Мотор-колесо специальной подвижной установки

Тип работы:
Дипломная
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

Введение

Тема дипломного проекта «Мотор-колесо специальной подвижной установки».

Дипломный проект состоит из следующих частей:

1. введение;

2. конструкторская часть;

3. технологическая часть;

4. технико-экономическая часть;

5. экологическая часть;

6. список литературы;

7. приложение.

Выполнение конструкторского раздела подразумевает:

— анализ полученного задания;

— выбор оптимальной компоновки узла (мотор, редуктор, подвеска, колесо);

— выбор конструктивной схемы;

— расчет редуктора;

— расчёт гидропневмоамортизатора подвески.

В ходе выполнения конструкторского раздела выполняется чертёж общего вида мотор колеса, редуктора, гидропневмоамортизатора, гидропневматическая схема мотор колеса. Строятся графики динамических процессов. Эти материалы позволяют рассмотреть конструкцию, устройство, понять принципы действия данной системы.

Выполнение технологического раздела подразумевает: разработку технологического процесса сборки редуктора для серийного производства, и проектирование контрольного приспособления для проверки качества сборки. В ходе выполнения технологического раздела выполняется чертёж контрольного приспособления.

Выполнение технико-экономического раздела подразумевает: расчет эффективности разрабатываемого мотор-колеса, расчет себестоимости мотор-колеса, сравнение её с возможными аналогами. По результатам расчета выполняется плакат.

В разделе охрана труда и окружающей среды требуется проанализировать опасные и вредные факторы производства, разработать ряд мер по снижению ОВПФ, а также ряд мер по технике безопасности при том или ином технологическом процессе, в данном случае технологическом процессе сборки редуктора. По данным раздела выполняется плакат с изображением вредных и опасных производственных факторов.

1. Конструкторский раздел

1.1 Исходные данные

Нагрузка на колесо 6 т.

Высота колеса 1600 мм.

Ширина колеса 600 мм.

Ход подвески 650 мм.

Мощность электродвигателя 50 кВт.

Диаметр электродвигателя 250 мм.

Длина электродвигателя 400 мм.

Число оборотов электродвигателя 10 000 об/мин.

Скорость на первой передаче 25 км/ч.

Скорость на второй передаче 80 км/ч.

1.2 Назначение и технические данные

1.2.1 Назначение

Проектируемое мотор колесо предназначено для использования в специальной подвижной установке. Колесная формула 12×12. Условия работы мотор колеса задают следующие условия: интервал температур в которых предстоит использовать колесо от -50 до +50 С относительная влажность воздуха 98, при температуре 25 С, а также при осадках в виде дождя, снега, гололеда, тумана, града и пыли. При изменении высоты грунта до 0,45 м на дистанции 40 м.

2.2.2 Область применения мотор-колес

Электромотор-колесо (мотор-колесо) является исполнительным механизмом системы тягового электропривода пневмоколесной транспортной машины. Мотор-колесо осуществляет преобразование электрической энергии, вырабатываемой двигатель-генератором, в механическую энергию, реализуемую при движении машины.

Мотор-колесо представляет собой агрегат, в котором конструктивно объединены все элементы исполнительного механизма:

электродвигатель;

механическая передача, состоящая из редуктора, механизма сочленения вала электродвигателя с ведущим звеном редуктора и (в некоторых образцах) механизма переключения передач или сцепления с приводом;

колесо, состоящее из шины (с камерой или без нее) с ободом и ступицей или только с ободом;

тормозной механизм с соответствующим приводом, осуществляющий механическое торможение мотор-колеса;

механизм или элементы подвески мотор-колеса к раме транспортной машины.

Характерной особенностью конструкции мотор-колеса является весьма рациональная компоновка его элементов, в частности, размещение электродвигателя полностью или частично внутри обода колеса, а также сведение к минимуму числа и размеров деталей механической передачи.

В последние годы область применения мотор-колес на транспортных и специализированных машинах различного назначения непрерывно расширяется. Это объясняется тем, что использование мотор-колес открывает новые технические возможности в создании колесных машин принципиально новой конструкции, для которых трансмиссия в виде индивидуального электропривода ведущих колес является единственно возможной или целесообразной.

Основными критериями, определяющими целесообразность применения индивидуального электропривода с мотор-колесам и па транспортных машинах взамен механического или гидромеханического привода или группового электропривода, являются следующие:

вес агрегатов и узлов привода в сравниваемых вариантах;

эксплуатационные свойства (надежность в работе, объем и периодичность технического обслуживания);

к. п. д. системы привода;

срок службы агрегатов;

стоимость агрегатов и узлов привода в сравниваемых вариантах и эксплуатационные расходы за расчетный срок службы.

Соответствующие исследования, проведенные применительно к конкретным типам автомобилей и автопоездов, показывают экономическую целесообразность применения системы электропривода с мотор-колесами на автомобилях и автопоездах грузоподъемностью свыше 50 Т, а также на ряде много приводных транспортных машин. Это подтверждается практикой создания определенных образцов автомобилей и автопоездов с электроприводом.

Основные параметры мотор-колес определяются техническими и эксплуатационными характеристиками транспортной машины. Вместе с тем возможно создание новых транспортных машин па базе существующих мотор-колес с применением двигатель-генератора, обеспечивающего питание электроэнергией определенного числа электродвигателей мотор-колес данной конструкции. В этом проявляется характерное свойство мотор-колеса как самостоятельного агрегата электропривода транспортной машины, который можно применить на ряде машин, помимо той, для которой он был создан.

