Строительные и дорожные машины. Основы автоматизации
.pdf41
торый для стандартных ремней составляет fпр 3f . Межосевые расстояния
а (см. рис. 1.18) рекомендуется принимать: |
|
для плоскоременных передач оптимальная величина |
|
aопт 2(D1 D2 ); |
(1.28) |
для клиноременных передач минимальная и максимальная величины со
ответственно |
|
|
amin |
0,55(D1 D2 ) h ; |
(1.29) |
amax |
2(D1 D2), |
(1.30) |
учетом наличия упругого
(1.31)
где – коэффициент, учитывающий относительное упругое скольжение рем ня; = 0,99...0,98.
Работоспособность ременных передач определяется их тяговой способно стью и долговечностью ремней. Исходя из экспериментальных значений по скольжению ремней коэффициент тяги
F /(S1 S2 ) F /(2S0 ),
где S0 − величина начального натяжения ремней.
При допускаемых для ремней напряжениях по полезной нагрузке | F | величина полезного окружного усилия на шкиве для плоскоременных пере дач
F A |
F |
c/k, |
(1.32) |
где А – площадь поперечного сечения ремня; с – коэффициент, зависящий от условий натяжения ремня, расположения передачи, отношения h/D1, угла об хвата шкива ремнем , скорости ремня; k − коэффициент, учитывающий ре жим нагрузки; k = 1...1,6.
Для клиноременных передач соответственно |
|
F zF 0 c / k , |
(1.33) |
где z − число ремней в передаче; F0 −допускаемая полезная нагрузка на ре мень; с − коэффициент, зависящий от угла обхвата и скорости ремня.
Достоинствами ременных передач являются: простота конструкции, воз можность передачи движения на большие расстояния, способность предохра нять механизмы привода от перегрузок за счет проскальзывания. К недостат кам относятся большие габариты передачи и недостаточная долговечность ремней. При эксплуатации ременных передач во избежание резкого снижения тягового усилия необходимо следить, чтобы смазка не попадала на шкивы и ремень передачи.
42
Зубчатые передачи. Эти механизмы с помощью зубчатого зацепления пе редают или преобразуют движение с изменением угловых скоростей и мо ментов. Зубчатые передачи между параллельными осями (рис. 1.20, а...в, ж) осуществляются цилиндрическими колесами с прямыми, косыми и шеврон ными зубьями. Передачи между пересекающимися осями (рис. 1.20, г, д) осуществляются коническими колесами, передачи между перекрещивающи ми осями − винтовыми колесами, 1.20, е). Для преобразования вращательно го движения в поступательное и наоборот служат зубчатые колеса с рейкой, рис.1.20, з. Для обеспечения высокой несущей способности зубчатых колес на контактную и изгибную прочность зубьев, а также на износ целесообразно применять в качестве материалов стали, закаливаемые до высокой твердости
(НRC 55 …62).
В массовом и крупносерийном производстве наиболее широко применяют для тяжелонагруженных передач низкоуглеродистые легированные стали, подверженные цементации и последующей закалке (ст. 15Х, 20Х, 12ХНЗА, 18ХГТ, 25ХГТ и др.). Для получения особо износостойких поверхностей ко лес применяют среднеуглеродистые легированные стали типа 38Х2МЮА, 38Х2Ю, 40Х2НМЛ, 4ХФА, которые подвергаются азотированию.
Рис. 1.20. Виды зубчатых колес: а − цилиндрические прямозубые; б −линдрические косозубые; в −цилиндрические шевронные; г − конические прямозубые; д − конические с круговым зубом; е − винтовые; ж − с внутренним зацеплением;
з − с реечным зацеплением
Для зубчатых колес, изготовляемых в условиях мелкосерийного или ин дивидуального производства, при отсутствии жестких требований к габари там и массе применяют улучшаемые стали до твердости НВ 300...350.
