Разделы сайта

Читаемое

Обновления Nov-2017

Промышленность Ижоры -->  Разработка конструкторской документации 

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52 53 54 55 56 57 58 [ 59 ] 60 61 62 63 64 65 66 67 68 69 70 71 72 73 74 75 76

Нагрузка распределяется по длине t-й проушины согласно уравнению

qi =-г-т-,-;- [ch ах cos (abi -

sin abi + sh uAf

- ax) -1- cos ax ch {abi - ад:)],

0 4 ад ?,2 1.6 2,0 2h 2,8 abi Рис. 16.tl. График функции Aiab)

где X - расстояние от торца проушины.

Приведенные формулы справедливы для соотношения abi л. Для шарниров, в которых abi незначительно больше я, давление под торцами проушин при расчете по этому методу будет завышено. Чтобы уменьшить погрешность расчета, следует все остальные проушины, длина

которых 6< заменить проушинами длиной b = я/а.

Две крайние проушины шарнира, в которых палец изгибается как консольная балка, заменяют одной условной проушиной длиной, равной сумме длин крайних проушин. Крайние проушины имеют одинаковую длину, следовательно, длина условной проушины равна удвоенной длине первой проушины: Ь = 2bi Сила, передаваемая на крайнюю проушину, определяется как половина силы, действующей на условную проушину. Этот метод расчета дает увеличенное значение силы.



Р1000,\гс

Рнс. 15.12. Распределение удельных нагрузок по длине проушины:

а - первой и седьмой; б - второй и шестой; в - третьей и пятой; г - -четвертой

передаваемой на крайние проушины, а следовательно, и некоторое уменьшение сил, действующих на средние проушины. Его целесообразно применять в том случае, когда длины крайних проушин малы по сравнению со всей длиной шарнира (порядка 10% от длины шарнира).

Пример. Рассчитать семипроушинную гусеницу трактора Т-74. Исходные данные: /г = 17 см; = 39 см: Р = (Р+ Т) = 2 (4000 -f- 300) = 8600 кгс. При напряжении среза [%Л = 400 кгс/см и п = 7 диаметр пальца

785 (п- 1) [т]

8600

785 (7 - 1) 400

= 2,15 см.

Принимаем - 22

0.28 мм; d = 22-f- 1 мм; D = \,М = 40 мм. Результаты расчета сил и нагрузок, действующих в проушинах прн суммарной силе Р = 1000 кгс, приведены в табл. 15.6, а графики распределения нагрузок по длине проушин для /> = 1000 + 4000 кгс на рис. 15.12.

15.6. Расчет проушин и пальца звеиа гусеницы

Параметр

Формула для расчета

Ширина Ь, см ... Коэффициент аЬ . .

А (аЬ.)........

Нагрузка, кгс/см:

ср.......

1тах ......

Сила Р ., кгс ....

Нагрузка р (. кгс/см Неравномерность Давление р, кгс/см .

РаЬ ........

Момент Ми, кгс - см Напряжение о , кгс/см

2]*, = (,з-.в(п Формула (15.6) Рис. 15.11

Р1В Формула (15.7) (15.5)

Itaax/lcp i 9ср i/d Рис. 15.13

Формула (15.8)

- 1)

Проушина

те те я: д ь н те

й) с

са н а

4,05

10,4

3,3

1,45

1,335

3,43

0,92

0,674

0,790

0,92

55,2

52,0

55,2

j 292

30,6

80,5

85,7

20,1

1,14

1,11

3,16

39,5

0,016

0,082

0,09

0,016

Расчет ведется для Ь = гЬ = 10 см.

Палец гусеницы рассматривают как ниогопро-летную разрезную балку, каждый участок которой нагружен распределенной нагрузкой q. Изгибающий момент

М=.р.аЬ.р(аЬ). (15.8)

График функции F (afc,) приведен на рис. 15.13. Значения изгибающих моментов н напряжения из-гиоа на участках пальца приведены в табл. 15.6.

ч приведены результаты расчета да-

влений в проушинах н напряжений изгиба в пальцах гусениц некоторых тракторов.

ис. 15.13. График функции F (а*;) В. я. Анилович

0,S 1.0 1.5 2.0 2,5 3.0 аЬ-



Гусеничный движитель

15.7. Нагрузки в шарнирах гусеницы некоторых тракторов

о.

>.