1.3 Компоновка мотор-колеса

1.3.1 Основные группы мотор-колес

В зависимости от режима работы системы тягового электропривода с мотор-колесами последние делят на:

мотор-колеса для транспортных машин с электроприводом постоянного действия (мотор-колеса постоянного действия);

мотор-колеса для транспортных машин с электроприводом периодического действия (мотор-колеса периодического действия).

Мотор-колеса постоянного действия делят на:

мотор-колеса с ограниченным диапазоном регулирования, у которых диапазон регулирования крутящего момента и числа оборотов на колесе ограничен характеристиками односкоростного тягового электродвигателя (первая группа);

мотор-колеса с расширенным диапазоном регулирования, у которых расширение диапазона регулирования крутящего момента и числа оборотов на колесе достигнуто за счет специальной конструкции тягового электродвигателя или редуктора (вторая группа).

Мотор-колеса периодического действия составляют третью группу.

Для мотор-колес первой группы характерно постоянное передаточное число между тяговым электродвигателем и колесом. Пределы регулирования крутящего момента и числа оборотов у таких мотор-колес относительно невелики, и их расширение может быть достигнуто лишь увеличением размеров электродвигателя, что не всегда возможно по конструктивным соображениям и целесообразно с точки зрения весовых характеристик агрегата.

Мотор-колеса первой группы в настоящее время нашли сравнительно широкое применение на транспортных машинах с автономным питанием. Их используют также на дорожно-строительных машинах и троллейвозах (грузовых безрельсовых транспортных машинах с питанием электродвигателей от контактной сети). Они могут оказаться также перспективными для троллейбусов и автобусов с электроприводом.

Для мотор-колес второй группы характерно переменное передаточное число между тяговым электродвигателем и ведущим колесом или использование двухскоростных асинхронных двигателей. Передаточное число между электродвигателем и колесом можно изменять ступенями при использовании редукторов с двумя передачами, или плавно, в случае введения между электродвигателем или редуктором гидравлической передачи.

Мотор-колеса с гидротрансформатором или объемной гидравлической передачей, встроенной между электродвигателем и редуктором, не получили распространения и поэтому в данной книге не рассмотрены. Двухскоростные мотор-колеса, имеющие редуктор с двумя передачами, нашли практическое применение на транспортных машинах различных типов.

Мотор-колеса второй группы существенно расширяют диапазон регулирования тягово-скоростных показателей и могут быть использованы на транспортных машинах, эксплуатируемых в самых различных условиях. При соответствующем выборе передаточных чисел редуктора на обеих передачах или параметров двухскоростного асинхронного двигателя, а также в случае применения специальных шин мотор-колеса второй группы могут обеспечить проходимость транспортной машины в трудных дорожных условиях и движение с достаточно высокой скоростью по усовершенствованным дорогам.

Особенностью работы мотор-колес третьей группы, используемых на прицепах и полуприцепах двухзвенных автопоездов, является включение электродвигателей лишь на низших передачах тягача во время преодоления труднопроходимых участков дороги.

С переходом на высшие передачи якорь (ротор) электродвигателя и наиболее быстроходные звенья редуктора должны быть механически отключены от колеса механизмом сцепления, так как в случае их вращения вхолостую со скоростью, в несколько раз превышающей расчетное значение, в якоре электродвигателя и деталях редуктора возникнут значительные центробежные силы, которые могут вызвать выход из строя этих деталей. Кроме того, резко возрастут гидравлические потери в редукторе и потери на трение якоря электродвигателя о воздух.

Согласование чисел оборотов колес с механическим или гидравлическим приводом и колес с электрическим приводом в большинстве случаев требует выполнения редуктора мотор-колеса с большим передаточным числом, определяемым передаточным числом трансмиссии тягача на низших передачах и скоростью вращения тягового электродвигателя.

Конструкция мотор-колеса периодического действия должна допускать движение автопоезда задним ходом с включенным электроприводом, что необходимо для повышения его маневренности и проходимости.

Особенностью мотор-колес третьей группы является также конструкция тормозного механизма, который не должен быть связан с валом тягового электродвигателя, так как последний при переходе па высшие передачи механически отключается от колеса.

1.3.2 Компоновка и конструкция мотор-колес

Под компоновкой мотор-колеса понимают способ взаимного расположения его элементов и узлов в монтажном пространстве внутри обода и с его внутренней стороны, Вид компоновки в определенной степени зависит от особенностей конструкции транспортной машины, для которой предназначено мотор-колесо данного типа. В ряде случаев вид компоновки обусловлен типом колесного движителя. Выбранный вид компоновки оказывает существенное влияние на конструкцию отдельных элементов и мотор-колеса в целом, а также определяет его монтажные свойства'.

Можно назвать два характерных признака, определяющих вид компоновки:

порядок расположения элементов мотор-колеса (электродвигатель, редуктор и пр.) внутри обода;

выбор опоры внутренних обойм подшипников колеса.

В соответствии с этими признаками способы компоновки мотор-колес можно разделить на семь видов. Компоновка I вида (рис. 1) характерна тем, что внутри обода с наружной стороны располагают опору подшипников 3 колеса, а затем редуктор 2 и электродвигатель 1. При компоновке этого вида ни корпус редуктора, ни корпус электродвигателя не используются в качестве опоры подшипников колеса. Относительное расположение редуктора и электродвигателя 1 может быть соосным (рис. 1, а) или несоосным (рис. 1,6). Монтажный объем внутри обода используется не полностью, вследствие чего мотор-колесо при компоновке этого вида имеет большой осевой размер.

