МДж/м².

Температура тормозного барабана в конце торможения равна

, (7.30)

где t_н=70⁰ С – начальная температура тормозного шкива;

t=2 с – время торможения;

m_m=25 кг – масса тормозного барабана;

С_r=480 Дж/(кг·град.) – теплоёмкость чугуна.

⁰С.

Для тормоза, работающего в условиях сухого трения, разность начальной и конечной температур не должна превышать 80 ⁰С. Данное условие подтверждено расчетами (разность составляет 114-70=44 ⁰С).

7.5 Расчет гидромуфты

В асфальтоукладчиках гидромуфты используются в приводе хода левой и правой гусениц, а также в приводе питателей и шнеков.

При проектировании новой муфты число пар поверхностей трения определится как

, (7.31)

где m=0,1 коэффициент трения фрикционного материала;

i¹_кп=79,7 – передаточное число на первой передаче;

b_ь=1,8 – коэффициент запаса сцепления;

q=4 МПа – допустимое давление фрикционного материала.

штук.