So. 5 =

Удельная нагрузка, кгс см

О) о

S S 5

is - с о

3

S = = е

ДТ-54

Т-74

Т-50В

5 7 3

1770 1770 1150

277 168 375

80,3 152 187

127,5 77,2 170

463 315 540

15.4. НАПРАВЛЯЮЩЕЕ КОЛЕСО И НАТЯЖНОЕ ПРИСПОСОБЛЕНИЕ

Натяжение гусеницы при заднем расположении ведущего колеса определяется по стреле провисания верхней ветви гусеничной цепи

К = (0,03 4- 0,06) /п,

где In - пролет между опорами.

Увеличение натяжения гусеницы сверх нормального повыщает потери на перекатывание трактора и вызывает чрезмерные напряжения в деталях ходовой системы, но одновременно улучщает зацепление, особенно при изношенном ведущем колесе. Уменьшение натяжения гусеницы приводит к нарушению зацепления, быстрому износу зубьев колеса.

Статическая сила натяжения гусеницы при данной стреле- провисания йп или йпр = halln может быть найдена графически построением многоугольника сил [16], а также аналитически по формуле

8hn. о Sh 8h l,

где - вес единицы длины гусеницы: = gjlr (здесь gr - вес звена г1сеницы в сборе с пальцем, кгс); Zr - число звеньев в пролете / /

Цепь с упругими шарнирами характеризуют [24] удельной продольной жест-Т

костью kn = -7- = (2,726)-103 кгс/см2 и относительной угловой жесткостью

1*0 =

/дАд = 200400

Кгс см

, где ?д-деформируемая площадь шарнира;

см-рад

относительная деформация шага гусеницы; Мш - момент скручивания шарнира при угле закручивания а; &д - деформируемая длина шарнира. Стрела провисания упругой ветви

8Ге у In у ТГ

где коэффициент закрутки, принимаемый равным четырем, если нет устано-

вочного угла между звеньями, и шести при наличии установочного угла (предварительной закрутки).

При движении добавляется натяжение от центробежной силы

&1т

Направляющее колесо и натяжное приспособление


Рис. 15.14. Схема определения натяжения гусеницы при переезде препятствия для подвески:

а- эластичной; б - жесткой

где - окружная скорость шарниров, равная теоретической скорости трактора; g - ускорение свободного падения.

Для регулирования натяжения, а также снятия и надеванля гусеницы направляющее колесо делают подвижным. Ход регулирования колеса должен быть равен Sp 5= 0,5/г с тем, чтобы при большом удлинении гусеницы можно было удалить из цепи одно звено и вновь отрегулировать требуемое натяжение. В механизм натяжения гусеницы включают амортизатор, позволяюш,ий направляющему колесу при появлении чрезмерного натяжения гусеницы совершать упругий ход, увеличиваюЕШЙ провисание гусеничной цепи. Упругий ход Sy определяют из следующих соображений.

1. Из условия получения большой стрелы прогиба hn. м гусеничной цепи у препятствия (рис. 15.14), снижающей максимальную силу натяжения гусеницы

Syl --= I

1 - COS а

2 cos а

где / - длина стягивающей ветви гусеницы (расстояние между осями крайних опорных катков для эластичной подвески и между осями направляющего колеса и переднего опорного катка для жесткой подвески). Угол а определяют из уравнения:

для эластичной подвески sin а ==

для жесткой подвески sin а = Максимальное допустимое натяжение гусеницы Ти = AG,

где А - коэффициент, находящийся в пределах (1,52) G. Наибольшая стрела прогиба hn. м = / sin а.

2. Из условия получения изменения обвода цепи, достаточного для выхода цепи из зацепления с зубьями ведущего колеса и прекращения передачи окружного усилия (рис. 15.15) или для соскакивания цепи с направляющего колеса при забивании гусеницы грязью, снегом и попадании посторонних-предметов {камней,-веток и т. п.):

Syi = - 2 с

где he - высота зуба ведущего колеса, направляющего гребня звена гусеницы, реборды направляющего колеса (при расчете берется большая из перечисленных величин). -



30 20 10

°2

1 2 3 It 5 6 7 T.tc

Рис. 15.15. Растягивающие усилия в гусеничной цепи трактора Интернешнл ВТД-в:

; - при нормальном движе ин и рекомендованной стреле провеса верхней ветви; 2- при полной компенсации изменения обвода, после соскакивания с гусеницы всех опорных катков; 3 - то же, после соскакивания гусеницы с направляющих колес; 4 - то же, при нарушении зацепления гусеницы со звездочкой; 5 - то же, после забивания гусеницы землей; 6 - при отсутствии полной компенсации изменения обвода, после забивания гусеницы землей

Предварительное натяжение пружины амортизатора Рщ устанавливают из условия, чтобы он не срабатывал от приложенного к гусенице тормозного усилия при торможении на уклоне, при повороте и экстренной остановке, а также от действия касательной силы Р на ведущем колесе при заднем ходе трактора. Значение натяжения, приведенное к оси направляющего колеса,

Рн1 =* 2Г 1 = фсО = G sin а = K-fi,

где фс - коэффициент сцепления с почвой при торможении; а - уклон, на котором должен стоять заторможенный трактор: а 35°.