Эта компоновка допускает использование серийных трехэлементных ободьев колес с дисками и опорных подшипников колеса сравнительно небольшого размера, что позволяет применять уплотнения небольшого диаметра. Поэтому становится возможным устанавливать в мотор-колесах подшипники и сальники серийного производства. Поскольку при компоновке этого вида электродвигатель располагают вне обода колеса, к корпусу двигателя не предъявляется каких-либо специальных требований. Несмотря на известные преимущества, компоновку I вида на практике почти не используют из-за значительной величины осевого размера мотор-колеса.

Компоновка II вида отличается тем, что в монтажном объеме внутри обода с наружной стороны мотор-колеса располагают редуктор 1 (рис. 2), а опорные подшипники 2 колеса размещают между редуктором и электродвигателем 3, причем ни корпус редуктора, ни корпус электродвигателя не служат опорой подшипников колеса. По сравнению с компоновкой I вида здесь уменьшены осевые размеры мотор-колеса, поскольку редуктор целиком, а электродвигатель частично расположены внутри обода колеса. Однако ограниченный монтажный объем внутри обода и необходимость выполнения специальной опоры подшипников колеса позволяют использовать редукторы с ограниченным осевым размером, простой кинематической схемой и небольшим передаточным числом. Как и при компоновке I вида, здесь могут быть применены подшипники и уплотнения с небольшим наружным диаметром.

Компоновка III вида (рис. 3) отличается размещением редуктора 2 внутри обода с внешней стороны, а электродвигателя 1 с внутренней стороны мотор-колеса и использованием корпуса редуктора в качестве опоры подшипников 3 колеса. Все это сокращает осевые размеры мотор-колеса.

Однако при использовании корпуса редуктора для монтажа опорных подшипников колеса возникают трудности, так как корпус обычно имеет сравнительно небольшой осевой размер, затрудняющий установку подшипников, которые надо размещать на некотором расстоянии друг от друга для придания колесу боковой устойчивости. Кроме того, для получения достаточно большого передаточного числа необходим возможно больший диаметральный размер редуктора, что затрудняет размещение на его корпусе опорных подшипников колеса. Требуется также соответствующее усиление корпуса, что приводит к увеличению его массы.

По всем этим причинам компоновка III вида находит ограниченное применение.

Компоновка IV вида (рис. 4, а) характеризуется размещением редуктора 2 с внешней стороны мотор-колеса и установкой опорных подшипников 3 колеса на корпусе электродвигателя 1. Такая установка подшипников обеспечивает минимальный осевой размер мотор-колеса и способствует снижению его массы. Кроме того, корпус электродвигателя в большей степени подходит для выполнения функций опоры подшипников колеса, чем корпус редуктора.

У электродвигателей постоянного тока корпус служит магнитопроводом и имеет достаточно большую толщину, определяемую заданной величиной магнитной индукции, но несет лишь незначительную механическую нагрузку. Поэтому использование корпуса этих электродвигателей в качестве опоры подшипников колеса может и не требовать увеличения его толщины, принятой по условиям обеспечения заданной магнитной индукции. Корпус тягового асинхронного двигателя не используется в качестве магнитопровода, но служит для монтажа переднего и заднего подшипниковых щитов и поэтому имеет сравнительно большую толщину. При некотором увеличении этой толщины для установки на корпусе опорных подшипников колеса его масса существенно не возрастает.

Поскольку корпус электродвигателя имеет достаточно большой осевой размер, подшипники можно разместить наиболее рациональным образом для обеспечения боковой устойчивости колеса. Однако такая компоновка вызывает необходимость использования подшипников и уплотнений значительного диаметра.

Каталожные подшипники соответствующих размеров рассчитаны на значительно большие нагрузки, чем те, которые действуют на опорные подшипники в мотор-колесах, и сравнительно дороги. Поэтому при серийном изготовлении мотор-колес с опорными подшипниками большего диаметра целесообразно разработать специальный тип подшипников (облегченный), рассчитанный на меньшую нагрузку.

Вариантом компоновки IV вида является случай с разделенным редуктором, когда один из его рядов смонтирован с внешней стороны мотор-колеса, отдельно от остальной части редуктора, размещенного с внутренней стороны мотор-колеса. Необходимость в этом возникает при использовании двухскоростных мотор-колес, у которых получение двух передаточных чисел осуществляется путем блокирования простого планетарного ряда. Пример подобной компоновки посредством торсионного вала, показан на рис. 4, б.

Расположение планетарного ряда 4 вместе с вращающейся фрикционной муфтой и ее приводом с внутренней стороны мотор-колеса за электродвигателем 1 позволяет использовать его корпус в качестве опоры подшипников 3 колеса и разместить часть редуктора 2, имеющие кинематическую связь с планетарным внешней стороны мотор-колеса.