Чистовое нарезание в этом случае проводят после термической обработки, что исключает необходимость их шлифования. При этом применяют средне углеродистые стали типа сталь 40, 45, 50, 50Г, 35ХГС, 40Х и др. Для колес больших диаметров используют стальное литье из среднеуглеродистых ста лей 35Л, 50Л, а также легированных сталей 40ХЛ, З0ХГСЛ, 50ГС и т. п. Для
43
тихоходных и преимущественно крупногабаритных и открытых передач при меняют также чугуны марок от СЧ21−40 и выше. Передаточное число обыч ных цилиндрических передач с неподвижными осями колес может достигать u =6...8.
Червячные передачи (рис.1.21) передают вращение между перекрещи вающимися осями и относятся к зубчатовинтовым передачам. Они состоят из винта — червяка 1 с трапецеидальной или близкой к ней резьбой и косозубо го червячного колеса 2 с зубьями особой формы, получаемой в результате взаимного огибания с витками червяка. В отличие от винтовых передач осу ществляется линейный контакт.
Передаточное число u или передаточное отношение i определяется из ус ловия, что за каждый оборот червяка червячное колесо поворачивается на число зубьев, равное числу заходов червяка, т. е.
u =z2/ z1, i =n1/n2 (1.34)
где z1 и z2 − число заходов червяка и число зубьев колеса; п1 и n2 −частоты вращения червяка и колеса, мин 1 .
Рис.1.21. Схема червячных передач: а) обычное зацепление; б) глобоидное зацепление: 1– червяк; 2– червячное колесо
В строительных машинах червячные передачи применяются с передаточ ным числом u=8...60 при количестве заходов червяка соответственно 4...1. При этом η =0,9...0,65. Для повышения КПД червячной пары за счет сниже ния сил трения зубья колеса делают из антифрикционного материала − каче ственной бронзы, а зуб червяка закаливают и шлифуют.
Вследствие низких КПД червячные передачи используют в основном в передачах с небольшими мощностями – 40...50 кВт и реже до 200 кВт при скоростях до 15 м/с.
44
Основными параметрами червячной передачи являются шаг рt (мм) и мо дуль т (мм). Межцентровое расстояние червячной передачи
|
= |
т |
( |
z1 |
+z |
2 ), |
(1.35) |
|
|
||||||
|
2 |
|
tg |
|
|
где – угол подъема витков червяка.
Расчет межцентрового расстояния и размеров зуба ведется исходя из кон тактной и изгибной прочности применительно к червячному колесу, изготов ленному обычно из бронзы или чугуна, обладающих меньшей прочностью по сравнению со стальным червяком. Кроме прямых червяков с различными профилями зубьев, изготовляются вогнутые, так называемые глобоидные ох ватывающие зубья колеса на некоторой дуге (рис. 1.21, б). Такие червячные передачи обладают высокой несущей способностью вследствие большого ко личества зубьев, находящихся одновременно в зацеплении.
Однако они более сложны в изготовлении, монтаже и регулировке, осо бенно после некоторого износа зубьев колеса.
Цепные передачи (рис.1.22) предназначаются для передачи движения ме жду двумя параллельными валами при достаточно большом расстоянии меж ду ними. Передача состоит из ведущей 1 и ведомой 2 звездочек и цепи 3, ох ватывающей их.
Рис.1.22. Схема цепной передачи (а) и конструкция втулочнороликовой цепи (б): 1, 2− ведущая и ведомая звездочки; 3− цепь; 4− валик; 5− пластина;
6−втулка; 7− внутренняя пластина; 8− ролик
Кроме этих основных элементов имеются натяжное и смазочное устройст ва, а также ограждения. В строительных машинах в качестве приводных це пей наиболее широко применяют втулочнороликовые цепи (б), состоящие из валиков, на которых насажены наружные пластины 5 и свободно поворачи вающиеся втулки 6. На втулки напрессованы внутренние пластины 7 и сво бодно посажены ролики 8. В качестве тяговых цепей в конвейерах, рабочих органах цепных экскаваторов используются обычно длиннозвенные втулоч ные цепи.