При увеличении Р,ц увеличиваются напряжения в деталях ходовой системы, в первую очередь направляющего и ведущего колес. Лалое значение P i приводит при торможении и движении задним ходом с большой силой Рк к образованию мешков - скопления звеньев между ведущим колесом и задним опорным катком и может вызвать спадание гусеницы.

Максимальное усилие амортизатора в конце хода сжатия, приведенное к оси направляющего колеса:

где с - жесткость амортизатора, приведенная к оси колеса.

Полный ход направляющего колеса, который должен быть предусмотрен в натяжном приспособлении,

S = Sp-f Sy=0.5Zr + -f Ле. j

Характеристика механизмов натяжения приведена в табл. 15.8. /

15.8. Характеристика механизмов иатяжеиия гусениц

Подвеска

эластичная

полужесткая

Параметр

Обозначение

Механизм

кривошипный

салазочный

кривошипный

Упругий ход колеса, мм-

Относительное усилие на оси направляющего колеса:

в начале деформаЬин амортизатора . . .

(60-95)

0.75 (0,5-1,1)

(50-100)

0,91 (0,75-1,1)

0,78 1

Подвеска

эластичная полужесткая

Параметр

Обозначение

Механизм

крнвошнпный салазочный

кривошипный

В конце деформации амортизатора . . .

Передаточное отношение механизма ......

Степень компенсации изменения обода ....

Тип амортизатора . . . . Относительное усилие сжатия:

предварительного . ,

полного

Деформация пружины, мм; предварительная . . , рабочая ......

Приведенная жесткость амортизатора, кгс/см

и пм

Рп2/а

Р Р - Н2 - Н1

1,45 (0,8-1.9)

1,7/1

0,76 (0,6-0,95)

1,58 (1.4-2)

1.1 (1-1.2)

Цилиндрические пружины

1,35 1,65

0,58 (0,3 - 0,84) 1,2

(0,52-1,9)

0,9 (0,75-1,1)

1,58 (1,4-2)

0,57 1,43

80 (60-95)

(50-100)

530 (270-1000)

590 (420-740)

хода.

В числителе даны значения для начала хода, в знаменателе - для конца Примечание. В скобках даиы пределы средних значений.

Направляющие колеса по расположению могут быть поднятые, когда оии при всех условиях не воспринимают вертикальной реакции; полуопущенные; низкоопущенные, когда они служат одновременно опорными катками. Поднятые направляющие колеса применяются при эластичных подвесках, причем высоту их расположения выбирают из условия исключения удара о почву. Полуопущенные направляющие колеса, имеющие угол нижней ветви гусеничной цепи 1-5°, применяют при жестких подвесках и при эластичных подвесках с передними ведущими колесами. Низкоопущенные направляющие колеса применяют на болотоходных тракторах и при эластичной подвеске снабжают устройством для приспособления к рельефу почвы.

По конструкции различают направляющие колеса одноободьевые и двух-ободьевые. Колеса могут быть на подшипниках скольжения и на подшипниках Качения. При эластичной подвеске, по условиям монтажа и обеспечения равного сопротивления изгибу, ось направляющего колеса делают ступенчатой и размещают на ней подшипники двух размеров (рис. 15.16).

Для определения размеров колесо (обода и спиц) рассчитывают на наибольшую силу Р 2, принимая запас прочности, равный 4-6. Для компенсации износа толщину обода колеса берут равной 15-18 мм. Подшипники колеса рассчитывают на долговечность при движении трактора на высшей передаче и нагрузке рабочей Силой натяжения гусениц. Биение обода колеса не должно превышать 2 мм.

Натяжные приспособления для жесткой подвески по способу перемещения Яанравляющего колеса разделяют на скользящие - салазочные и качающиеся - кривошипные.



1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52 53 54 55 56 57 58 [ 59 ] 60 61 62 63 64 65 66 67 68 69 70 71 72 73 74 75 76

© 2003 - 2017 Prom Izhora
При копировании текстов приветствуется обратная ссылка