Компоновка V вида отличается от предыдущей тем, что с наружной стороны мотор-колеса располагается не редуктор 2, а тяговый электродвигатель 1 (рис. 5). Основные свойства компоновки мотор-колеса при этом сохраняются и, кроме того, появляется возможность развить диаметральный размер крайнего внутреннего ряда редуктора и разместить его вне обода с внутренней стороны мотор-колеса. Это позволяет несколько повысить передаточное число редуктора без увеличения его осевого размера. Несмотря на некоторые затруднения в отношении подбора подшипников и уплотнений, обусловленные их размерами, компоновка IV и V вида получила наибольшее распространение для мотор-колес автомобилей и автопоездов самого различного назначения благодаря сокращению осевого размера и веса мотор-колеса. Так, по компоновке V вида выполнены мотор-колеса многих большегрузных автомобилей, самосвалов.

Компоновка VI вида (рис. 6) характеризуется размещением редуктора 2 с внешней стороны мотор-колеса, причем один из опорных подшипников, колеса расположен на корпусе редуктора, а второй -- на корпусе электродвигателя 1 или опорном цилиндре, служащем для монтажа электродвигателя.

Этот вид компоновки может иметь место в тех случаях, когда осевой размер обода сравнительно невелик, причем значительный объем внутри обода занят редуктором 2, а электродвигатель 1 не может быть установлен с внешней стороны мотор-колеса (из-за расположения вентиляционных окон на его корпусе и др.). В этом случае применяют подшипники различного, но достаточно большого диаметра.

В других случаях, например при двухскоростных мотор-колесах с разделенным редуктором, удлиненный корпус электродвигателя служит также корпусом части редуктора, расположенной с внешней стороны мотор-колеса. При этом используют подшипники колеса одного размера.

Компоновка VI вида может быть использована как в тех случаях, когда электродвигатель не предназначен специально для мотор-колес и его устанавливают при помощи опорного цилиндра, так и при специальном исполнении корпуса электродвигателя. Конструктивные и монтажные свойства мотор-колеса при компоновке IV вида близки к тем, которые имеют мотор-колеса с компоновкой IV и V вида. Компоновка VI вида в некоторых случаях позволяет наиболее целесообразным образом установить опорные подшипники колеса.

Компоновку VII вида применяют при использовании в качестве колесных движителей пневмокатков. Большой осевой размер пневмокатка обусловливает необходимость его двухстороннего крепления к раме транспортной машины. Это, в свою очередь, требует размещения редуктора и электродвигателя полностью в монтажном объеме внутри обода (рис. 7), причем расположение электродвигателя 2 и редуктора 1 относительно друг друга практически не имеет значения, если только оно не продиктовано условиями забора воздуха для вентиляции электродвигателя и определенным направлением потока охлаждающего воздуха внутри пневмокатка.

Эти соображения обусловливают расположение у всех мотор-катков с внешней стороны или электродвигателей, или редукторов, но не влияют на конструктивное исполнение мотор-катка.

При выборе вида компоновки мотор-колеса необходимо решить вопрос о подводе и отводе воздуха для охлаждения электродвигателя. При вентиляции электродвигателя по параллельной схеме вентиляционные окна для подвода и отвода воздуха располагают с противоположных концов корпуса электродвигателя. Подвод воздуха обычно осуществляют через вентиляционное окно с внутренней стороны мотор-колеса, что не вызывает затруднений конструктивного характера. Большие трудности представляет устройство отводящего канала или полости. В некоторых случаях отвод воздуха удается осуществить с внутренней стороны мотор-колеса. Такое решение чаще приходится принимать в тех случаях, когда редуктор располагают с внешней стороны мотор-колеса и он имеет вращающиеся водила. Однако во многих случаях, как при неподвижных, так и вращающихся водилах, отвод вентиляционного воздуха приходится осуществлять с внешней стороны мотор-колеса. При вентиляции электродвигателя по последовательной схеме вентиляционные окна для подвода и отвода воздуха располагают на одном и том же конце корпуса электродвигателя с внутренней стороны мотор-колеса, что упрощает компоновку мотор-колеса.

Большинство выполненных мотор-колес имеет компоновку одного из рассмотренных видов. Некоторые мотор-колеса, например с поперечным расположением электродвигателя относительно оси, имеют компоновку, выходящую за рамки рассмотренных видов. Однако они представляют собой немногочисленные исключения.

Выбор «вида компоновки мотор-колеса является наиболее важным этапом его проектирования. Принятое решение в значительной степени определяет основные конструктивные и монтажные особенности мотор-колеса. При выборе компоновки мотор-колес необходимо учесть следующие факторы:

конструктивное исполнение тягового электродвигателя;

особенности редуктора и соображения в пользу его размещения с внешней или внутренней стороны мотор-колеса;

количество уплотнений, их размеры и окружные скорости трущихся поверхностей;

схему вентиляции мотор-колеса;

возможность доступа к коллектору при использовании электродвигателей постоянного тока;

способ монтажа колеса (выбор опоры подшипников и др.);

принятую конструкцию и размещение механического тормоза;

способ крепления мотор-колеса к раме транспортной машины.

Согласование возможных решений этих частных задач позволяет выбрать наиболее целесообразный для данного случая вид компоновки мотор-колеса. Конструктивную проработку узлов и элементов мотор-колеса выполняют после выбора вида компоновки.

1.3.3 Выбор компоновки мотор-колеса

Для нашего дипломного проекта выберем схему компоновки третьего вида. Компоновка III вида (рис. 3) отличается размещением редуктора 2 внутри обода с внешней стороны, а электродвигателя 1 с внутренней стороны мотор-колеса и использованием корпуса редуктора в качестве опоры подшипников 3 колеса. Все это сокращает осевые размеры мотор-колеса.