45
К достоинствам цепных передач относят: возможность передачи движе ния на значительные расстояния; меньшие, чем у ременных передач, габари ты; отсутствие скольжения; достаточно высокий КПД = 0,98...0,94, воз можность легкой замены цепи.
К недостаткам цепных передач относят: сравнительно быстрый износ шарниров, работающих в условиях попадания абразива; требуют более слож ного ухода − смазки, регулировки в сравнении с клиноременными передача ми; значительные вибрации и шум при достаточно высоких скоростях и не высокой точности элементов конструкции.
Основные параметры цепи определяются из шага р. Делительные диамет ры звездочек определяют
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
d1 ð / sin z |
; |
d2 ð/ |
|
|
|||
sin z |
2 |
. |
|||||
|
1 |
|
|
|
|
|
Передаточное число
u z2 / z1.
Межосевое расстояние
a 30...50 t.
Величина допускаемой окружной полезной нагрузки
F ê bâí dï /Ký ,
где к допускаемая величина давления в шарнирах. Для втулочно роликовых цепей в зависимости от шага и скорости цепи принимаетсяк 14...35 МПа; bвн ширина цепи; d диаметр шарнира; Kэ ко эффициент, учитывающий условия смазки, регулировки, режим нагружения и другие условия эксплуатации цепи, Kэ = 1,2...3. Мощность, передаваемая од ной цепью Pò F υ/1000, где υ – скорость цепи.
Кроме обычных зубчатых передач с неподвижными осями колес в по следние годы в строительных машинах стали применять передачи с переме щающимися осями колес — называемые планетарными (рис. 1.23).
В этих передачах сателлиты 1 движутся относительно центрального коле са 2. Оси сателлитов закрепляются в звене h, называемом водилом. Ведущим или ведомым звеном в данной передаче могут служить любые из централь ных колес или водило. Наиболее часто в качестве ведущего звена использует ся солнечное колесо, а ведомого – водило, или внешнее центральное колесо 2. Если в планетарной передаче все звенья являются подвижными, то такая пе редача приобретает свойства дифференциала, когда два звена являются веду щими (или ведомыми) и одно звено ведомым (или ведущим).
46
Рис.1.23. Кинематические схемы планетарных передач: а) с одним внутренним зацеплением: 1сателлиты; h водила; 2 центральное колесо; 4 эпициклическая шестер ня; б) с двумя внутренними зацеплениями: 1, 3 сателлиты; 2, 4 коронные
шестерни; в) 1, 3 сателлиты; 4, 5 эпициклические шестерни
Конструкция однорядной планетарной передачи в модульном варианте (рис. 1.24) может быть приспособлена для различных типов планетарных ре дукторов.
Вид А
Рис. 1.24. Модульная планетарная передача:
1–центральное колесо; 2– ось водилы; 3– водила; 4– сателлиты; 5– эпициклическая шестерня; 6, 8 – кольца; 7–подшипники
Центральное колесо 1 вращает три сателлита 4, посаженные на подшип ники 7, закрепленные на осях 2 водилы 3. Сателлиты обкатываются вокруг эпициклического центрального колеса 5. Кольца 6 и 8 служат креплением подшипников сателлитов.
Основным достоинством планетарных передач является многопоточность передачи энергии несколькими зубчатыми парами одновременно. Поэтому планетарные передачи обладают меньшими габаритами и массой. Кроме того, они имеют повышенный КПД и обеспечивают получение более высоких пе
47
редаточных отношений. К недостаткам можно отнести более высокие требо вания к качеству их изготовления и монтажу (условия сборки, соосности и соседства).
Передаточное число планетарной передачи, выполненной по схеме, изо браженной на рис. 1.23, а, от колеса 2 к водилу hпри закрепленном зубчатом колесе 4
u2(4h) 1 |
z4 |
, |
(1.36) |
|
z2 |
||||
|
|
|
где z4 и z2– число зубьев колес 4 и 2.