1.4 Расчет основных параметров редуктора мотор-колеса

1.4.1 Определение требуемых характеристик редуктора

Определим частоту вращения колеса. Его диаметр:

.

Соответственно длина окружности:

Скорость в метрах в секунду:

— первая передача;

— вторая передача.

Частота вращения колеса:

— первая передача;

— вторая передача.

Частота вращения электродвигателя:

Передаточное отношение:

— первая передача;

— вторая передача.

1.4.2 Выбор типа редуктора

Исходя из предложенного задания становится понятным, что необходим двухскоростной редуктор. Из-за большого передаточного числа и ограниченных габаритных размеров выберем трёхступенчатый редуктор. Две первые ступени служат для изменения передаточного числа путем последовательного включения тормозов, а третья передача является повышающей (она увеличивает передаточное число).

На рис. 8 изображены различные типы управляемой передачи. Выберем тип В.

Рис. 8 Варианты кинематической схемы управляемой передачи.

На первой передаче тормозом 1 остановлено водило первой ступени (оно же водило второй ступени), движение передается с вала (шестерня первой ступени) через сателлит на коронную шестерню первой ступени (она же центральное колесо второй ступени) с нее через водило на коронную шестерню второй ступени, а затем на повышающую ступень задача, которой состоит в увеличении передаточного числа.

Рассмотрим принцип работы этой передачи. На первой передаче тормозом 2 остановлена коронная шестерня первой ступени (она же центральная шестерня второй ступени). Движение передаётся с вала (центральной шестерни первой ступени) на сателлит с него на водило первой ступени совмещенное с водилом второй ступени, а с него через сателлит на коронную шестерню второй ступени. Далее следует повышающая ступень.

Вид всей кинематической схемы изображен на рисунке 9.

1.4.3 Кинематический и силовой расчет редуктора

Обозначим центральное колесо a, водило h, коронная шестерня b, сателлит g, ступени первая, вторая и третья начиная со стороны электромотора.

Рис. 9 Кинематическая схема редуктора.

Известно, что мощность электродвигателя, частота вращения. Крутящий момент на валу электродвигателя:

В силовом и прочностном расчете будем учитывать работу редуктора на первой передаче. При этом моменты, действующие на шестерни, будут максимальны.

Для равномерного увеличения момента ступенями редуктора на всех ступенях используем равное передаточное отношение. В этом случае Передаточное отношение всего редуктора будет

Найдем частоты вращения основных звеньев:

Найдем крутящие моменты в основных звеньях:

1.4.4 Проектировочный расчет диаметров зубчатых колес по критерию контактной выносливости активных поверхностей зубьев

Ресурс работы:

.

Расчет эквивалентного числа циклов:

Для колес выберем сталь 25ХГТ с цементацией, твердость 57−63 HRC. Допустимые напряжения для этой стали:

Коэффициент безопасности:

Допустимые напряжения для шестерни:

Расчетный момент на шестерне:

где число сателлитов планетарной передачи, а коэффициент увеличения момента при страгивании.

Определим относительную ширину шестерни. Принимаем

Поэтому примем

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца:

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между сателлитами:

Принимаем коэффициент, учитывающий динамические нагрузки:

Рассчитываем начальный диаметр шестерни:

1.4.5 Определение размеров зубчатых колес редуктора по критерию изгибной выносливости

Коэффициенты долговечности:

Предел выносливости зубьев при изгибе:

МПа;

МПа;

Допускаемые напряжения:

Подберем зубья для первой ступени. Примем, тогда:

примем

Коэффициент формы зубьев:

Делительный диаметр шестерни:

Конструктивно принимаем

Предварительное значение модуля:

,

принимаем

Производим корректировку числа зубьев:

примем

Скорректированная ширина венцов:

Примем.

Твердость поверхности зубьев колеса b:

Максимальные напряжения изгиба в зубьях колеса b:

Необходимая твердость сердцевина, HB:

Подберем числа зубьев для второй ступени. Примем, тогда:

примем

Коэффициент формы зубьев:

Делительный диаметр шестерни:

Конструктивно принимаем

Предварительное значение модуля:

принимаем

Производим корректировку числа зубьев:

примем

Скорректированная ширина венцов:

Примем.

Твердость поверхности зубьев колеса b:

Максимальные напряжения изгиба в зубьях колеса b:

Необходимая твердость сердцевина, HB:

Подберем числа зубьев для третьей ступени. Примем, тогда:

примем

Коэффициент формы зубьев:

Делительный диаметр шестерни:

Конструктивно принимаем

Предварительное значение модуля:

принимаем

Скорректированная ширина венцов:

Примем.

Твердость поверхности зубьев колеса b:

Максимальные напряжения изгиба в зубьях колеса b:

Необходимая твердость сердцевина, HB:

1.4.6 Определение размеров зубчатых колес планетарного редуктора из условия работоспособности редуктора

Для первой ступени.

Число оборотов подшипника относительно вектора нагрузки:

Для второй ступени.

Число оборотов подшипника относительно вектора нагрузки:

Для третьей ступени.

Число оборотов подшипника относительно вектора нагрузки:

1.4.7 Окончательные значения параметров планетарного редуктора

Табл. 1. Параметры редуктора.

Параметр

Обозначение

Значение

для первой

ступени

Значение для второй ступени

Значение для третьей ступени

Модуль

4

5

6

Число зубьев колеса а

14

16

15

28

32

30

70

80

75

Делительный диаметр

, мм

56

80

90

, мм

112

160

180

, мм

280

400

450

Диаметр окружности выступов

, мм

64

90

102

, мм

120

170

192

, мм

266

151. 25

439. 5

Диаметр окружности впадин

, мм

46

67,5

75

, мм

102

147,5

165

, мм

290

412,5

465

Ширина венца

, мм

20

20

40

Межосевое расстояние

, мм

84

120

270

Таким образом, при включенном первом тормозе и выключенном втором обеспечивается передаточное число редуктора равное это первая передача. Вторая передача реализуется при выключенном первом тормозе и включенном втором при этом передаточное число редуктора равно.

1.4.8 Расчет штифтов редуктора

Круглые шпонки (штифты) удобно устанавливать с торца. Отверстия под штифты изготавливаются при сборке, в сопряжении обеспечивают посадку с натягом. Диаметр шпонки. Размер. Число шпонок, необходимое для передачи заданного максимального момента, определяется по формуле, здесь. А т.к. материал штифта — Сталь 40X то.

Используем два штифта для фиксации неподвижных относительно друг друга деталей 41 и 62.

1.4.9 Расчет шлицевого соединения редуктора

Шлицевое соединение в разрабатываемом редукторе соединяет детали 39 и 43. соединение выполняется по ГОСТ 1139–80. В сопряжении обеспечивается посадка с натягом H7/f7. Предельные отклонения от параллельности сторон зубьев вала и впадин втулки не должны превышать 0,05 мм на 100 мм.

Для расчета на смятие используется следующая формула:

где:

— расчетный крутящий момент, передаваемый соединением,.

— длина соединения,.

— диаметр соединения.

— высота поверхности контакта зубьев,

Шлицевое соединение удовлетворяет условию работы на смятие.

1.5 Расчет параметров гидропневмоамортизатора подвески

1.5.1 Математическая модель гидропневмоамортизатора подвески

Расчетная схема гидропневматической подвески приведена на рисунке 10.

Рис. 10 Схема подвески.

.

Объем 1 — объем верхней камеры, объем 2 — объем камеры вытеснения, 4 — камера противодавления, 5 — внутренняя камера. Камеры 1 и 4 полностью заполнены жидкостью, в камере 2 жидкость и газ разделены гибкой мембраной (например в виде резинокордовой оболочки), а в камере 5 верхняя часть заполнена газом, а нижняя — жидкостью. Так же на рисунке выделены черным цветом клапанные коробки, верхняя работает на сжатие, а нижняя при ходе на отбой.

Камера 2 соединена с пневмосистемой посредством клапанов. Это позволяет изменять давление в этой камере. При изменении давления в камере 2 также изменяется и давление в камере 1. Поскольку суммарная сила давления на поршень в статическом случае равна соответствующей части веса ППУ, это приведет к увеличению клиренса ППУ и сжатию газа в камере 5. При этом увеличится жесткость подвески и вибрация корпуса ППУ, однако уменьшится вероятность пробоя (возрастет работа сил сжатия) и увеличится проходимость ППУ. В дальнейшем будем обозначать значения координаты s, соответствующие статическому положению подвески при минимальном и максимальном клиренсе через и соответственно. Соответствующие давления в камерах 1 и 4 обозначим через, , и.

Вначале рассмотрим упругую характеристику подвески. Такая характеристика реализуется при сравнительно медленной деформации подвески, когда можно не учитывать перепад давления в клапанных коробках. Вместе с тем, будем учитывать, что при сжатии и расширении газа тепло не успевает полностью отводиться или подводиться к газу. В этом случае изменение давления газа подчиняется уравнению политропы:

. (1*)

Здесь pi и pi0 — текущее и начальное давления в i-й камере, Vi и Vi0 — текущий и начальный объем газа в i-й камере, n — показатель политропы. Его значение, строго говоря, зависит от скорости процесса. Для медленных процессов он близок к 1, а для быстрых стремится к коэффициенту адиабаты данного газа. Обычно для автомобильных подвесок с газовыми камерами принимают. Жидкость при проведении расчетов будем считать несжимаемой.

При определении статической характеристики подвески можно считать, что перепад давления на клапанных коробках равен нулю, т. е. :

.

Обозначим через F1 и F4 площади поперечных сечений камер 1 и 4. Тогда сила, создаваемая подвеской, определяется по формуле:

,

где — атмосферное давление.

При статическом положении подвески ее реакция равна доле веса ППУ, приходящейся на данное колесо G. Поэтому справедливо равенство:

.

Здесь рассмотрено произвольное статическое положение s0.

При смещении подвески от положения равновесия s0 в произвольное положение s (для определенности положим s-s0> 0) происходит перетекание жидкости из камеры 2 в камеру 1 и из камеры 4 в камеру 5. В результате в камере 2 происходит расширение, а в камере 5 — сжатие газа. Изменение объемов, занимаемых газом, в этих полостях описывается зависимостями:

.

Здесь V2, V20, V5, V50 — текущие и начальные значения объемов газа в камерах 2 и 5.

В соответствии с выражением (*) давления в камерах 1 (2) и 4 (5) примут вид:

. (2**)

Таким образом, характеристика подвески при неработающей дополнительной камере вытеснения или при ее отсутствии имеет вид:

.

/

.