Для такой схемы передаточное число изменяется в пределах 3…9. Для схе мы, показанной на рис.1.23,б, передаточное число от водила hк колесу внут реннего зацепления 2 при закрепленном зубчатом колесе 4
(4) |
|
|
1 |
|
|
|
|
|
|
uh2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
. |
1 z z |
4 |
/ z |
2 |
z |
3 |
|
|||
|
1 |
|
|
|
|
Диапазон изменения uh42 составляет 8…30. Для схемы, показанной на
рис.1.23, в, при передаче вращения от колеса 2 к колесу 5 при неподвижном зубчатом колесе 4
|
|
|
|
z4 |
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
||||
|
(4) |
|
1 |
z2 |
|
|
||
|
|
|
|
. |
||||
|
u25 |
1 |
z2z4 |
|
||||
|
|
|
z5z1 |
|
||||
|
|
|
|
|
||||
Диапазон изменения |
u254 составляет 20…500. Крутящий момент на ведо |
|||||||
мом звене механизма Т2 |
равен произведению момента на ведущем звене Т1 |
на передаточное число u12 и на коэффициент полезного действия 12 между этими звеньями Т2 T1u12 12. Если в механизмах, показанных на рис.1.23, колесо 4 сделать подвижным, то они превращаются в дифференциальный ме ханизм, широко применяемого в различных самоходных машинах. Механиз мы, составленные из двухтрех планетарных ступеней, позволяют обеспечить высокие передаточные отношения при больших значениях КПД.
В качестве отдельных передач в машинах применяют редукторы, коробки скоростей, коробки отбора мощности, реверсы. На рис.1.25 приведены схемы наиболее распространенных зубчатых цилиндрических, конических передач и червячных редукторов. Коробки передач, так же как и редукторы, широко применяют в качестве отдельных узлов механических передач в строитель ных машинах.
48
Рис. 1.25. Наиболее распространенные схемы редукторов: а)– 2х ступен чатые цилиндрические; б) – 3х ступенчатые цилиндрические; в) –2х ступенчатые
с коническим и цилиндрическим колесами; г) – червячный
Коробка передач — это механизм, выполненный, как правило, в отдель ном корпусе. Она служит для ступенчатого изменения передаточного отно шения, которое осуществляется путем переключения зубчатых передач. По числу элементов управления, включаемых на каждой ступени изменения ско рости выходного звена, различают коробки передач с одним, двумя элемен тами и более, включаемыми на каждой ступени изменения скорости. На рис. 1.26 приведены схемы простейших ступенчатых коробок передач.
Рис.1.26. Схемы коробки передач трактора: а) 1− первичный вал; 2− рычаг пере ключения передач; 3, 6− вилки; 4,5,7 − шестерни первой второй и третьей передачи; 8 − шестерня заднего хода; 9− коническая шестерня главной передачи; 10,12, 13 − блок шесте рен; 14− картер коробки передач; б) − схема включения первой передачи; в) − схема вклю чения второй передачи; г) − схема включения заднего хода
Ступенчатые коробки передач выполняются шестеренчатыми, с неподвиж ными осями и планетарными. Основным показателем коробки передач явля ется число передач переднего и заднего хода и диапазон изменения переда точных чисел. Гусеничные тракторы имеют большее число передач заднего
49
хода, в основном 2…4, что связано с использованием их на землеройных ра ботах при челночном движении . Большое число передач требует многоваль ной конструкции коробки. Для получения увеличенного числа передач при небольшом числе шестерен и коротких валах применяют коробки передач с двух, трехпарным зацеплением умноженного типа, рис.1.27.