Рис. 10 Упругая характеристика гидропневматической подвески

Следует отметить, что в зависимости от значения статического клиренса, определяемого величиной s0 (), реализуется семейство характеристик. Величины p10, V20, p40 и V50 в этом случае также будут другими. Для произвольного значения s эти величины можно определить по следующим формулам. Из условия несжимаемости жидкости:

,

где V5max — объем газовой полости в камере 5 при пробое подвески (в этом случае величина V5 принимает максимальное значение).

Давление в нижней камере определяется из уравнения Менделеева-Клапейрона:

Здесь — масса газа во внутренней камере 5, — газовая постоянная, — температура газа. Следует отметить, что при изменении клиренса (наддутии или стравливании газа в камере 2) сжатие и расширение газа в камере 5 происходит по изотермическому, а не политропическому закону и вместо формулы (**) при изменении клиренса от s0 до s/0 можно записать:

Из условия статического равновесия можно определить давление в верхней камере, необходимое для поддержания данного клиренса:

.

Объем газа в камере 2 рассчитывается из условия несжимаемости жидкости:

(Далее рассмотрим демпфирующую характеристику гидропневматической подвески. Появление дополнительной демпфирующей силы связано с появлением перепада давления между камерами, в которых сжимается или расширяется газ (2, 5) и камерами, в которых создается непосредственное давление на поршень (1, 4). Этот перепад вызван потерей полного напора при течении через гидравлическое сопротивление — отверстие (дроссель) или клапан.

В рассматриваемой схеме используются 2 клапанных коробки. Каждая из коробок состоит из перепускного клапана, обратного клапана и, возможно, дополнительного отверстия (дросселя). При движении неподрессоренной массы вверх (сжатие подвески) жидкость перетекает из камеры 1 в камеру 2 через перепускной клапан и дроссель верхней клапанной коробки, а из камеры 5 жидкость засасывается в камеру 4 через обратный клапан и дроссель.

При движении неподрессоренной массы вниз (работа подвески на отбой) жидкость из камеры 5 выдавливается через перепускной клапан и дроссель нижней клапанной коробки, а из камеры 2 жидкость засасывается через обратный клапан и дроссель верхней клапанной коробки в камеру 1. Таким образом, демпфирование реализуется посредством создания дополнительного перепада давлений между камерами, в которых сжимается и расширяется газ и жидкостными камерами, в которых создается давление на поршень. Суммарную силу, действующую на поршень можно представить следующим образом:

,

Здесь и - перепады давлений между соответствующими камерами. В правой части этой формулы первые 3 слагаемых характеризуют упругую реакцию, связанную со сжатием и расширением газа в камерах 2 и 5, а четвертое и пятое — демпфирующую реакцию, вызванную перепадом давлений на клапанных коробках.

Далее рассмотрим алгоритм определения перепада давления на клапанной коробке при отсутствии или наличии предварительного поджатия пружины и в зависимости от направления течения жидкости. Величиной, определяющей перепад давления на клапанной коробке является объемный расход Q, который на каждом шаге интегрирования может быть определен как производная от объема жидкости в камерах, контактирующих с поршнем:

Здесь — скорость движения неподрессоренной массы.

Вначале рассмотрим перепад давления при истечении жидкости через отверстие (дроссель), из i-го в j-й объем:

Здесь мij?0,6−0,7 — коэффициент расхода жидкости через отверстие, с — плотность жидкости, Vij max — максимальное значение скорости при истечении, Qij — расход жидкости через отверстие, Fij — площадь отверстия.

По этой формуле можно определить перепад давления при течении жидкости через обратный клапан, подставляя вместо площади отверстия максимальную площадь, открываемую клапаном. При отсутствии априорных данных о коэффициенте потерь полного напора для клапана можно несколько занизить значение эквивалентного коэффициента расхода (), учитывая таким образом дополнительные потери напора при взаимодействии потока с седлом клапана.

Далее рассмотрим параллельное течение жидкости через отверстие и обратный клапан. Очевидно, что перепад давления на отверстии и клапане должен быть равен:

,

а сумма расходов

.

Преобразуя первое равенство и подставляя его во второе получаем:

.

Отсюда:

.

Вид зависимости от для дросселя или дросселя с обратным клапаном представлен ниже на рисунке 12 (кривая 1)

При анализе работы перепускного клапана, в зависимости от типа клапанной коробки необходимо рассмотреть несколько вариантов: течение жидкости через клапан без предварительного поджатия клапан с предварительным поджатием, а также параллельное течение жидкости через отверстие и клапан с предварительным поджатием и без предварительного поджатия.

Рис. 11 Расчетная схема для определения перепада давления на перепускном клапане.

В общем случае течение жидкости через перепускной клапан можно представить в виде схемы, представленной на рисунке 11. Здесь клапан представляется в виде двух последовательных отверстий, первое из которых имеет постоянное сечение, а второе — переменное. Здесь П — периметр клапанного отверстия, — координата клапана (xкл=0 соответствует закрытому клапану). Эти сечения на рисунке 11 показаны пунктирной линией. Символом * отмечена полость между этими сечениями. Условно считаем, что давление в зоне * постоянно и равно. Давление на поверхность клапана вне зоны * считаем равным pj. Тогда сила давления на клапан определяется по формуле:

Пружина имеет жесткость с. Инерционностью клапана пренебрегаем. В принципе, описываемая ниже модель позволяет учесть динамику клапана с учетом его инерционности, однако для снижения перегрузок ППУ при движении необходимо использовать клапаны, имеющие минимальную инерционность, например дисковые (пластинчатые) — [1]. В таких клапанах упругий элемент составляет одно целое с самим клапаном и имеет малую массу. Поэтому частота собственных колебаний таких клапанов составляет 100 Гц и более. Следует отметить, что, несмотря на то, что схема таких клапанов внешне существенно отличается от схемы, изображенной на рисунке 11, все приводимые рассуждения и формулы остаются справедливыми и для пластинчатых клапанов.