Рис.1.27. Коробка передач умноженного типа: 1 первичный вал; 2, 9, 10, 17, 19, 25, 27, 35 и 37 – подшипники качения; 3 − блок шестерен первой и второй передач каждой группы; 4 – промежуточный вал; 5− шестерня промежуточного вала второй группы пере дач; 6− шестерня промежуточного вала первой группы передач; 7− шестерня третьей шес той и девятой передач; 8 – шестерня промежуточного вала третьей, шестой и девятой пе редач; 11− рычаг переключения передач; 12 – стопор; 13 – заливная горловина; 14 – проб ка; 15 – вторичный вал; 16 – стакан подшипника; 18 и 20 – спускная пробка; 21 − регули ровочные прокладки; 22 – сферическая шайба; 23 – корпус коробки передач; 24 – стакан упорных подшипников; 26 – сапун 28 – шестерня вторичного вала первой группы передач (замедленных); 29 – ведущая шестерня группы замедленных передач; 30 − маслоразбрыз гивающая шестерня; 31− промежуточная шестерня заднего хода; 32− шестерня вала за медленных передач; 33 − вал замедленных передач; 34− шестерня удвоителя – второй и третьей групп передач; 36− шестерня промежуточного вала третьей
группы передач
Такая коробка представляет собой двухвальную, трех, четырехскорост ную коробку, соединенную последовательно с редуктором, переключаемым на нормальный и ускоренный ряд передач. В коробке передач предусмотрен еще ряд замедленных передач, благодаря чему общее число передач передне го хода достигает 9, а заднего 3. Недостатком коробки передач умноженного типа является трудность подбора скоростей (поскольку скорости замедленно
50
го ряда связаны со скоростями ускоренного ряда постоянным множителем − отношением передаточных чисел редуктораудвоителя) и сложность пере ключения: требуется два рычага (один для передач, другой для удвоителя) или механизм со сложным движением. В конструкцию трансмиссии входит центральная передача (или главная).
Центральная передача служит для увеличения и передачи крутящего мо мента раздаточному механизму − механизму поворота гусеничного трактора или дифференциалу колесного трактора, распределяющему крутящий момент на правую и левую стороны трактора.
Схемы коробок передач с неподвижными осями и одним элементом управления представляют собой параллельное независимое соединение не скольких механизмов, число которых равно количеству получаемых ступеней изменения скорости. Каждый из этих механизмов может быть включен с по мощью муфты. Одновременное включение двух механизмов и более недо пустимо. Энергия при включении одного из элементов управления передает ся последовательно через зубчатые пары соответствующего механизма.
Кроме коробки передач в механизмах привода часто имеются также спе циальные раздаточные коробки, которые обычно с помощью зубчатых пере дач осуществляют разветвление привода движения на отдельные рабочие ме ханизмы. К положительным свойствам механических трансмиссий в целом можно отнести сравнительную простоту конструкций, небольшую массу и стоимость, возможность обеспечения достаточной надежности в работе для большинства элементов. К их недостаткам относятся значительные потери энергии в фрикционных муфтах и тормозах, их достаточно быстрый износ, ступенчатое изменение скоростей и усилий, сложность компоновки передач при большом числе скоростей и трудности автоматизации управления рабо чим процессом. Устранению многих из указанных недостатков способствова ло совершенствование конструкций и широкое внедрение в строительных машинах гидромеханических трансмиссий, являющихся соединением меха нических и гидравлических трансмиссий.
Гидравлические трансмиссии. К гидравлическим относят гидродинамиче ские и гидрообъемные трансмиссии. Гидродинамические трансмиссии вклю чают в себя гидромуфты или гидротрансформаторы.
Характерной особенностью этих передач является отсутствие жесткой связи между ведущими и ведомыми частями передачи. Движение от ведущей к ве домым частям передается за счет кинетической энергии рабочей жидкости, воздействующей на лопасти рабочих колес. Поэтому гидравлические переда чи служат в качестве предохранительных устройств от динамических пере грузок в приводах машин. При резком трогании с места ГДМ снижает дина мические нагрузки в трансмиссии в 1,5…4,5 раза, при разгоне в 2,5…3 раза.
Гидромуфты (рис. 1.28) состоят только из двух колес — ведущего (насос ного 4) и ведомого (турбинного 3). Гидродинамические муфты (ГДМ), в от