Вначале рассмотрим течение жидкости через одиночный клапан без предварительного поджатия и без параллельного отверстия. Общий перепад давления между камерами i и j выражается по формуле:

. (3*)

Здесь мкл отв и мкл — коэффициенты расхода через входное отверстие клапана и через зазор между клапаном и седлом соответственно. Следует отметить, что значения этих коэффициентов косвенно учитывают потери давления при повороте потока и должны определяться экспериментально.

Будем считать, что жидкость подходит через n круглых входных отверстий диаметром dкл. Тогда, и периметр входных отверстий можно выразить через Fкл:

.

Здесь.

Тогда выражение (3*) преобразуется к виду:

. (4*)

Величину xкл можно определить из условия статического равновесия клапана под действием сил давления и упругости:

.

Перепад давления между полостями * и j можно определить из соотношения

.

Подставив это соотношение в предыдущее получаем уравнение относительно xкл.

,

откуда

Получаем окончательное выражение для перепада давлений на клапанной коробке с клапаном без предварительного поджатия и дросселя:

.

На рисунке 12 показан вид зависимости Дpij от Qij для клапана без предварительного поджатия и дросселя (кривая 2). Переход с дегрессивного участка на прогрессивный обусловлен ограничением на перемещение клапана: xкл? xкл max. При достижении этого значения клапан перестает открываться и в дальнейшем данную схему можно рассматривать как два последовательных отверстия. Перепад давления при этом определяется по формуле

.

Следует отметить, что и в том случае, когда явных ограничений на перемещение клапана нет, при больших смещениях, площади отверстий Fкл и Пxкл становятся близкими, основным сопротивлением становится отверстие в клапане и характеристика также становится прогрессивной.

/

Рисунок 12 Характеристики клапанных коробок разных типов. 1 — обратный клапан, дроссель, 2 — клапан без предварительного поджатия, 3 — клапан с предварительным поджатием, 4 — клапан без предварительного поджатия с дросселем, 3 — клапан с предварительным поджатием и с дросселем

Далее рассмотрим аналогичный клапан, имеющий предварительное поджатие R0. Условие статического равновесия примет вид:

.

Из этого условия следует, что клапан начинает открываться при начальном перепаде давления

.

Получаем уравнение для перемещения клапана при наличии предварительного поджатия:

,

которое может быть преобразовано к кубическому:

. (5*)

Для решения этого уравнения можно использовать формулу Кардано.

Перепад давлений на клапанной коробке определяется по выражению (4*). Характеристика клапанной коробки с предварительным поджатием без дросселя приводится на рисунке 12 (линия 3). Она имеет составляющую типа элемента сухого трения. Поэтому при малых колебаниях она будет жестко передавать нагрузки на раму, и ее использование вряд ли оправдано. Для устранения этого недостатка в клапанную коробку параллельно устанавливают дроссель. В этом случае можно приравнять перепад давлений на клапане и дросселе:

,

или, учитывая, что Qij отв=Qij- Qij кл,

Данное уравнение можно преобразовать к виду:

. (6*)

Здесь xкл (Qij кл) — зависимость, задаваемая кубическим уравнением (5*). Трансцендентное уравнение (6*) совместно с кубическим уравнением (5*) может быть решено методом секущих или с использованием более быстродействующих алгоритмов, реализованных в математической библиотеке IMSL, являющейся составной частью системы Fortran Power Station-4.

Вид характеристик клапанной коробки с дросселем без предварительного поджатия и с предварительным поджатием клапана показан на рисунке 12 линиями 4 и 5.

Окончательно, сила реакции гидропневматической подвески определяется по формуле:

с использованием значений расходов, определенных по формулам:

1.5.2 Подбор основных параметров амортизатора

Амортизатор, подбираемый в проекте должен отвечать следующим характеристикам: ход подвески 650 мм, работать без пробоев и отрывов на рекомендуемых скоростях, давление в камерах не должно превышать 150 атм.

Для расчета амортизатора использована программа, написанная на языке Turbo Pascal. Параметры, используемые программой, сведены в таблицу 2.

Табл. 2

Параметр

Единица измерения

Значение

Масса установки без контейнера

кг

39 000

Длина машины

м

17

Масса контейнера с ракетой

кг

32 000

Длина контейнера

м

12

Коэффициент жесткости амортизатора

Н/м

4*

Расстояние от центра ракеты до амортизаторов

м

4

Количество осей

шт

6

Масса неподрессоренных частей

Кг

700

Избыточное давление наддува колес

атм

3

Диаметр колес

м

1,6

Ширина колес

м

1,6

Диаметр отверстия клапана

м

0,025

Диаметр верхней газовой полости

м

0,14

Диаметр внутренней газовой полости

м

0,09

Так же в расчете используются варьируемые параметры: скорость движения, высота неровности, длинна неровности, периодичность неровностей.

В ходе расчета определен диаметр верхней камеры, Диаметр нижней камеры, диаметр камеры вытеснения.

Характеристика амортизатора представлена на рисунке 13.

Рис. 13 Характеристика амортизатора.

1.5.3 Обработка данных полученных в результате расчета

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой