/
Автор: Шарипов В.М.
Теги: техника средств транспорта автодорожный транспорт машиностроение тракторы
ISBN: 978-94275-437-2
Год: 2009
Текст
ДЛЯ ВУЗОВ
В.М. Шарипов
КОНСТРУИРОВАНИЕ
И РАСЧЕТ
ТРАКТОРОВ
Издание второе,
переработанное и дополненное
Допущено Министерством образования и
науки Российской Федерации в качестве
учебника для студентов высших учебных
заведений, обучающихся по специальности
«Автомобиле- и тракторостроение» направ-
ления подготовки дипломированных специа-
листов «Транспортные машины и транс-
портно-технологические комплексы»
&
МОСКВА
«МАШИНОСТРОЕНИЕ»
2009
УДК 629.114.2.001.63 (075.8)
ББК 39.34
Ш55
Рецензенты:
кафедра «Колесные машины»
МГТУ им. Н.Э. Баумана;
засл, машиностроитель РФ, д-р техн, наук,
проф. К. И. Городецкий
Шарипов В.М.
Ш55 Конструирование и расчет тракторов: Учебник для студентов
вузов. 2-е изд. перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 2009. -
752 с.: ил.
ISBN 978-94275-437-2
Рассмотрены основные принципы конструирования и расчета тракторов.
Приведены методики расчета сборочных единиц и деталей и характеристики
используемых материалов.
2-е издание (1-е изд. 2004 г.) переработано и дополнено разделами по
гидродинамическим передачам, гусеничному движителю и гидрообъемному
рулевому управлению.
Для студентов высших учебных заведений, изучающих конструирование
и расчет тракторов и автомобилей, а также для инженерно-технических ра-
ботников, занимающихся разработкой новых и совершенствованием сущест-
вующих моделей тракторов.
УДК 629.114.2.001.63 (075.8)
ББК 39.34
ISBN 978-94275-437-2 © В.М. Шарипов, 2009
© «Издательство Машиностроение», 2009
Перепечатка, все виды копирования и воспроизведения материалов,
опубликованных в данной книге, допускаются только с разрешения издательства и
со ссылкой на источник информации
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие....................................... 6
Глава 1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ........................... 7
1.1. Классификация тракторов................ 7
1.2. Типаж тракторов и принципы его рациональ-
ного построения............................ 11
1.3. Оценочные показатели и условия работы трак-
торов ..................................... 15
1.4. Процесс проектирования............... 19
1.5. Технологичность конструкции.......... 30
1.6. Компоновка тракторов................. 32
1.7. Пути повышения технического уровня тракто-
ров ...................................... 51
1.8. Нагрузочные и расчетные режимы........ 53
Глава 2. СЦЕПЛЕНИЕ.............................. 55
2.1. Общие сведения....................... 55
2.2. Определение основных параметров и размеров
сцепления................................. 57
2.3. Буксование фрикционного сцепления и его теп-
ловой расчет............................... 60
2.4. Расчет долговечности фрикционных накладок
сцепления.................................. 74
2.5. Конструирование и расчет основных элемен-
тов фрикционного сцепления................ 77
2.6. Особенности расчета фрикционных сцеплений
с гидравлическим нажатием.................. 97
Глава 3. КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ С НЕПОДВИЖНЫ-
МИ ОСЯМИ ВАЛОВ.................................. 110
3.1. Общие сведения о коробках передач.... 110
3.2. Выбор основных параметров коробки передач 116
3.3. Конструирование и расчет элементов коробки
передач................................... 119
3.4. Механизмы переключения передач....... 167
4
ОГЛАВЛЕНИЕ
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ......... 182
4.1. Общие сведения............................ 182
4.2. Планетарные коробки передач с двумя степе-
нями свободы.................................... 188
4.3. Планетарные коробки передач с тремя степе-
нями свободы.................................... 256
4.4. Особенности конструирования и расчета пла-
нетарных передач................................ 320
Глава 5. ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ И ГИДРООБЪ-
ЕМНЫЕ ПЕРЕДАЧИ...................................... 324
5.1. Гидродинамические передачи................. 324
5.2. Гидромеханические передачи................. 365
5.3. Гидрообъемные передачи..................... 365
5.4. Двухпоточные гидрообъемномеханические пе-
редачи ......................................... 384
Глава 6. КАРДАННЫЕ ПЕРЕДАЧИ......................... 392
6.1. Общие сведения............................. 392
6.2. Кинематические и силовые связи в карданных
передачах с шарнирами неравных угловых скоро-
стей .......................................... 394
6.3. Карданный вал............................. 405
6.4. Карданные шарниры неравных угловых скоро-
стей ........................................... 413
6.5. Карданные шарниры равных угловых скоро-
стей ........................................... 418
6.6. Упругие соединительные муфты............... 425
Глава 7. ВЕДУЩИЕ МОСТЫ.............................. 427
7.1. Центральная (главная) передача............. 427
7.2. Дифференциалы колесных тракторов.... 444
7.3. Механизмы поворота гусеничных тракторов ... 467
7.4. Конечные передачи.......................... 496
7.5. Тормоза.................................... 506
ОГЛАВЛЕНИЕ
5
Глава 8. ПРИВОДЫ УПРАВЛЕНИЯ МЕХАНИЗМАМИ
ТРАНСМИССИИ.................................... 535
8.1. Общие сведения....................... 535
8.2. Приводы непосредственного действия... 536
8.3. Приводы с усилителями (сервоприводы). 539
Глава 9. ХОДОВЫЕ СИСТЕМЫ ТРАКТОРОВ............. 557
9.1. Общие сведения....................... 557
9.2. Ведущие и ведомые колеса колесных тракто-
ров ...................................... 559
9.3. Передние мосты колесных тракторов.... 564
9.4. Гусеничный движитель.....*........... 579
9.5. Подвеска............................. 630
Глава 10. РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ КОЛЕСНЫХ
ТРАКТОРОВ...................................... 660
10.1. Общие сведения...................... 660
10.2. Рулевой привод...................... 668
10.3. Рулевой механизм.................... 679
10.4. Гидрообъемное рулевое управление.... 701
10.5. Привод рулевого механизма........... 715
Глава 11. ОСТОВ ТРАКТОРА И РАБОЧЕЕ ОБОРУ-
ДОВАНИЕ ....................................... 719
11.1. Остов трактора...................... 719
11.2. Рабочее оборудование ............... 724
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ.............................. 751
ПРЕДИСЛОВИЕ
Основой данного учебника послужили лекции, читаемые ав-
тором в Московском государственном техническом университете
"МАМИ" студентам, обучающимся по направлению подготовки
"Транспортные машины и транспортно-технологические комплек-
сы" (специальность "Автомобиле- и тракторостроение").
Учебник написан для студентов высших учебных заведений в
соответствии с типовой программой дисциплины "Конструирова-
ние и расчет трактора".
В учебнике подробно изложены основные сведения, необхо-
димые для конструирования, расчета тракторов, приведены мето-
дики расчета сборочных единиц и деталей и характеристики ис-
пользуемых материалов. При изложении расчетов сборочных еди-
ниц и деталей тракторов использованы результаты научно-
исследовательских работ, выполненных в МГТУ "МАМИ", в ОАО
НАТИ, на заводах отрасли и в других учебных и научно-
исследовательских организациях.
В учебнике рассмотрены вопросы, касающиеся конструирова-
ния и расчета тракторов, за исключением разработки дизайнерских
форм трактора, компоновки рабочего места тракториста и обеспе-
чения в кабине требований эргономики. Эти вопросы излагаются в
специальной дисциплине "Основы эргономики и дизайна автомо-
билей и тракторов".
Во втором издании учебника в основном сохранен материал
первого издания, уточнена методическая компоновка отдельных
глав и разделов, существенно переработаны и дополнены разделы
по гидродинамическим передачам, гусеничному движителю и
гидрообъемному рулевому управлению, произведены редакцион-
ные исправления.
Автор надеется, что настоящая книга будет полезной как для
студентов, так и для инженеров и научных работников, занимаю-
щихся разработкой новых и совершенствованием существующих
моделей тракторов. Автор с благодарностью примет все критичес-
кие замечания и пожелания по учебнику, которые будут отмечены
читателями.
Глава 1
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
1.1. КЛАССИФИКАЦИЯ ТРАКТОРОВ
Трактор - колесная или гусеничная самоходная машина,
предназначенная для выполнения различных работ с применением
прицепных, навесных, полунавесных и стационарных машин-
орудий, с которыми она образует машинно-тракторный агрегат
(МТА).
Тракторы классифицируют по ряду признаков.
1. По области применения - сельскохозяйственные; про-
мышленные; лесопромышленные; лесохозяйственные.
2. По назначению и специализации - следующие типы.
Сельскохозяйственные тракторы. Общего назначения -
энергоемкие работы в сельскохозяйственном производстве
(вспашка, культивация, посев и др.), исключая обработку пропаш-
ных культур и их уборку.
Универсальные - работы общего назначения, а также работы
по возделыванию и уборке пропашных культур.
Универсально-пропашные - посев, уход и уборка пропашных
культур, ограниченное использование на первичной обработке
почвы.
Специализированные по видам культур и производственных
условий - хлопководческие, виноградниковые, свекловодческие,
рисоводческие, чаеводческие, табаководческие, хмелеводческие,
семеноводческие, садоводческие, овощеводческие, тепличные,
животноводческие, горные, малогабаритные и мотоблоки.
Самоходные шасси - особый тип универсально-пропашного
трактора с передней рамой для навески машин и орудий.
Промышленные тракторы. Общего назначения - землерой-
ные работы в агрегате с бульдозером и рыхлителем.
8
Глава 1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Болотоходные - землеройные и мелиоративные работы на
грунтах с низкой несущей способностью.
Специализированные по видам работ и производственных
условий:
погрузчики - погрузочные, землеройные и землеройно-
транспортные работы;
трубоукладчики - механизация работ по монтажу и
укладке магистральных трубопроводов;
подземные - работы в стесненных условиях горных раз-
работок (в шахтах, на строительстве тоннелей);
земноводные и подводные - землеройные рабо-
ты на глубине 6... 7 м в портах, в акваториях рек, добыча полезных
ископаемых на континентальном шельфе морей и океанов на глу-
бине до нескольких десятков метров;
малогабаритные - малообъемные землеройно-очис-
тительные работы в стесненных условиях.
Лесопромышленные тракторы. Трелевочные - заготовка,
сбор и транспортирование леса в полупогруженном состоянии.
Болотоходные - лесозаготовка на грунтах с низкой несущей
способностью.
Плавающие - работы на лесосплаве в акватории рек и при-
брежной зоне.
Лесохозяйственные тракторы. Общего назначения - лесо-
восстановительные работы, трелевка древесины при рубках ухода.
Болотоходные - работа на грунтах с низкой несущей способ-
ностью.
3. По типу ходовой системы - колесные и гусеничные.
Колесные подразделяются по "колесной формуле", отражаю-
щей общее число колес, число ведущих колес и их размеры. Так,
"классический" четырехколесный трактор с передними управляе-
мыми колесами меньшего диаметра и задними ведущими больше-
го диаметра имеет колесную формулу 4К2. Здесь первая цифра "4"
показывает общее число колес, а вторая цифра "2" - число веду-
щих колес. Если при тех же данных и передние колеса ведущие, но
меньшего диаметра, то трактор имеет колесную формулу 4К4а, где
вторая цифра "4" показывает, что трактор имеет четыре ведущих
КЛАССИФИКАЦИЯ ТРАКТОРОВ
9
колеса (все колеса ведущие), а буква "а" указывает на меньший
диаметр передних ведущих колес. Тракторы со всеми четырьмя
ведущими колесами одного диаметра имеют колесную формулу
4К46, где буква "б" указывает на равенство диаметров передних и
задних колес. Встречаются тракторы с большим числом ведущих
колес, особенно среди лесотехнических и лесохозяйственных
(6К6, 8К8). Трактор с одним или двумя сближенными передними
управляемыми колесами имеет колесную формулу ЗК2.
Кроме того, тракторы бывают полугусеничные и колесно-
гусеничные. В первом случае трактор имеет два движителя (ко-
лесный передний управляемый и гусеничный задний ведущий), а
во втором - они оба ведущие, но используется только один из
движителей в зависимости от условий работы.
4. По типу компоновки тракторы подразделяют на тракторы
традиционной (классической) и нетрадиционной компоновки.
5. По номинальному тяговому усилию сельскохозяйствен-
ные и лесохозяйственные тракторы делят на десять тяговых клас-
сов, а промышленные и лесопромышленные тракторы - на во-
семь (табл. 1.1 и 1.2).
Под номинальным тяговым усилием сельскохозяйственных и
лесохозяйственных тракторов принимается усилие, которое они
развивают на стерне средней плотности и при нормальной влаж-
1.1. Тяговые классы сельскохозяйственных и
лесохозяйственных тракторов
Тяговый класс Номинальное тяговое усилие, кН Тяговый класс Номинальное тяговое усилие, кН
0,2 От 1,8 до 5,4 3 Св. 27 до 36
0,6 Св. 5,4 до 8,1 4 Св. 36 до 45
0,9 Св. 8,1 до 12,6 5 Св. 45 до 54
1,4 Св. 12,6 до 18 6 Св. 54 до 72
2 Св. 18 до 27 8 Св. 72 до 108
10
Глава 1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
1.2. Тяговые классы промышленных тракторов
Тяговый класс Конструкционная масса, т Тяговый класс Конструкционная масса, т
2 От 4 до 6 25 Св. 25 до 35
6 Св. 6 до 10 35 Св. 35 до 50
10 Св. 10 до 15 50 Св. 50 до 70
15 Св. 15 до 25 75 Св. 70 до 90
ности почвы (от 8 до 18 %) в зоне максимального значения тяго-
вого КПД при эксплуатационной массе, предусмотренной техни-
ческой характеристикой (для колесных тракторов с балластным
грузом) при предельных значениях буксования: 18 % - для тракто-
ров 4К2 и ЗК2; 16 % - для 4К4; 5 % - для гусеничных тракторов.
Номинальным тяговым усилием промышленного трактора
считается наибольшее тяговое усилие, которое он может реализо-
вать на плотном сухом грунте. Так как эта величина взаимосвязана
с конструкционной массой трактора, то тяговый класс промыш-
ленных тракторов иногда определяют по его массе (см. табл. 1.2).
В зарубежной практике, в соответствии со стандартом Меж-
дународной организации по стандартизации (ИСО), применяют
классификацию сельскохозяйственных тракторов по категориям
мощности, измеренной на валу отбора мощности (ВОМ) трактора
при номинальной частоте вращения вала двигателя (табл. 1.3).
1.3. Категории мощности колесных сельскохозяйственных
тракторов по ИСО
Категория по мощности двигателя I II III IV
Мощность на ВОМ, измеренная по стан- дарту ИСО, кВт До 48 До 92 80...185 150...350
ТИПАЖ ТРАКТОРОВ И ПРИНЦИПЫ ПОСТРОЕНИЯ
11
1.4. Соотношение между классификациями колесных
сельскохозяйственных тракторов по тяговым классам
и категориям мощности
Тяговый класс трактора Ниже 0,6 0,6; 0,9 0,9; 1,4; 2 2; 3; 4 5; 6; 8
Категория трактора по мощности двига- теля по ИСО I II III IV
Классификации по тяговому усилию (Россия, страны СНГ) и
по категориям мощности (ИСО) могут быть соотнесены друг с
другом, если принять одинаковыми агротехнические и энергетиче-
ские ограничения по величине рабочих скоростей МТА на энерго-
емких операциях (табл. 1.4).
Здесь необходимо отметить, что перспективы расширяющего-
ся применения сельскохозяйственных тракторов в качестве мо-
бильного энерготехнологического средства лучше отражает клас-
сификация по двум параметрам - тяговому усилию и мощности
двигателя.
1.2. ТИПАЖ ТРАКТОРОВ И ПРИНЦИПЫ
ЕГО РАЦИОНАЛЬНОГО ПОСТРОЕНИЯ
Типаж тракторов - технически и экономически обоснован-
ная совокупность типоразмеров и моделей тракторов, предназна-
ченная для удовлетворения потребностей в них хозяйства страны.
Типаж состоит из отдельных классов.
Классом называется совокупность типоразмеров и моделей
тракторов, имеющих одинаковые основные классификационные
параметры.
В настоящее время в качестве основного классификационного
параметра трактора принято номинальное тяговое усилие.
12
Глава 1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Тягобый
класс
0
7,4
2
3
0
5
0
0
Мощность дбигателя, кВт
I 501 100\ 150\ 200\ 250\ 300\ 350\ 40р\
4К2 (универсальный; селекционный)
4К2 (универсальный; самоходное шасси)
4К2; 4К4а (универсальные,- самоходное шасси)
4К2; 4К4а; ЗК2 (универсально-пропашные; хлопководческий)
4К2 тепличный
4К2; 4К4а универсально-пропашные
7^/////Л 4К2; 4К4а; ЗК2 (универсально-пропашные; хлопководческий;
ywywywTT* рисоводческий; крутосклонный; горный)
7%7%7%7\4К2: 4К4а; ЗК2 (универсально-пропашные; хлопковод-
ческий)
гусеничный (виноградниковый; свекловодческий; садоводческий)
гусеничный (свекловодческий; горный)
гусеничный портальный
4К4а; 4К46 универсально-пропашной
ШШШШ мзс
ШС гусеничные (общего назначения; болотоходный)
гусеничный общего назначения
777///^^ гусеничный; 4К46 общего назначения
6К6 МЗС классоб 3...5
гусеничные (общего назначения; болотоходный)
“! 6К6 МЗС классов 3...5
,^\6К6 МЗС классов 3..5
гусеничный общего назначения
4/С4 J общего назначения
назначения
7 общего назначения
болотоходный
м~;
общего назначения
Рис. 1.1. Типаж сельскохозяйственных тракторов
ТИПАЖ ТРАКТОРОВ И ПРИНЦИПЫ ПОСТРОЕНИЯ
13
Мощность двигателя, кВт
Ю0\ 200\ 300\ 400\ 500\ 600\
\0,б\ Шб лесохозяйственный
4tf4J лесохозяйственный
| 21 Ш лесохозяйственный
промышленный
гусеничный болотоходный
гусеничный лесохозяйственный
гусеничный лесохозяйственный
'/'///fy гусеничный лесохозяйственный
%%%| гусеничные (лесохозяйственный с пониженным
давлением; трелевочный)
гусеничные (трелевочный; промышленный)
|%%%| гусеничный промышленный
| 5 | 4/С4б (промышленный; погрузчик; трелевочный)
\Ю\ гусеничные (промышленные; болотоходный)
15
гусеничные (промышленные; болотоходный)
гусеничные (промышленные; трубоукладчик)
В
(промышленный; мелиора-
тивный; трубоукладчик)
гусеничные (промышленный:
трубоукладчик)
гусеничный про-
мышленный
гусеничный промышленный
Рис. 1.2. Типаж промышленных, лесопромышленных
и лесохозяйственных тракторов
14
Глава 1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Типоразмер трактора - трактор определенного назначения,
типа, тягового класса и мощности, например, гусеничный сельско-
хозяйственный трактор общего назначения класса 3 мощностью
121 кВт (165 л. с.).
Модель трактора - конкретное конструктивное исполнение
трактора данного типоразмера.
Базовая модель - наиболее распространенная модель тракто-
ра в данном тяговом классе, имеющая модификации. Их в классе
обычно не менее двух: одна в производстве и эксплуатации, а дру-
гая - в эксплуатации, но снятая с производства.
Модификация - трактор, специализированный по назначе-
нию или сфере применения, являющийся производным от базовой
модели и унифицированный с нею по ряду основных агрегатов и
узлов.
В основу построения типажа положены три основных прин-
ципа:
1) экономическая оптимальность числа и набора типоразме-
ров, реализуемых в виде моделей тракторов;
2) номинальное тяговое усилие и скорости трактора в каждом
классе обеспечивают максимальную производительность МТА;
3) диапазон тяговых усилий трактора в каждом классе обеспе-
чивает перекрытие смежных классов, что гарантирует высокую
производительность работы МТА для любого значения их тяговых
сопротивлений в диапазоне тяговых классов типажа.
Первый типаж тракторов, главными разработчиками которого
были известные ученые НАТИ, профессора И.И. Трепененков и
Д.А. Чудаков, был принят в 1946 г.
Этот типаж имел шесть тяговых классов: 0,6; 0,9; 1,4; 2; 3 и
6 (9), где последний класс 6 относился к сельскохозяйственному
трактору, а класс 9 - к промышленному, хотя оба обозначения
принадлежали одной модели гусеничного трактора. Отличие со-
стояло в том, что основная скорость сельскохозяйственного трак-
тора была 1 м/с (3,6 км/ч), а промышленного - 0,6 м/с (2,2 км/ч).
Первые три класса имели колесный движитель, а остальные - гу-
сеничный. В каждом классе оговаривались мощность двигателя и
диапазон скоростей трактора.
ОЦЕНОЧНЫЕ ПОКАЗАТЕЛИ РАБОТЫ ТРАКТОРОВ
15
После реализации этого типажа к 1955 г. в дальнейшем пе-
риодически пересматривались основные параметры типажа - ко-
личество тяговых классов, мощность двигателей в них, рабочие
скорости, базовое число моделей и их модификаций. С 1961 г. ти-
паж разрабатывался на пятилетний, а затем на десятилетний пе-
риоды.
Действующие в настоящее время 16 тяговых классов приве-
дены в ранее рассмотренных табл. 1.1 и 1.2, а полные типажи оте-
чественных тракторов, построенные в координатах мощность дви-
гателя - тяговый класс, приведены на рис. 1.1 и 1.2.
Необходимо отметить, что если раньше типаж выполнял пла-
новые функции, обязательные для заводов-изготовителей, то при
переходе к рыночной экономике он имеет только рекомендатель-
ный характер.
Разработки перспективных типажей отечественных тракторов
по-прежнему отвечают требованиям систематического повышения
их технического уровня и конкурентоспособности. Они соответст-
вуют наиболее устойчивым тенденциям мирового тракторострое-
ния: повышение производительности МТА, улучшение условий
труда тракториста и совершенствование экологических качеств
трактора.
1.3. ОЦЕНОЧНЫЕ ПОКАЗАТЕЛИ И УСЛОВИЯ РАБОТЫ
ТРАКТОРОВ
Для полного удовлетворения требований, предъявляемых к
тракторам, конструктор должен хорошо знать условия их работы,
изучить передовой опыт эксплуатации и новейшие достижения в
области конструирования, технологии изготовления, обслужива-
ния и ремонта.
Трактор в агрегате с разнообразными машинами-орудиями
(в составе МТА) выполняет определенный технологический про-
цесс, обусловленный его классификационным назначением.
Сельскохозяйственные тракторы в основном движутся по
почвам, на плодородие которых влияет давление, оказываемое их
16
Глава 1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
движителями. При этом в большинстве случаев тракторы должны
иметь устойчивое прямолинейное движение в период предпосев-
ной обработки почвы, а в ряде случаев - для последующей обра-
ботки пропашных культур.
Промышленные тракторы общего назначения должны иметь хо-
рошую проходимость по разнообразным грунтам, хорошую манев-
ренность при выполнении разнообразных землеройных работ и т.п.
Лесопромышленные и лесохозяйственные тракторы должны
иметь хорошую проходимость и маневренность в условиях леса и
оказывать минимальное повреждающее воздействие на почву.
Условия технологических процессов и внешней среды работы
разнообразных тракторов предъявляют к ним различные, порой
противоречивые, требования.
Показатели, по которым оценивают трактор, ориентировочно
можно разделить на четыре группы:
- агротехнические;
- технико-экономические;
- общетехнические;
- охраны труда, безопасности движения и защиты окружаю-
щей среды.
К агротехническим относят показатели, непосредственно
влияющие на урожайность культур (проходимость, маневренность
и плавность хода). Эти показатели распространяются только на
сельскохозяйственные тракторы.
Проходимость зависит от устойчивости прямоли-
нейного движения и управляемости, давления движителя на почву,
дорожного просвета, величины защитных зон, габаритной шири-
ны, высоты и типа движителя трактора.
Маневренность характеризуется минимальным ра-
диусом поворота.
Наиболее важные агротехнические требования, предъявляе-
мые к сельскохозяйственным тракторам:
- малое давление движителей на почву (не более 0,045 МПа
для гусеничных и 0,08...0,11 МПа для колесных тракторов);
- относительно малая скорость движения трактора по обраба-
тываемой почве с целью сохранения ее структуры;
ОЦЕНОЧНЫЕ ПОКАЗАТЕЛИ РАБОТЫ ТРАКТОРОВ
17
- способность агрегатироваться с большим комплексом ма-
шин-орудий как по их установке на тракторе, так и по необходи-
мой тяге на крюке;
- плавность и стабильность прямолинейного движения МТА
при минимальных угловых и вертикальных колебаниях остова
трактора;
- хорошая маневренность движения МТА при работе в меж-
дурядьях, характеризующаяся минимальным радиусом поворота;
- достаточный агротехнический и дорожный просветы (кли-
ренс) трактора и необходимые защитные зоны для обработки про-
пашных культур.
Два последних требования относятся в основном к универ-
сально-пропашным колесным тракторам.
Технико-экономическими показателями являются произво-
дительность и экономичность работы МТА. Эти показатели отно-
сятся ко всем тракторам.
Производительность оценивается почасовой
выработкой, которая для сельскохозяйственных МТА измеряется в
га/ч и зависит от ширины захвата орудия и скорости движения
МТА, т.е. от тягового усилия трактора, числа и диапазона передач,
величины буксования движителя. Для промышленных МТА,
имеющих циклический характер работы, часовая выработка изме-
ряется в т/ч. Во многом она зависит от времени и числа циклов,
максимального тягового усилия трактора и массы перемещаемого
грунта (для землеройных работ). Для трелевочных тракторов, вы-
полняющих работы по вывозке заготовленного леса, часовая вы-
работка измеряется в (м3 км)/ч и зависит от объема древесины и
длины пути трелевки леса. Для тракторов, выполняющих транс-
портные перевозки с применением колесных и санных прицепов,
часовая выработка измеряется в (т км)/ч и зависит от массы пере-
возимого груза и длины пути перевозки от места погрузки до мес-
та складирования.
Экономичность работы зависит от расхода
топлива и масла, стоимости трактора и его срока службы, затрат на
техническое обслуживание и ремонты и т.д.
18
Глава 1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Экономичность работы МТА обычно оценивают по расходу
топлива на единицу выполненной работы, т.е. по топливной эко-
номичности, которая зависит от удельного расхода топлива двига-
телем на различных режимах его работы, от потерь при непроиз-
водительных остановках движения МТА, от подбора передачи и
других эксплуатационных причин.
Топливная экономичность при выполнении МТА полевых ра-
бот оценивается погектарным расходом топлива (кг/га), при вы-
полнении землеройных работ - расходом топлива, затрачиваемым
на 1 т перемещаемого грунта (кг/т), при транспортных работах -
затратами топлива на тонно-километр перевозимого груза
[кг/(т-км)].
Общетехнические показатели характеризуются надежностью
самого трактора, которая определяется его долговечностью, безот-
казностью, ремонтопригодностью и сохраняемостью.
Охрана труда, безопасность движения и защита окру-
жающей среды характеризуются:
- обеспечением комфортности работы тракториста (совер-
шенствованием системы подвески его сиденья, созданием необхо-
димого микроклимата внутри кабины, уменьшением в ней уровня
шума и т.п.);
- малыми усилия на органах управления и удобством их рас-
положения по отношению к трактористу;
- надежностью работы тормозных механизмов трактора как
при движении МТА, так и при его остановках на уклонах;
- применением травмобезопасной кабины трактора с защит-
ными приспособлениями при его опрокидывании;
- малым внешним уровнем шума при работе МТА;
- отсутствием выбросов отработанных масел, топлива, ток-
сичных продуктов изнашивания и других ядовитых веществ на
почву, малой токсичностью выхлопных газов двигателя, загряз-
няющих атмосферу.
В настоящее время трактор стал одной из наиболее распро-
страненных машин, применяемых во всех отраслях хозяйственной
деятельности. Разнообразие условий эксплуатации предъявляет
специфические требования к конструкции, технологии производ-
ства, приспособленности к ремонту и уходу.
ПРОЦЕСС ПРОЕКТИРОВАНИЯ
19
Условия работы трактора определяют конструкцию и нагруз-
ки, действующие на его механизмы. В некоторых случаях реаль-
ные нагрузки в трансмиссии в несколько раз превышают номи-
нальную нагрузку со стороны двигателя (резкое трогание трактора
с места). Неоднородность состава почвы является причиной пуль-
сации нагрузки в трансмиссии. При этом характер нагружения де-
талей, узлов, агрегатов и трактора в целом зависит от его назначе-
ния и условий эксплуатации.
Следовательно, прежде чем приступить к расчету трактора,
необходимо установить условия его эксплуатации, номенклатуру
машин, с которыми он должен работать, особенности их конст-
рукции и работы, скорости движения. В результате можно постро-
ить типовые режимы нагружения, позволяющие при расчетах эле-
ментов конструкции и трактора в целом учесть весь возможный
спектр эксплуатационных нагрузок, что позволит при проектиро-
вании определить наиболее рациональные параметры конструк-
ции.
1.4. ПРОЦЕСС ПРОЕКТИРОВАНИЯ
Создание новой машины - сложный и длительный процесс,
в котором участвуют ученые, конструкторы, дизайнеры, испыта-
тели, специалисты в области производства и эксплуатации. Чем
сложнее машина, тем труднее, дороже и длительнее процесс ее
создания. Поэтому для разработки и рационального использования
такой сложной машины, как трактор, важно знать во всех подроб-
ностях его жизненный цикл и влияющие на него факторы.
Жизненный цикл трактора представляет собой совокуп-
ность взаимосвязанных процессов создания и последовательного
изменения трактора от формирования исходных данных к нему до
окончания его эксплуатации. Согласно Единой системе государст-
венного управления качеством продукции, жизненный цикл трак-
тора принято делить на стадии - части жизненного цикла, уста-
навливаемые в нормативно-технической документации и характе-
ризуемые определенным состоянием трактора, видом предусмот-
ренных работ и их результатом.
20
Глава 1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Жизненный цикл трактора включает стадии создания, произ-
водства, обращения и эксплуатации, каждая из которых содержит
ряд этапов, операций и процедур.
Создание трактора начинается с предпроектных исследова-
ний и заканчивается созданием машины. На этапе подготовки и
разработки проекта нового трактора устанавливают принципиаль-
ную возможность его создания. Необходимость в новом тракторе
должна вытекать из общественных потребностей, поэтому она ну-
ждается в тщательном и глубоком обосновании с учетом техниче-
ских и экономических возможностей, обусловленных прогрессом
науки и техники, а также развитием экономики страны. Для этого
проводят поисковые исследования, которые базируются на резуль-
татах фундаментальных и прикладных исследований, практиче-
ском опыте применения аналогичных машин, ретроспективном
анализе и прогнозах развития техники в данной и смежных
областях.
Важнейшими элементами поисковых исследований являются
эксперименты на макетах - физических моделях трактора (или его
отдельных частей), воспроизводящих или имитирующих конкрет-
ные его свойства и изготовленных для проверки принципа дейст-
вия и определения характеристик машины. Макет с известной сте-
пенью упрощений воспроизводит в определенном масштабе трак-
тор (или его части) и позволяет исследовать отдельные его харак-
теристики, а также оценивать правильность принятых технических
и дизайнерских решений. Макеты изготовляют в процессе выпол-
нения научно-исследовательских и опытно-конструкторских работ
(ГОСТ 2.119-73*, ГОСТ 2.120-73*).
Результатом поисковых исследований, проводимых в пред-
проектный период, является постановка задачи проектирования,
которая предусматривает разработку технических требований к
трактору и формирование технического задания на его создание.
Конструктор принимает участие во всех стадиях жизненного
цикла трактора. Однако основной процесс его творчества состав-
ляют работы, связанные с созданием трактора и представляющие
собой законченный цикл, состоящий из нескольких этапов: науч-
но-технического поиска, проектирования, изготовления образцов
ПРОЦЕСС ПРОЕКТИРОВАНИЯ
21
для испытаний, испытаний и доводки конструкции. Эти этапы
тесно взаимосвязаны, в значительной мере совмещены и могут
многократно повторяться. К работам по созданию трактора при-
мыкают работы по технологической подготовке производства. Од-
нако их следует отнести ко второй стадии жизненного цикла ана-
логично тому, как предпроектные исследования, в процессе кото-
рых осуществляется научно-технический поиск, относятся к ста-
дии создания машины.
Этап проектирования охватывает большой перечень проект-
ных операций и процедур - от предварительных расчетов и эски-
зов до уточненных расчетов, рабочих чертежей, описаний, инструк-
ций, технических условий и т.п. Результатом проектирования являет-
ся комплект технической документации, содержащей всю необходи-
мую информацию для материализации создаваемого трактора в
процессе производства и организации его использования.
На всех этапах процесса создания трактора изготовляют ма-
кетные, экспериментальные и опытные образцы машины и ее ос-
новных агрегатов и проводят на них различные испытания: иссле-
довательские, доводочные, предварительные и др. (ГОСТ 16504-
81 ). Исследовательские испытания предназначены для изучения
свойств и характеристик трактора и его агрегатов. Для доводки
конструкции и оценки влияния вносимых во время разработки из-
менений на показатели качества проводят доводочные испытания.
После завершения разработки конструкции и изготовления опыт-
ных образцов возможность представления их на приемочные ис-
пытания проверяется на предварительных контрольных испытани-
ях, выполняемых в соответствии с ГОСТ Р 15.201-2000.
Заключительным этапом стадии создания трактора являются
приемочные испытания, по результатам которых решается вопрос
о целесообразности его производства. Приемочные испытания мо-
гут быть государственными, межведомственными и ведомствен-
ными. Порядок их проведения предусмотрен ГОСТ Р 15.201-2000.
Разработка трактора считается выполненной в соответствии с тех-
ническим заданием при условии утверждения актом приемки
опытного образца или опытной партии, содержащим рекоменда-
ции о постановке на производство, и выполнения указаний прие-
22
Глава 1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
мочной комиссии о необходимой доработке. По результатам ис-
пытаний возможна корректировка технической документации и
доработка опытных образцов.
Производство трактора. Эта стадия жизненного цикла
трактора включает постановку его на производство, установив-
шееся производство и снятие с производства.
Постановку на производство, как правило, осуществляют в
два этапа: подготовка производства и его освоение. Работы по
подготовке производства направлены на обеспечение технологи-
ческого процесса изготовления трактора и могут быть начаты еще
на стадии создания машины. Важнейшим этапом этих работ явля-
ется технологическая подготовка производства, процессы органи-
зации и управления которой регламентируются комплексом Госу-
дарственных стандартов Единой системы технологической подго-
товки производства (ЕС ТПП). При этом осуществляют выбор
технологии и оборудования, организацию материально-техни-
ческого снабжения, планирование процесса производства во вре-
мени, распределение работ и т.д.
Освоение производства включает отработку и проверку под-
готовленных технологических процессов, овладение практически-
ми приемами изготовления продукции с требуемыми показателями
и в заданном объеме выпуска.
Установившееся производство начинается после окончатель-
ной отработки конструкторской и технологической документации
(ГОСТ 14.004-83*). Решение об освоении производства трактора
принимают по результатам квалификационных испытаний устано-
вочной серии или первой промышленной партии).
При несоответствии технического уровня трактора современ-
ным требованиям, низких технологических показателях и показа-
телях качества процесса функционирования, отрицательном воз-
действии трактора на здоровье людей и окружающую среду, от-
сутствии заказов и спроса, а также при освоении в производстве
аналогичной по назначению новой машины с более высокими
характеристиками данная выпускаемая машина подлежит снятию
с производства.
ПРОЦЕСС ПРОЕКТИРОВАНИЯ
23
Обращение трактора. Эта часть жизненного цикла трактора
от отгрузки его предприятием-изготовителем до получения потре-
бителем. Типичными этапами этой стадии являются: хранение на
складе готовой продукции, реклама, упаковка, транспортирование.
При обращении должно быть обеспечено максимальное сохране-
ние объемов и качества готовой продукции, установленных плано-
выми заданиями, стандартами и техническими условиями.
Эксплуатация трактора. На этой стадии реализуется, под-
держивается и восстанавливается качество трактора (ГОСТ 25866-
83*). Эксплуатация трактора в общем случае состоит из этапов:
ввод в эксплуатацию; использование по назначению; техническое
обслуживание; ремонт; модернизация и хранение. Каждый из на-
званных этапов может содержать множество операций, направ-
ленных на достижение высоких технико-экономических показате-
лей трактора, обеспечение его эффективной работы, повышение
срока службы.
Наконец, вследствие морального или физического износа в
процессе использования трактор перестает отвечать предъявляе-
мым требованиям, становится нецелесообразным дальнейшее его
использование по назначению и ремонт, и потому он подлежит
снятию с эксплуатации и утилизации. Снятие с эксплуатации трак-
тора оформляют документально в установленном порядке в соот-
ветствии с ГОСТ 25866-83*.
Рассмотренные стадии можно представить в виде замкнутого
цикла, в котором условия высокого качества и экономичности из-
готовления, сохраняемости, живучести и эффективного использо-
вания создаваемого трактора в народном хозяйстве страны явля-
ются исходными факторами для формирования технических тре-
бований к разработке новой, более современной конструкции. Та-
ким образом, все четыре стадии жизненного цикла тесно взаимо-
связаны и взаимообусловлены. Степень полноты учета этих взаи-
мосвязей на этапах предпроектных исследований и проектирова-
ния определяет качество и технический уровень создаваемых
тракторов и оказывает решающее влияние на показатели эффек-
тивности их использования.
24
Глава 1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Особенности технологии проектирования тракторов.
Проектирование - это процесс составления описания,
необходимого для создания еще несуществующего объекта (алго-
ритма его функционирования или алгоритма процесса), который
осуществляется преобразованием первичного описания (техниче-
ского задания), оптимизацией характеристик объекта и алгоритма
его функционирования, устранением некорректности первичного
описания и последовательным представлением описаний детали-
зируемого объекта для различных этапов проектирования.
Сокращение сроков создания трактора, повышение его техни-
ко-экономических показателей и эффективности использования
требуют комплексного подхода к проектированию с учетом взаи-
мосвязи и взаимообусловленности различных элементов его дина-
мических систем и процессов взаимодействия с окружающей сре-
дой на основе соответствующей стратегии, нацеленной на дости-
жение конечных народно-хозяйственных результатов.
Такую стратегию может обеспечить системный подход - на-
правление методологии научного познания, в основе которого ле-
жит исследование объектов как систем.
Таким образом, характерными особенностями современной
технологии проектирования тракторов являются:
- методология системного подхода, базирующаяся на общей
теории технических систем, динамике систем, системном анализе,
исследовании операций, теории надежности, экономике, методах
прикладной математики, теории принятия решений, теории ин-
формации;
- стратегия, нацеленная на достижение конечных народнохо-
зяйственных результатов (стратегия развития тракторного и сель-
скохозяйственного машиностроения России);
- высокая степень формализации и типизации проектных
процедур и операций;
- автоматизация проектирования на всех стадиях и этапах с
применением комплекса технических средств САПР;
- создание базы данных и базы знаний.
Проектирование как процесс, развивающийся во времени,
расчленяется на стадии, этапы, проектные процедуры и операции.
ПРОЦЕСС ПРОЕКТИРОВАНИЯ
25
Наиболее крупные этапы представляют собой внешнее и внутрен-
нее проектирование.
Внешнее проектирование необходимо для конкретизации
основных конструктивных параметров, определяющих облик бу-
дущего трактора. Оно содержит ряд стадий. На стадии научно-
технического поиска и прогнозирования (предпроектные исследо-
вания) на основе изучения потребностей общества, научно-
технических достижений в области тракторостроения и в смежных
областях промышленности, а также имеющихся ресурсов выпол-
няют следующие работы:
- обосновывают необходимость создания и формируют замы-
сел будущего трактора;
- определяют тенденции развития тракторостроения;
- проводят обзор информации и прогнозируют задачи и усло-
вия функционирования трактора;
- разрабатывают новые идеи и технические решения по соз-
данию узлов и агрегатов и трактора в целом.
Эта стадия характеризуется умственной творческой деятель-
ностью конструктора и заканчивается синтезом концепции созда-
ваемого трактора.
Конечной целью внешнего проектирования является разра-
ботка технического задания на проектирование трактора.
Техническое задание устанавливает основное
назначение, технические характеристики, показатели качества и
технико-экономические требования, предъявляемые к разрабаты-
ваемому трактору.
Для количественного обоснования критериев эффективности
и технических решений проводят моделирование и исследование
альтернативных вариантов структурного и принципиального про-
ектирования трактора с учетом характеристик и условий внешней
среды.
Основа внешнего проектирования - правильный учет совре-
менного состояния техники, возможностей технологии, прогноз их
развития на период времени, не меньший жизненного цикла трак-
тора. Наряду с техническими факторами необходимы учет эконо-
мических показателей, прогноз стоимости и сроков проектирова-
26
Глава 1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
ния и изготовления. На основе изучения состояния и перспектив
научно-технического прогресса группа экспертов формирует пер-
воначальный вариант технического задания на трактор. Оценку
выполнимости технического задания и рекомендации по его кор-
ректировке получают с помощью проектных процедур внутренне-
го проектирования.
Таким образом, на этапе внешнего проектирования основная
проблема состоит в конкретизации целей и задач, выполняемых
трактором при эксплуатации, а также определении его основных
характеристик и показателей качества. Решением этих вопросов
занимается группа ведущих конструкторов во главе с генеральным
(главным) конструктором в тесном взаимодействии с научно-
исследовательскими институтами, вузами и отдельными уче-
ными - крупными специалистами в области тракторного и сель-
скохозяйственного машиностроения.
Внешнее проектирование принято называть этапом научно-
исследовательских работ (НИР). Во многих случаях этот этап час-
тично включает работы, выполняемые при внутреннем проектиро-
вании на стадии технического предложения.
Внутреннее проектирование необходимо для конкретизации
основных конструктивных параметров, определяющих облик бу-
дущего трактора. Оно включает этап опытно-конструкторских ра-
бот (ОКР) и завершается разработкой рабочей документации на
трактор. Этап ОКР объединяет стадии технического предложения
(частично), эскизного и технического проектов, на которых отра-
жаются вопросы детальной конструкторской проработки проекта.
Внутреннее проектирование выполняет конструкторская органи-
зация - исполнитель данного проекта (обычно ГСКБ или ОГК за-
вода-изготовителя).
Следует отметить, что на всех стадиях проектирования имеет
место итерационный процесс, являющийся важным принципом
проектирования сложных систем, в котором поочередно выполня-
ются процедуры внутреннего и внешнего проектирования - фор-
мулировка технического задания, его корректировка, оценка воз-
можности его выполнения, прогноз материальных и временных
затрат на проектирование и изготовление.
ПРОЦЕСС ПРОЕКТИРОВАНИЯ
27
Перечень работ, осуществляемых в процессе разработки и по-
становки новой продукции на производство, регламентирован
ГОСТ Р 15.201-2000. Разработку ведут в соответствии с требова-
ниями Единой системы конструкторской документации (ЕСКД).
Стадии разработки установлены ГОСТ 2.103-68 в ред. 2006 г.
Рассмотрим основное содержание работ, выполняемых на
этапе внутреннего проектирования.
Получив техническое задание, конструктор разрабатывает
техническое предложение, которое иногда совпадает с эскизным
проектом, составляет пояснительную записку и согласовывает с
заказчиком.
Техническое предложение содержит тех-
нико-экономическое обоснование целесообразности разработки
трактора, уточняет требования к нему, полученные на основании
анализа технического задания и проработки вариантов возможных
технических решений. Требования к выполнению технического
предложения установлены ГОСТ 2.118-73 .
После согласования с заказчиком и утверждения технического
предложения приступают к разработке эскизного проекта.
Эскизный проект представляет собой проектную
конструкторскую документацию, в которой изложены принципи-
альные конструкторские решения, дающие общее представление о
конструкции и принципе работы трактора, а также данные, опре-
деляющие соответствие его назначению (ГОСТ 2.119-73 ). Стадия
эскизного проекта включает следующие этапы: эскизную компо-
новку, создание поисковых макетов внешних форм, макетирование
внешних форм, макетирование внутреннего пространства. Здесь
разрабатывается один или несколько вариантов компоновки трак-
тора, производится тяговый расчет и строится теоретическая тяго-
вая характеристика, позволяющая определить основные технико-
экономические показатели машины и ее эксплуатационные каче-
ства. На этом этапе прорабатываются основные узлы трактора, оп-
ределяются нагрузочные режимы как машины в целом, так и ее
отдельных узлов, проводятся расчеты наиболее ответственных де-
талей.
28
Глава 1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Заканчивается эскизный проект составлением сборочных чер-
тежей важнейших узлов, общих видов трактора и карты техниче-
ского уровня.
После согласования с заказчиком и утверждения эскизного
проекта приступают к разработке технического проекта.
Технический проект содержит окончательное
техническое решение, дающее полное представление о конструк-
ции разрабатываемого трактора и включающее данные, необходи-
мые для разработки конструкторской документации (ГОСТ 2.120-
73*). Стадия технического проекта включает в себя следующие
этапы: общую компоновку машины (завершение), макетирование
шасси, разработку конструкции всех агрегатов и их полный рас-
чет. Здесь определяется оптимальный уровень унификации и ти-
пизации узлов трактора. Особое внимание уделяется технологично-
сти конструкции, которая при соблюдении технических требований
на трактор должна обеспечивать минимальную трудоемкость изго-
товления, материалоемкость и себестоимость, а также возможность
быстрого освоения его производства на базе применения высоко-
производительных технологий изготовления и сборки.
Технический проект сопровождается пояснительной запиской.
После утверждения технического проекта приступают к раз-
работке рабочей документации.
Разработка рабочей документации
включает в себя следующие этапы: разработку рабочих чертежей
трактора, составление спецификаций, технических условий, изго-
товление опытных образцов агрегатов и их испытание, изготовле-
ние опытных образцов трактора для доводочных испытаний, дово-
дочные испытания трактора, корректирование конструкторской
документации. Кроме этого, стадия разработки рабочей докумен-
тации охватывает также этапы предварительных, приемочных и
других видов испытаний.
Опытные образцы агрегатов трактора изготовляют по обход-
ной технологии (используется универсальное оборудование цехов
опытного производства), но с обязательным соблюдением всех
требований технической документации, чтобы исключить влияние
качества изготовления и сборки на результаты испытаний.
ПРОЦЕСС ПРОЕКТИРОВАНИЯ
29
Техническую документацию, получаемую в процессе проек-
тирования и используемую на различных стадиях жизненного
цикла трактора, разделяют на исходную, проектную, рабочую и
информационную.
К исходной документации относят заявку на разра-
ботку и освоение продукции, исходные требования, рекомендации
по разработке продукции, получаемые при выполнении НИР и
техническое задание.
Проектную документацию разделяют на конструктор-
скую и технологическую.
Рабочая документация состоит из конструкторской, тех-
нологической, эксплуатационной и ремонтной документации.
К информационной документации относят кар-
ту технического уровня и качества продукции (ГОСТ 2.116-84 ),
патентный формуляр, информационную карту расчета экономиче-
ской эффективности и цен новой (модернизированной) продукции,
каталоги, отчеты о патентных исследованиях, экспертное заклю-
чение, акты и протоколы об испытаниях, решение о снятии про-
дукции с производства и др.
CALS-технологии. В настоящее время одним из главных фак-
торов экономического роста промышленно развитых стран
становится прогресс, достигнутый в области информационных
технологий. Такие технологии решают задачи интенсификации
развития экономики за счет сведения к минимуму материальных и
финансовых затрат при производстве и эксплуатации изделия, на-
пример трактора.
Широкое распространение в мировом автотракторостроении
получили такие компьютерные технологии, как САПР, автомати-
ческие системы управления технологическими процессами (АСУ
ТП), автоматические системы управления предприятиями (АСУП)
и т.п. Однако все эти системы решают задачи только отдельных
этапов жизненного цикла изделия.
В настоящее время в мире все более широкое распростране-
ние получает концепция рассмотрения любого изделия в рамках
полного жизненного цикла. Для этого необходимо обеспечить
сквозное информационное сопровождение изделия на всех стадиях
существования. Эту задачу решают CALS-технологии, в основу
30
Глава 1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
идеи которых положено единообразное представление информа-
ции о конструкции изделий, их характеристиках, технологической
оснастке, технологии производства, технологии обслуживания,
ремонта и утилизации.
Таким образом, CALS-технологии в тракторостроении пред-
ставляют собой единую информационную среду для всех этапов
жизненного цикла трактора, обеспечивающую при этом интегра-
цию не только информационных технологий, но и различных
электронных технологий описания трактора на одном и том же
этапе жизненного цикла, применяемых на различных предприяти-
ях. Следовательно, CALS-технологии - это этап использования
компьютерных технологий, на котором интегрированные автома-
тизированные системы управления технологическими процессами
(ИАСУ ТП), проектными работами, предприятиями, а также сис-
темы передачи данных на основе телекоммуникаций объединяют-
ся в единое целое.
Необходимость обеспечения информационной интеграции
диктует и необходимость наличия регламентирующих ее между-
народных стандартов, описывающих правила электронного пред-
ставления данных об изделиях, производственной среде и процес-
сах, а также правила обмена этими данными. Следовательно, раз-
рабатываемые и действующие компьютерные технологии должны
соответствовать международным CALS-стандартам. CALS-техно-
логиям посвящены стандарты серии ИСО 10303 STEP (стандарт по
обмену данными о модели изделия).
Эффективность от применения CALS-технологий в тракторо-
строении проявляется в повышении качества и конкурентоспо-
собности продукции, более раннем выходе на рынок за счет со-
кращения продолжительности производственного цикла, сниже-
нии затрат при проектировании, производстве и эксплуатации из-
делия.
1.5. ТЕХНОЛОГИЧНОСТЬ КОНСТРУКЦИИ
Разрабатываемый образец трактора должен не только соответ-
ствовать современному уровню развития техники и требованиям
эксплуатации, но и быть наиболее рациональным с точки зрения
производства. Конструкция трактора должна быть технологичной,
ТЕХНОЛОГИЧНОСТЬ КОНСТРУКЦИИ
31
т.е. иметь свойства, проявляемые в возможности обеспечения оп-
тимальных затрат труда, средств, материалов и времени при тех-
нологической подготовке производства, изготовлении, эксплуата-
ции и ремонте по сравнению с соответствующими показателями
однотипных конструкций тракторов того же назначения.
Технологичность конструкции харак-
теризуется: стандартностью изделия, т.е. нормализацией и унифи-
кацией конструктивных элементов, деталей, узлов, агрегатов и ма-
териалов; материалоемкостью; точностью изготовления и взаимо-
заменяемостью деталей; делимостью на взаимозаменяемые узлы и
агрегаты; оптимальностью конструкторских решений форм дета-
лей; ремонтопригодностью деталей и машины в целом.
Перечисленные факторы определяют возможность специали-
зации производства, степень использования прогрессивных мето-
дов изготовления и ремонта деталей, узлов, агрегатов и трактора в
целом, что обеспечивает снижение трудоемкости, материалоемко-
сти и себестоимости изделия.
Проектируя трактор, необходимо руководствоваться следую-
щими положениями.
1. Усложнение конструкции, если оно не упрощает и не уде-
шевляет эксплуатацию машины или не придает ей новых полезных
качеств, недопустимо.
2. Необоснованное повышение точности и качества обработки
деталей удорожает и усложняет их производство, а следовательно,
и изделие в целом.
3. При выборе материала необходимо исходить из условия
обеспечения необходимой надежности детали, минимальной
стоимости и простоты получения заготовки, ее обработки и воз-
можности приобретения самого материала.
4. Число обрабатываемых поверхностей должно быть мини-
мальным. При этом целесообразно, если возможно, заменять опе-
рации механической обработки детали для получения необходи-
мой формы и размеров точным литьем, штамповкой и т.п.
5. Сборка агрегата должна быть простой и по возможности
выполняться без пригоночных операций.
32
Глава 1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
6. Необходимо при разработке конструкции трактора как
можно шире использовать унифицированные сборочные единицы
и агрегаты, стандартные изделия.
Результирующим показателем уровня технологичности кон-
струкции трактора является себестоимость его изготовления.
Разнообразие условий эксплуатации тракторов требует боль-
шого количества разных типов, что создает определенные трудно-
сти в организации их производства и особенно эксплуатации.
Принципы, заложенные в современный типаж тракторов, - полу-
чение модификаций путем широкого использования унифициро-
ванных как внутри каждого класса тракторов, так и между класса-
ми сборочных единиц и агрегатов позволяют существенно снизить
себестоимость их изготовления. В результате при небольшом ко-
личестве базовых моделей за счет необходимого количества их
модификаций удается удовлетворять нужды народного хозяйства в
тракторах.
1.6. КОМПОНОВКА ТРАКТОРОВ
Требования, предъявляемые к компоновке трактора.
Компоновка трактора- относительное размещение
основных агрегатов и рабочего оборудования трактора, отвечаю-
щее его функциональному назначению и позволяющее использо-
вать трактор с наибольшей эффективностью. Компоновка подчи-
нена функциональному назначению трактора и характеризуется
размерами и типом движителей, расположением агрегатов и сис-
тем, наличием свободного пространства для навески машин, ору-
дий и установки технологических емкостей, базой, величиной до-
рожного и агротехнического просветов, координатами центра
масс.
Компоновка трактора независимо от его назначения должна
обеспечивать:
- высокие тяговые показатели при хорошей управляемости и
устойчивости с учетом перераспределения нагрузки под действием
навешиваемых машин и орудий и их тягового сопротивления;
КОМПОНОВКА ТРАКТОРОВ
33
- удобство посадки тракториста, хорошую обзорность фронта
работ и рабочих органов машин и орудий;
- минимальные затраты труда при соединении трактора с ма-
шинами и орудиями и возможность их соединения и управления
ими одним трактористом;
- удобство обслуживания в процессе эксплуатации и ремонта;
- необходимые транспортные габариты или технологическую
разборку перед транспортировкой и сборку после нее.
Компоновка сельскохозяйственных тракторов должна обеспе-
чивать конструктивную увязку габаритов по ширине движителей с
агрегатируемыми машинами и орудиями: для тракторов общего
назначения таким образом, чтобы по возможности исключить
асимметричное расположение тяговой нагрузки и возникновение
разворачивающего момента; для пропашных - обеспечить вписы-
ваемость в междурядья пропашных культур и сохранение необхо-
димых защитных зон, требуемый агротехнический просвет для
движения над рядками растений.
Дополнительными требованиями к компоновкам виноградни-
ковых тракторов являются малая габаритная ширина при доста-
точной устойчивости или высокий просвет для движения над шпа-
лерными столбами (портальный трактор), к компоновкам садовод-
ческих тракторов - ограниченная габаритная высота и возмож-
ность асимметричной навески орудий для обработки части между-
рядий и приствольных полос.
Рисоводческие тракторы, работающие в чеках, заполненных
водой, должны иметь высокий, не менее 0,8 м, дорожный просвет,
повышенную герметичность картеров силовой передачи.
Для хлопководческих тракторов дополнительными требова-
ниями являются: агротехнический просвет 0,8 м, минимальный
радиус поворота до 3 м и возможность навески уборочных машин.
Компоновка чаеводческих и табаководческих тракторов
должна обеспечить агротехнический просвет не менее 1,1 м, регу-
лируемую колею, возможность работы с машинами фронтальной,
задней и межосевой навески.
Компоновка горных тракторов должна обеспечивать их стати-
ческую и динамическую устойчивость и возможность работы на
34
Глава 1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
склонах с углом уклона до 16° для тракторов равнинных модифи-
каций и до 20° для склоноходов с автоматической стабилизацией
остова трактора в вертикальном положении.
Компоновка промышленных тракторов должна обеспечивать
равномерное распределение давления на грунт, незначительно ме-
няющееся при установке различных видов оборудования, пост
управления должен быть расположен в безопасной зоне. При рабо-
те с бульдозером центр масс должен быть смещен назад относи-
тельно середины опорных поверхностей гусениц, передняя часть
трактора не должна выступать значительно за габариты гусенич-
ного обвода, масса агрегата должна полностью использоваться для
заглубления рабочего оборудования.
Компоновка трактора-погрузчика должна обеспечивать сме-
щение центра масс назад для уравновешивания массы загруженно-
го ковша и хорошую обзорность фронта работ. Передний мост ко-
лесного трактора-погрузчика должен иметь жесткую установку
для предотвращения раскачивания груза, а задний - балансирную.
Тракторы-трубоукладчики должны иметь широкую колею,
высокую устойчивость в поперечном направлении, гусеничную
ходовую систему с жесткой подвеской, воспринимающей нагрузку
на один борт, блок-противовес с регулируемой стрелой вылета.
Болотоходные тракторы должны иметь компоновку, обеспе-
чивающую низкое давление на грунт (увеличенную опорную по-
верхность), а мелиоративные - равномерное распределение давле-
ния по длине гусениц независимо от устанавливаемого рабочего
оборудования, что достигается с помощью перемещаемого блок-
противовеса.
Подземные тракторы должны иметь низкогабаритную компо-
новку, исключающую применение кабины, систему выпуска дви-
гателя с нейтрализацией отработавших газов.
Земноводные и подводные тракторы должны иметь герметизи-
рованные узлы и агрегаты, устройство забора воздуха для подачи в
систему питания дизеля и систему дистанционного управления.
Компоновка лесопромышленных и лесохозяйственных трак-
торов должна обеспечить свободную площадку за кабиной для ус-
тановки технологического оборудования и трелевочного щита, а
КОМПОНОВКА ТРАКТОРОВ
35
спереди - толкателя, обеспечить высокую проходимость и манев-
ренность. Все агрегаты должны быть надежно защищены от по-
вреждений при работе по бездорожью, при наличии пней, камней,
поваленных деревьев и других препятствий.
Компоновка сельскохозяйственных тракторов подразделя-
ется на традиционную и нетрадиционную.
Колесные тракторы. Универсально-пропашные и уни-
версальные колесные тракторы имеют наиболее распростра-
ненную традиционную (классическую)
компоновку с передним расположением двигателя, после-
довательным рядным расположением агрегатов трансмиссии, зад-
ним расположением кабины, управляемыми передними колесами
с диаметром значительно меньше диаметра задних (рис. 1.3, а).
Трансмиссию (сцепление, коробку передач и задний мост) выпол-
няют в одном блоке и жестко соединяют с двигателем. При такой
компоновке до 70...75 % массы трактора в статическом положении
приходится на задние ведущие колеса, которые обеспечивают тя-
говое усилие трактора, передние ведущие колеса (если их привод
предусмотрен конструкцией) выполняют вспомогательную роль
при работе на влажной рыхлой почве.
Классическая компоновка доказала свою жизнеспособность
благодаря ряду преимуществ:
- относительная простота конструкции;
- максимальное использование силы тяжести трактора при
заднем ведущем мосте;
- хорошая обзорность прицепных и навесных орудий;
- хорошая маневренность, благодаря возможности поворота
передних управляемых колес меньшего размера на большие углы;
- высокий агротехнический просвет и др.
Такую компоновку имеют все тракторы России и стран СНГ
классов 0,6... 1,4 (Т-25А; Т-30А80; ЛТЗ-55; ЮМЗ-6; МТЗ-80/82;
МТЗ-100/102).
За последние годы классическая компоновка претерпела мо-
дернизацию. Появилась так называемая улучшенная
классическая компоновка (рис. 1.3, б). Отличие
36
Глава 1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Рис. 1.3. Типы компоновок колесных сельскохозяйственных
тракторов:
а - классическая; б - улучшенная классическая; в - с шарнирной рамой;
г - тракторное самоходное шасси; д - трактор со свободным обзором;
е - несущее самоходное шасси; ж и з - интегральные тракторы
КОМПОНОВКА ТРАКТОРОВ
37
данной компоновки трактора от классической состоит в следую-
щем:
- увеличена с 25...30 % до 35...40 % доля массы трактора, при-
ходящейся на передний ведущий мост;
- увеличен типоразмер шин передних ведущих колес;
- передний портальный мост заменен на более мощный
автомобильного типа;
- угол поворота передних управляемых колес для повышения
маневренности увеличен до 50...55°;
- устанавливается переднее навесное устройство.
Модернизация классической компоновки позволила значи-
тельно сместить границу по мощности таких тракторов до
180...220 кВт (245...300 л. с.) и потеснить в этой группе мощности
тракторы со всеми ведущими колесами одинакового размера.
Такую компоновку имеет трактор ВТ-170 класса 3, разрабо-
танный ОАО НАТИ совместно с Волгоградским тракторным заво-
дом.
Колесные сельскохозяйственные тракторы общего
назначения 4К46 (рис. 1.3, в) имеют переднее расположе-
ние двигателя с размещенной за ним кабиной (ближе к середине
колесной базы), передние и задние колеса одинакового размера и
грузоподъемности, жесткую или шарнирно сочлененную раму.
За кабиной имеется свободное пространство для установки емко-
стей или другого технологического оборудования. На передний
мост приходится 55...60 % массы трактора. Такую компоновку
имеют тракторы классов 3 и 5 (Т-150К, Т-151К, К-701М, К-734,
К-744).
Нетрадиционной компоновкой отличаются самоходные шас-
си, тракторы со свободным обзором, интегральные тракторы.
Самоходные шасси (рис. 1.3, г) по компоновке
занимают особое место среди универсальных тракторов. Трактор-
ное самоходное шасси характеризуется тем, что двигатель, транс-
миссия, пост управления с кабиной образуют единый блок, распо-
ложенный над задним мостом шасси, передняя часть представляет
свободную раму для установки кузова или навески машин и ору-
дий. Для самоходных шасси Т-16МГ, выпускаемых Харьковским
38
Глава 1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
заводом тракторных самоходных шасси, характерно заднее распо-
ложение двигателя за кабиной, а для шасси, выпускаемых фирмой
Фендт (Германия), - горизонтальное расположение двигателя пе-
ред кабиной в межбазовом пространстве.
Тракторы со свободным обзором
(рис. 1.3, д) предложены фирмой Фендт в начале 90-х г. как про-
межуточная компоновка между самоходным шасси и интеграль-
ным трактором, направленная на увеличение роли переднего ве-
дущего моста в реализации тягового усилия, на увеличение массы
орудий, навешиваемых спереди.
Несущее многоцелевое самоходное
шасси (рис. 1.3, е) предназначено для агрегатирования с убо-
рочными машинами (силосоуборочным и свеклоуборочным ком-
байнами и др.) и орудиями общего назначения (передне- и задне-
навесной плуги, культиваторы), что увеличивает его годовую за-
грузку. Рама шасси может быть цельной или состоять из двух по-
лурам, соединенных вертикальным шкворнем. Для улучшения
управляемости шасси передняя полурама может быть выполнена
несколько короче задней. Кабина имеет возможность перемещать-
ся вдоль продольной оси, что улучшает обзорность и облегчает
навеску орудий и машин от почвообрабатывающих до уборочных.
Модульная компоновка агрегатов двигателя и трансмиссии
обеспечивает свободный доступ к ним для технического обслужи-
вания и ремонта.
Интегральная компоновка (рис. 1.3, ж) по-
явилась на современных моделях сельскохозяйственных тракто-
ров. Основные ее признаки:
- наличие трех зон свободного пространства (передней, сред-
ней, задней) для установки орудий или технологических емкостей;
- наличие разветвленной системы ВОМ;
- переднее или центральное расположение кабины с круговым
обзором;
- четыре ведущих и управляемых колеса одинакового размера;
- наличие разветвленной гидросистемы управления орудиями;
- реверсирование хода трактора;
- высокие тягово-сцепные и транспортные качества;
КОМПОНОВКА ТРАКТОРОВ
39
- необходимый запас мощности двигателя.
Эта компоновка способствует более тесному функционально-
му объединению трактора с машинами и орудиями.
"Симметричная" интегральная компо-
новка (рис. 1.3, з) еще в большей степени отвечает требовани-
ям по возможности агрегатирования трактора с машинами и ору-
диями.
Гусеничные тракторы. Гусеничные сельскохо-
зяйственные тракторы общего назначения
при традиционной (классической) компонов-
к е имеют переднее расположение двигателя и сцепления. Короб-
ка передач и задний мост расположены сзади и соединены с двига-
телем карданным валом (рис. 1.4, а). Кабина расположена сзади
над ведущими колесами (звездочками). Такая компоновка обеспе-
чивает в статике некоторое смещение центра давления вперед от-
носительно середины опорных поверхностей гусениц и характерна
для отечественных тракторов ДТ-75М, ДТ-175М и Т-4А.
У гусеничных тракторов традиционной компоновки возможно
другое взаимное расположение агрегатов, когда двигатель, сцеп-
ление и коробка передач расположены в передней части трактора,
а крутящий момент к заднему ведущему мосту передается через
карданные передачи (рис. 1.4, б).
Появившаяся в последние годы нетрадиционная компо-
новка гусеничного сельскохозяйственного
трактора с треугольным гусеничным обво-
дом обеспечивает смещение центра масс трактора вперед, более
равномерное распределение давления по длине опорной поверхно-
сти при работе с нагрузкой на крюке, увеличение продольной ус-
тойчивости трактора, а следовательно, снижение опасности подъ-
ема его передней части при высоких тяговых усилиях.
Специализированные тракторы. Компоновки специализи-
рованных сельскохозяйственных тракторов отличаются разнооб-
разием, что объясняется специфическими условиями их работы и
требованиями технологий тракторных работ.
40
Глава 1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Рис. 1.4. Расположение агрегатов в гусеничном
сельскохозяйственном тракторе классической компоновки:
1 - двигатель; 2 - вентилятор; 3 - выхлопная труба; 4 - радиатор;
5 - сцепление; 6 - карданная передача; 7 - коробка передач; 8 - задний
мост; 9 - навесная система; 10 - воздухозаборник; И- редуктор ВОМ
КОМПОНОВКА ТРАКТОРОВ
41
Компоновка трактора-склонохода
для работы поперек склона крутизной до 20° отличается автомати-
ческой стабилизацией остова трактора в вертикальном положении
одним из трех способов: установкой колес относительно склона
или поворотом корпусов конечных передач, выравниванием осто-
ва в вертикальном положении, а также стабилизацией бортов с
помощью шарнирной рамы. Первый способ стабилизации остова
осуществлен в конструкции трактора МТЗ-82К, третий - в горном
самоходном шасси СШ25Г.
В некоторых странах Западной Европы с развитым горным
земледелием (Австрия, Швейцария и др.) получили распростране-
ние тракторы-шасси для заготовки сена и транспортных работ в
высокогорных условиях. Эти тракторы имеют компоновку с низ-
ким расположением центра масс, с увеличенной колеей и широко-
профильными шинами малого диаметра.
Портальная компоновка колесного и гусе-
ничного тракторов характеризуется тем, что их рамы образуют
огибающий один или два рядка растений достаточно высокий пор-
тал, на котором установлен пост управления с кабиной или без
нее.
Мобильные энерготехнологические средства (МЭС). Их
компоновка отличается модульным построением. Энергетическим
модулем может служить либо универсальный трактор, либо сило-
вой агрегат, оборудованный передним и задним устройствами для
соединения с технологическим модулем (рис. 1.5). В качестве тех-
нологических модулей может использоваться полунавесная сцепка
с широко расставленными ведущими колесами, активный ведущий
мост с навесным устройством, набор одноосных технологических
модулей, из которых путем стыковки с энергетическим образуют-
ся самоходные агрегаты для уборки овощей, льна, кормовых трав
и других культур.
Компоновка промышленных тракторов отличается боль-
шим разнообразием и определяется назначением и условиями ра-
боты машины.
42
Глава 1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Рис. 1.5. МЭС-0,6 и агрегатируемые с ним одноосные
технологические модули:
а - энергетический модуль; б - универсальное самоходное шасси;
в - транспортное средство; г - самоходная корнеуборочная машина;
д - агрегат для внутрифермерских работ; е - погрузочно-транспортный
агрегат
Тракторы общего назначения. Традиционная
компоновка гусеничного промышленного
трактора общего назначения характеризуется пе-
редним расположением двигателя, средним - кабины и задним -
агрегатов заднего моста. Все сборочные блоки установлены на ра-
ме или полураме, к передней части которой крепят ось шарнира
балансирной балки или рессоры, концами опирающейся на рамы
гусеничных тележек. Тракторы с такой компоновкой оснащены
защитными каркасами (устройствами, защищающими тракториста
при опрокидывании трактора и от падающих предметов) или ка-
бинами с защитными каркасами.
Подобную компоновку имеют отечественные промышленные
тракторы Т-130М, Т-170М, Т-10, а также их зарубежные аналоги.
КОМПОНОВКА ТРАКТОРОВ
43
7 8 9
Рис. 1.6. Компоновка тракторов с треугольным
гусеничным обводом:
1 - отвал бульдозера; 2 - гидроцилиндры; 3 - радиаторы
и вентилятор; 4 - механизм поворота и конечные передачи;
5 - центральная передача; 6 - коробка передач; 7 - карданный вал;
8 - гидротрансформатор; 9 - двигатель
Компоновка промышленного трак-
тора с треугольным гусеничным об-
водом (рис. 1.6) предложена фирмой "Катерпиллар" вначале
для тяжелых тракторов, затем для промышленных тракторов
средней мощности и для сельскохозяйственных общего назначе-
ния. Треугольный обвод гусениц обеспечивает ряд преимуществ:
- конечные передачи и механизм поворота не подвержены
воздействию вертикальной ударной нагрузки, вызываемой контак-
том ведущего колеса с почвой;
- центр масс смещен ближе к передней части машины, что
облегчает заглубление отвала бульдозера;
- наличие увеличенной опорной поверхности сзади за осью
ведущего колеса предотвращает подъем передней части трактора
при больших тяговых нагрузках.
44
Глава 1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Рис. 1.7. Конструктивная схема трактора с треугольным
гусеничным обводом:
1 - конечная передача с ведущим колесом; 2, 5 - механизмы поворота;
3 - центральная передача; 4 - коробка передач
При такой компоновке применен блочно-модульный принцип
построения сборочных единиц (рис. 1.7), т.е. все основные узлы
(двигатель, коробка передач, механизм поворота, конечные пере-
дачи) выполнены в виде отдельных легко демонтируемых и мон-
тируемых модулей.
Специализированные тракторы. Компоновка
гусеничного трактора-погрузчика отли-
чается от трактора общего назначения увеличенной базой за счет
введения дополнительного опорного катка, установки жесткой или
балансирной балки вместо рессоры и выполнения рамы трактора
как одно целое с порталом погрузочного оборудования. Для созда-
ния противовеса массе ковша с грузом в колесных трак-
торах-погрузчиках (рис. 1.8), выполненных с шарнир-
ной рамой, двигатель, коробку передач и раздаточную коробку
КОМПОНОВКА ТРАКТОРОВ
45
Рис. 1.8. Компоновка мощного колесного трактора-погрузчика:
1 - радиаторы и вентилятор; 2 - двигатель; 3 - коробка передач;
4,6- центральные и конечные передачи; 5 - карданный вал
Рис. 1.9. Компоновка колесного подземного трактора:
1 - двигатель; 2,6 - карданные передачи; 3 - гидротрансформатор;
4 - коробка передач; 5, 7 - центральные и конечные передачи
46
Глава 1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
устанавливают на задней полураме, а портал погрузчика - на пе-
редней. Гидротрансформатор крепят к двигателю или выполняют в
блоке с коробкой передач. Кабину размещают на передней или
задней полураме. В первом случае упрощается управление ков-
шом, а во втором - управление двигателем и трансмиссией.
Конструктивной особенностью болото-
ходных тракторов являются увеличенные размеры
движителя из-за уширения гусеницы и увеличения продольной
базы, например, за счет принудительного опускания направляю-
щего колеса.
Компоновка подземного трактора
(рис. 1.9) для работы в стесненных условиях горных разработок
отличается: малыми размерами по высоте; вынесенным за пределы
колесной базы двигателем; шарнирной рамой.
Для управляемого по радио земноводного трак-
тора (рис. 1.9), работающего на глубине 6...7 м, типичным явля-
ется отсутствие кабины, герметизация агрегатов и узлов, наличие
мачты с системой забора воздуха, необходимого для работы дви-
гателя.
Гусеничные лесопромышленные (трелевочные) тракторы
(рис. 1.10), получившие широкое распространение в России и
странах СНГ, имеют ряд компоновочных особенностей.
Переднее расположение кабины обусловлено требованием пе-
редней обзорности, необходимостью иметь площадку для установ-
ки различного технологического оборудования и размещения пе-
ремещаемой пачки хлыстов за кабиной. Ходовая система с катка-
ми большого диаметра в сочетании с рычажно-балансирной под-
веской, увеличенным дорожным просветом, высоко приподня-
тыми передними направляющими и задними ведущими коле-
сами обеспечивает возможность преодоления препятствий при
движении по лесному бездорожью. Нижняя часть рамы закрыта
днищем, предотвращающим возможность проникновения к двига-
телю и другим агрегатам трактора сучьев, порубочных остатков и
других предметов. Наличие технологической площадки сзади и
сбоку кабины позволяет осуществлять протяжку деревьев при об-
резке сучьев. Смещение центра масс трактора вперед позволяет
устанавливать на площадке за кабиной челюстной погрузчик.
КОМПОНОВКА ТРАКТОРОВ
47
Рис. 1.10. Компоновки гусеничных трелевочных тракторов:
а - со щитом; б - с челюстным погрузчиком; 1 - толкатель; 2 - кабина;
3 - двигатель; 4 - лебедка; 5 - коробка передач; 6 - карданный вал;
7 - задний мост; 8 - ведущее колесо; 9 - гидроманипулятор
Трелевочные тракторы с такой компоновкой были разработа-
ны и освоены на АО "Онежский тракторный завод" (ТДТ-55, ТДТ-
5 5А, ТЛТ-100, ТБ-1 и его модификации), на АО "Алтайский трак-
торный завод" (ТТ-4, ТТ-4М). За рубежом трелевочные тракторы с
гусеничным движителем используется крайне редко и в основном
на специализированных валочно-пакетирующих машинах.
48
Глава 1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Рис. 1.11. Компоновка гусеничного трактора
для лесосплавных работ:
1 - бревнотолкатель; 2 - кабина; 3 - двигатель; 4 - лебедка;
5 - коробка передач; 6,9 — карданные валы; 7 - ведущий мост;
8 - ведущее колесо; 10 - винт водометного движителя
Компоновка лесопромышленного трактора для лесо-
сплавных работ (рис. 1.11) приспособлена для движения по воде
с помощью водометного движителя и по суше - с помощью гусе-
ничного движителя. Трактор оборудован лебедкой 4, бревнотолка-
телем 1 или бульдозером с гидрозахватом грузоподъемностью до
1,5 т. Среднее давление на грунт на обычных гусеницах составляет
0,041 МПа, а на уширенных - 0,027 МПа.
Колесные лесопромышленные тракторы в нашей стране
получили ограниченное распространение. Их создают на базе
тракторов 4К46, имеющих свободное пространство за кабиной.
Условиям использования колесных лесопромышленных ма-
шин с различным технологическим оборудованием наиболее пол-
но отвечают компоновки многоосных тракторов 4К46, 6К6, 8К8
(рис. 1.12), имеющие большую грузоподъемность, более высокие
тяговые показатели и лучшую проходимость за счет меньшего,
чем у тракторов традиционных компоновок, давления на грунт и
глубины колеи.
КОМПОНОВКА ТРАКТОРОВ
49
Рис. 1.12. Компоновки колесных лесопромышленных тракторов
с различным оборудованием на базе тракторов 4К4 и 6К6:
а - базовая модель 4К46; б, в - трелевочные тракторы 4К46 с пачковым
захватом и тросочокерной оснасткой соответственно; г - базовая модель
6К6; д - трелевочный трактор 6К6 с гидроманипулятором и коником;
е - валочно-трелевочная машина 6К6 с гидроманипулятором и коником;
ж - сучкорезно-раскряжевочная машина 6К6; з - сортиментовоз 6К6
с гидроманипулятором
Лесохозяйственные тракторы работают с лесными плугами,
культиваторами, корчевателями, лесопосадочными машинами, покро-
восдирателями и фрезами, а также как трелевочные на рубке леса.
Компоновка гусеничных лесохозяйст-
венных тракторов общего назначения (рис.
1.13, а) практически не отличается от компоновки лесопромыш-
ленных тракторов и позволяет получить различные модификации,
в том числе для работы на грунтах с малой несущей способностью.
50
Глава 1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
2
б) 12
Рис. 1.13. Компоновки гусеничных лесохозяйственных тракторов:
а - общего назначения; б - болотоходного; 1 - толкатель; 2 - кабина;
3 - двигатель; 4 - лебедка; 5 - коробка передач; 6,8- карданные валы
привода ВОМ; 7 - кузов; 9 - редуктор ВОМ; 10 - навесное устройство;
11 - ведущее колесо; 12 - карданные валы
Лесохозяйственный трактор для выпол-
нения лесомелиоративных работ (рис. 1.13, б)
имеет увеличенную опорную поверхность за счет применения
уширенных гусениц и опущенного ведущего колеса 11, выпол-
няющего роль дополнительного опорного катка. При этом среднее
давление на грунт снижается с 0,053 до 0,026 МПа, что позволяет
использовать трактор на переувлажненных грунтах, осушенных
болотах и на целине с глубиной снежного покрова более 1 м.
ПУТИ ПОВЫШЕНИЯ ТЕХНИЧЕСКОГО УРОВНЯ ТРАКТОРОВ 51
1.7. ПУТИ ПОВЫШЕНИЯ ТЕХНИЧЕСКОГО УРОВНЯ
ТРАКТОРОВ
Современный технический уровень - понятие дифференциро-
ванное. Оно неоднозначно для конструктора, исследователя и экс-
плуатационника.
Условно можно рассматривать три понятия технического
уровня: уровень промышленно освоенной техники и технологии;
уровень технических разработок; уровень новой техники в пер-
спективе.
Технический уровень промышленно освоенной техники и
технологии служит для сопоставления выпускаемой продукции с
изделиями других фирм с учетом их технико-экономических пока-
зателей. Следовательно, он отражает только состояние сущест-
вующего производства.
Уровень технических разработок должен быть всегда выше
уровня промышленно освоенной техники, так как он определяется
состоянием отечественных и зарубежных НИР и ОКР данного на-
правления техники и наличием на нее авторских свидетельств и
патентов.
Для создания конкурентной на мировом рынке техники необ-
ходимо проводить работы по долгосрочному прогнозированию ее
развития. Правильно предсказать характеристики нового трактора
к моменту его выпуска - значит обеспечить его соответствие ми-
ровому уровню.
В настоящее время оценка технического совершенства про-
дукции в тракторостроении производится с помощью карты тех-
нического уровня. Под техническим уровнем трактора понимается
совокупность показателей агротехнических, технико-экономи-
ческих, общетехнических, охраны труда, безопасности движения и
защиты окружающей среды.
С учетом тенденций развития мирового тракторостроения по-
вышение технического уровня и совершенствование отечествен-
ных тракторов будет проходить в следующих направлениях:
- повышение надежности тракторов, особенно безотказности
в начальный период эксплуатации, и снижение трудоемкости тех-
нического обслуживания;
52
Глава 1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
- повышение качества изготовления тракторов, особенно ка-
чества сварки, окраски и отделки;
- организация производства в каждом тяговом классе семей-
ства тракторов, состоящих из унифицированных моделей, близких
по массе, но разных по мощности;
- повышение грузоподъемности навесной системы до уровня
лучших зарубежных аналогов (80... 100 % конструктивной массы
трактора) с обеспечением навесоспособности за счет применения
съемного балласта;
- разработка и внедрение для установки по заказу переднего
ВОМ на колесных тракторах классов 0,6.. .3,0;
- установка по заказу увеличенного количества (3-4) управ-
ляемых из кабины гидровыводов;
- комплектация по заказу рабочим оборудованием, обеспечи-
вающим агрегатирование с машинами зарубежного производства;
- разработка и организация производства прогрессивных
трансмиссий с переключением без разрыва потока мощности для
колесных тракторов классов 1,4.. .5,0;
- установка по заказу на колесных тракторах высокоэластич-
ных шин сверхнизкого давления, обеспечивающих допускаемое по
ГОСТ 26955-86 воздействие на почву;
- создание газобаллонных модификаций тракторов с комму-
нальным оборудованием;
- обеспечение эргономических норм в соответствии с требо-
ваниями международных и отечественных стандартов, в том числе
уровня шума в кабине не более 80 дБА;
- разработка и внедрение комплектаций тракторов с комфорт-
ными условиями труда, включая установку по заказу кондиционе-
ров, снижение уровня шума в кабине до 76.. .78 дБА и ниже;
- разработка и внедрение на тракторах элементов автоматиза-
ции и контроля, включая электронно-гидравлическую систему ре-
гулирования навесных систем, электронный контроль работы сис-
тем и агрегатов трактора;
- оснащение новых моделей тракторов центрально располо-
женными постами управления и обеспечение их агрегатирования
с оборотными плугами;
НАГРУЗОЧНЫЕ И РАСЧЕТНЫЕ РЕЖИМЫ
53
- разработка и внедрение на сельскохозяйственных тракторах
тяговых классов 3 и 5 и мощных промышленных тракторах двух-
поточных гидрообъемномеханических трансмиссий;
- внедрение прогрессивных подвесок, обеспечивающих воз-
можность движения колесных тракторов со скоростью 40...
50 км/ч, а гусеничных - 25.. .30 км/ч;
- внедрение резиноармированных гусениц (РАГ) и гусениц
с резинометаллическими шарнирами (РМШ).
1.8. НАГРУЗОЧНЫЕ И РАСЧЕТНЫЕ РЕЖИМЫ
В процессе эксплуатации трактора на его узлы и детали дей-
ствуют нагрузки, величина и характер которых обусловлены взаи-
модействием движителя с опорной поверхностью, воздействием
тракториста на органы управления, режимами работы двигателя и
другими факторами.
Для создания конструкции, имеющей небольшую материало-
емкость и обеспечивающей длительную и надежную работу ма-
шины, необходимо выявить нагрузочные режимы деталей и уста-
новить критерии работоспособности и методы их расчета.
В настоящее время в автотракторостроении основным являет-
ся метод расчета по напряжениям, определяемым по минимально-
му из двух действующих моментов: моменту двигателя Мд или
моменту по сцеплению движителя с опорной поверхностью М ,
приведенным к данной детали. При этом расчетный статический
момент
М r = min
ст
Мд;
Анализ причин выхода трактора из строя показывает, что ино-
гда отдельные составные части и детали теряют работоспособ-
ность из-за того, что при расчете не были учтены действительные
нагрузки, возникающие в реальной эксплуатации. Поэтому при
проектировании не следует ограничиваться расчетом деталей
только на статическую прочность по напряжениям, определяемым
расчетным статическим моментом.
54
Глава 1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Надежность работы трактора обеспечивается, в частности,
учетом максимальных нагрузок, возникающих в наиболее тяжелых
условиях - при резком трогании с места, особенно при заглублен-
ном орудии, при наезде на препятствие и разгоне.
Действующие на трактор динамические нагрузки Л/дин обыч-
но выражают через коэффициент динамичности кд, который учи-
тывает дополнительные нагрузки, обусловленные силами инерции
при неравномерном движении:
кд=Мдин!Мст
Величина коэффициента динамичности может быть определе-
на экспериментально или расчетом при исследовании колебатель-
ной системы всего трактора. Конкретные величины коэффициента
динамичности при расчете различных элементов конструкции
трактора приведены ниже в соответствующих главах.
Анализ причин поломок деталей трактора, работающих при
переменных нагрузках, показывает, что часто они разрушаются
при напряжениях меньших, чем статические. Происходит это в
результате усталостных явлений, возникающих при циклическом
изменении нагрузки.
Поэтому детали трактора, работающие при переменном на-
грузочном режиме, необходимо рассчитывать на сопротивление
усталости, заменяя при этом переменный нагрузочный режим эк-
вивалентным постоянным. Методика приведения переменного на-
грузочного режима к эквивалентному постоянному подробно рас-
смотрена в дисциплине ’’Детали машин и основы конструирова-
ния’’.
Глава 2
СЦЕПЛЕНИЕ
2.1. 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 сцепле-
ние располагают между двигателем и коробкой передач.
В этом случае сцепление предназначено для плавного трога-
ния МТА с места, кратковременного разъединения двигателя и
трансмиссии при переключении передач и предохранения транс-
миссии от больших динамических нагрузок при изменениях режи-
ма работы трактора.
Правильно сконструированное и отрегулированное сцепле-
ние, кроме общих, предъявляемых ко всем механизмам требова-
ний (минимальная собственная масса, простота, высокая надеж-
ность и экологичность конструкции), должно обеспечивать:
- надежную передачу крутящего момента с ведущего на ве-
домый 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 переключе-
нии передач);
- уравновешенность вращающихся масс (необходима для
уменьшения динамических нагрузок в деталях сцепления при
больших частотах вращения вала двигателя);
56
Глава 2. СЦЕПЛЕНИЕ
- легкость и удобство управления (оценивается усилием на
педали управления и ее ходом при выключении сцепления).
По способу передачи крутящего момента сцепления подраз-
деляются на фрикционные, гидравлические и электромагнитные.
Во фрикционных сцеплениях передача крутящего момента
осуществляется посредством сил трения, возникающих между ве-
дущими и ведомыми элементами.
В гидравлических сцеплениях передача крутящего момента
происходит при динамическом напоре потока рабочей жидкости
на ведомые элементы (гидродинамические муфты) или при стати-
ческом 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 ввиду 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 стои-
мость и габариты при более высокой надежности. Поэтому даль-
нейшая классификация дана только для фрикционных сцеплений.
По направлению перемещения рабочих поверхностей сцепле-
ния делятся на осевые и радиальные.
По форме поверхностей трения различают дисковые сцепле-
ния и конусные (осевые), а также колодочные и ленточные (ради-
альные). В современных конструкциях тракторов применяются
только дисковые сцепления, как более надежные.
По числу дисков сцепления могут быть одно-, двух- и много-
дисковые.
По состоянию поверхностей трения сцепления делят на "су-
хие" (работают без смазки поверхностей трения, могут быть одно-,
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ
57
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 воздей-
ствия на органы управления трактористом замкнутое, и непосто-
янно 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 двух-
поточные, когда один поток мощности от двигателя передается в
трансмиссию, а другой - на привод ВОМ.
Двухпоточные сцепления в зависимости от числа фрикцион-
ных механизмов могут быть:
одинарные - с одним сцеплением для передачи мощности в
трансмиссию (силовой поток к ВОМ передается от ведущих час-
тей сцепления или маховика двигателя);
двойные - с двумя отдельными сцеплениями в общем корпусе
(одно главное сцепление передает мощность от двигателя в транс-
миссию, а второе сцепление привода ВОМ).
Двойные сцепления по способу управления делят на сцепле-
ния с последовательным управлением - с одной педалью управле-
ния и полностью автономным управлением - две педали управле-
ния (каждое сцепление управляется своей педалью).
2.2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ
И РАЗМЕРОВ СЦЕПЛЕНИЯ
Размеры сцепления рассчитывают исходя из возможности пе-
редачи им крутящего момента, несколько превышающего номи-
нальный 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.
58
Глава 2. СЦЕПЛЕНИЕ
Расчетный момент трения сцепления
где Р - коэффициент запаса сцепления; Мдн - номинальный кру-
тящий момент двигателя, Н-м.
Коэффициент запаса тракторных "сухих" сцеплений
0 = 1,8...4,5.
В современных конструкциях "сухих" сцеплений обычно
0 < 3,0. В "мокрых" сцеплениях р = 1,2... 1,8.
Выразим расчетный момент трения сцепления через силу Q
нажатия на поверхности трения:
MT^MdH=QfRci, (2.1)
где f - коэффициент трения скольжения; Rc - радиус расположе-
ния равнодействующей сил трения, м; i - число пар поверхностей
трения.
Для существующих типов фрикционных накладок, работаю-
щих в паре с чугуном, f - 0,23—0,27. При этом f = (0,6...0,7)/cm,
где fcm - коэффициент трения покоя (статический).
Из выражения (2.1) определим необходимую для передачи
момента Мт силу Q нажатия на поверхности трения:
2 = 7^ • (2.2)
j R-c
Радиус расположения равнодействующей сил трения
(Д3-Д3)
с 3(Д2-Д2)’
где Д и Д - соответственно внутренний и наружный диаметры
поверхностей трения фрикционных накладок, м.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ
59
В практических расчетах (ошибка не превышает 3 %) можно
принимать
Rc=(D{+D2)/4.
Наружный диаметр D2 фрикционной накладки ограничивает-
ся размерами маховика двигателя и должен быть согласован с
ГОСТ 1786-95 на размеры фрикционных накладок, приведенные в
табл. 2.1. Здесь же приведена максимально допустимая частота
вращения nmax фрикционной накладки.
2.1. Размеры фрикционных накладок по ГОСТ 1786-95
Размеры фрикционных накладок, мм п max ’
D2 Di 8 мин1
180 100, 120, 125 8000
190 ПО, 130, 140 8000
200 120, 130, 140 8000
215 140, 150, 160 2,5; 3,0; 3,5; 8000
225 140, 150, 160, 175 4,0; 4,5 7000
240 160, 180 7000
250 155, 180 5000
280 165, 180, 200 4500
300 165, 175, 200
310 175, 200 3,5; 4,0; 4,5; 6,0 4500
325 185, 200, 220, 230
340 185, 195, 210 4000
350 195,200,210,240,290 4,0; 4,5; 4,7; 5,0; 4000
380 200, 220, 230 6,0 3500
400 220, 240, 280 3000
420 220, 240, 280 4,0; 4,5; 5,0; 6,0 3000
450 220, 240, 290 5,0; 5,5; 6,0 3000
8 - толщина фрикционной накладки.
60
Глава 2. СЦЕПЛЕНИЕ
Число пар поверхностей трения сцепления
i = т + п -1,
где т и п - число ведущих и ведомых дисков соответственно.
Для расчета сцепления при неизвестном числе дисков поль-
зуются следующей методикой.
Момент трения сцепления (2.1) выражают через допускаемое
давление [/?] на поверхности трения, число пар этих поверхно-
стей и их размеры:
MT=^MdH=2nR2cbf[p]i, (2.3)
где b - (D2 - Dp /2 - ширина поверхности трения, м.
Тогда из выражения (2.3) необходимое число пар поверхно-
стей трения сцепления
i =--. (2.4)
2itR2bf[p]
Расчетное значение i округляют до целого четного числа.
При этом в однодисковых сцеплениях i = 2, в двухдисковых i = 4.
Для асбофрикционных и безасбестовых полимерных накладок
принимают [р] = (0,15...0,25) 106Па, для накладок из спеченного
порошкового фрикционного материала [/>] = (2,5...3,0) • 106 Па.
2.3. БУКСОВАНИЕ ФРИКЦИОННОГО СЦЕПЛЕНИЯ
И ЕГО ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ
Выше был рассмотрен метод определения основных размеров
сцепления, обеспечивающих надежную передачу необходимо-
го крутящего момента. Коэффициент запаса 0 оценивает возмож-
ность сцепления в отношении передачи крутящего момента, а дав-
ление р < [/?] на поверхностях трения - надежность фрикционных
накладок в отношении износостойкости.
БУКСОВАНИЕ ФРИКЦИОННОГО СЦЕПЛЕНИЯ
61
Однако износостойкость фрикционных накладок сцепления
нельзя оценивать только по величине давления р < [р] на поверх-
ностях трения. Сцепление, удовлетворительно работающее на од-
ном тракторе, при установке его на трактор большей массы может
оказаться неработоспособным.
В процессе буксования сцепления на поверхностях трения со-
вершается работа буксования, в результате чего выделяется тепло-
та, приводящая к нагреву его поверхностей трения и деталей.
Расчет работы буксования сцепления трактора выполняет-
ся на основе двухмассовой динамической модели разгона МТА
(рис. 2.1).
Для этого составим дифференциальные уравнения движения
масс динамической системы, представленной на рис. 2.1:
. т d(dd ..
Мд — Jd —— I- Мт; (2.5)
at
MT=Jn^ + Mc, (2.6)
at
где Мд - крутящий момент двигателя, Н-м; Мс - момент сопро-
тивления движению МТА, приведенный к валу двигателя, Н-м;
Jd - момент инерции вращающихся и поступательно движущихся
Мд Мт
Рис. 2.1. Двухмассовая динамическая
модель разгона МТА
62
Глава 2. СЦЕПЛЕНИЕ
Рис. 2.2. Диаграммы разгона МТА:
а - с полкой (t6 > tM); б- треугольная (t6 < tM)
частей двигателя и ведущих деталей сцепления (момент инерции
двигателя), кг м2; Jn - момент инерции МТА, приведенный к валу
двигателя, кг-м2; сод и - угловая скорость соответственно вала
двигателя и ведомого вала сцепления, рад/с.
В общем случае Мд и Мт являются нелинейными функция-
ми времени, зависящими от многих факторов (положения рейки
топливного насоса высокого давления, темпа включения сцепле-
ния, характеристики двигателя и т.д.). Соответственно угловые
скорости сод и (0и будут также нелинейными функциями времени.
Схематизация законов изменения выше указанных параметров
приведена на диаграммах разгона МТА (рис. 2.2).
Здесь приняты следующие обозначения: tM и t6 - время
включения и буксования сцепления соответственно, с; t - время
разгона МТА с места на заданной передаче, с; к - коэффициент
приспособляемости двигателя; к3 - коэффициент загрузки двигате-
БУКСОВАНИЕ ФРИКЦИОННОГО СЦЕПЛЕНИЯ
63
ля; t0 - время буксования сцепления при неподвижном МТА, с;
&б - угловая скорость ведомого вала сцепления в конце буксова-
ния, рад/с; (ор - угловая скорость вала двигателя при эксплуата-
ционной 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 включе-
ния момент на валу сцепления достигает максимума
Мт тах = $Мдн. Во временном интервале (tM -t6), если он сущест-
вует, Мт = А/Гтах - const (рис. 2.2,а). Этот участок на диаграмме
разгона МТА может отсутствовать, если tM > t6 (рис. 2.2, 6).
При схематизации закона изменения крутящего момента Мд
двигателя примем, что в интервале времени (О-/о), когда при
включении сцепления ведомый вал неподвижен, Мд = Мт и изме-
няется пропорционально текущему времени t буксования. В мо-
мент времени (время буксования сцепления при неподвижном
МТА) Мд - Мт =МС. В интервале времени (/0 -tM), к концу ко-
торого заканчивается включение сцепления, Мд изменяется про-
порционально текущему времени t буксования.
При таких допущениях некоторое завышение Мд в интервале
времени (О-/о) в определенной степени компенсируется его
снижением в интервале времени (/0 - tM ).
В интервале времени (tM -t6), в конце которого завершается
буксование сцепления (рис. 2.2,а), примем Мд =кМдн - const.
Принимаем также, что приведенный к валу сцепления момент
сопротивления движению МТА Мс = const.
При выводе расчетных формул пренебрегаем влиянием по-
датливости и демпфированием в элементах трансмиссии трактора,
тангенциальной податливостью движителя, зазорами в зубчатых
передачах трансмиссии и сцепного устройства, буксованием дви-
64
Глава 2. СЦЕПЛЕНИЕ
жителя, так как они практически не оказывают влияния на работу
буксования сцепления.
При разгоне МТА с места возможны два случая. В первом
случае (рис. 2.2, 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.
2.2,6) буксование сцепления заканчивается при неполном его
включении (треугольная диаграмма разгона МТА). Здесь t6 < tM.
Возможен частный случай разгона МТА по треугольной диаграм-
ме, когда t6 = tM . В зависимости от диаграммы разгона МТА рас-
чет работы буксования сцепления выполняется по различным
формулам.
В общем виде работа буксования сцепления в Дж:
’в
L=
о
Тогда, используя уравнения (2.5) и (2.6) динамики двухмассо-
вой динамической модели разгона МТА (рис. 2.1), полное значе-
ние работы L буксования сцепления при t6 > tM (рис. 2.2, а) можно
представить суммой
L — Z/q + Z/j + />2 = JА/со^ dt +
о
+ ^Мт -<nn)dt+ ^Мт (®d-(n^dt,
fo
а при t6 < tM (рис. 2.2, 6)
L = L$+LX = ^Мтсоа dt + ^Мт (соа -(tin)dt.
о to
В результате получены расчетные зависимости и предлагается
следующая последовательность расчета работы L буксования сце-
пления.
БУКСОВАНИЕ ФРИКЦИОННОГО СЦЕПЛЕНИЯ
65
1. Определим время /* включения сцепления для частного
случая разгона МТА по треугольной диаграмме, при котором
h = •
=__________2р(0р___________
k Jn J д J
Здесь угловая скорость сор вала двигателя при эксплуатаци-
онной загрузке определяется по внешней скоростной характери-
стике двигателя:
=®дх-кз -юдн), (2.7)
где codx и <оЭи - угловая скорость вала двигателя соответственно
на холостом ходу и на номинальном режиме, рад/с (в практичес-
ких расчетах можно принимать &дх « 1,07 <вдн).
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
^=1,0 с.
Если окажется, что t*M > tM, то t6 > tM и разгон МТА осу-
ществляется по диаграмме с полкой (см. рис. 2.2, а).
При t*M < tM получим t6 < tM и разгон МТА осуществляется
по треугольной диаграмме (см. рис. 2.2,6).
3. Определим работу L буксования сцепления в Дж.
При t6 > tM (рис. 2.2,а) время t6 и работа L буксования сцеп-
ления определяются по выражениям:
66
Глава 2. СЦЕПЛЕНИЕ
Jn %
2
кз Мдн 0>р
6
(4/б-/0).
+
Здесь
со
^=^к3/р; ®б=-------j-^-^->[od]
1+Л(Р-*Э
где [сод] - минимально допустимая угловая скорость вала дви-
гателя.
Академиком В.Н. Болтинским установлено, что для дизель-
ных двигателей
] = ®дл) - (20...30) ,рад/с,
где <эдл( - угловая скорость вала двигателя при максимальном
моменте, рад/с.
Параметры некоторых отечественных тракторных дизелей
приведены в табл. 2.2.
БУКСОВАНИЕ ФРИКЦИОННОГО СЦЕПЛЕНИЯ
67
2.2. Параметры отечественных тракторных дизелей
Марка двигателя ^дн , Нм рад/с рад/с ®дм ’ рад/с К •А), кгм2
Д-21А 96 188,5 204 136 1,12 1,4
Д-120 101 209,4 220 157 1,12 0,9
Д-37Е 195 188,5 204 141 1,12 1,7
Д-144 196 188,5 204 141 1,12 —
Д-48М, Л, Т 215 157,6 181 115 1,12 2,5
Д-65М 240 183,3 196 146 1,12 —
Д-50 225 178,0 192 115 1,12 1,4
Д-240 239 230,4 248 147 1,12 2,2
Д-241 232 219,9 237 147 1.12 —
Д-260Т 263 230,4 248 157 1,12 —
СМД-14АН, БН, НГ 313 188,5 204 141 1,12 2,5
СМД-17КН, 18КН 370 199,0 214 141 1,10 2,2
СМД-18Н 370 188,5 204 141 1,15 —
СМД-19,20 445 199,0 214 141 1,10 —
А-41 361 183,3 201 126 1,15 2,5
Д-440 361 183,3 201 126 1,34 2,5
А-01МЛ 490 167,6 181 126 1,15 4,5
А-01М 540 178,0 193 126 1,15 4,5
СМД-60 525 209,4 228 159 1,15 3,8
СМД-62 550 219,9 239 160 1,15 3,8
СМД-72 669 219,9 239 147 1,10 —
СМД-80 836 219,9 239 160 1,15 —
ЯМЗ-238НБ 825 178,0 203 131 1,10 5,2
ЯМЗ-240 1000 199,0 221 157 1,10 —
Д-108Б 709 112,1 120 79 1,10 —
Д-160 902 130,9 145 89 1,10 7,8
Д-160Б 920 112,1 120 79 1,10 —
В-31 1400 157,1 188 ПО 1,11 —
Д-180 ИЗО 115,2 125 81 1,05 4,2
, 8ДВТ-330 1404 178,0 197 136 1,12 —
68
Глава 2. СЦЕПЛЕНИЕ
При отсутствии данных по величине Jd с достаточной степе-
нью точности можно принять
л-ил,
где Л - момент инерции маховика двигателя.
Момент инерции тракторного агрегата, приведенный к валу
двигателя,
т г2
т _ а к
J п~ 2 ’
U
тр
где та - масса тракторного агрегата, кг; гк - радиус ведущего ко-
леса, м; итр - передаточное число трансмиссии на заданной пере-
даче.
Коэффициент загрузки двигателя
к^М'/М^.
Здесь
Л/с = ^Pf+P«p^ >
Ump Лтр Лг
где Pf и Ркр - соответственно сила сопротивления качению
трактора и нагрузка на крюке на заданной передаче, Н; г\тр и -
КПД трансмиссии и движителя соответственно.
цг = 1,0 - для колесного движителя и г|г = 0,97 - для гусенич-
ного движителя.
Таким образом, мы разобрали методику расчета работы бук-
сования L сцепления при трогании МТА с места.
Здесь необходимо отметить, что при прочих равных условиях
с ростом работы буксования увеличивается интенсивность изна-
шивания фрикционных накладок.
БУКСОВАНИЕ ФРИКЦИОННОГО СЦЕПЛЕНИЯ
69
Однако работа буксования не может в полной мере харак-
теризовать износостойкость фрикционных накладок, зависящую и
от максимальной температуры на их поверхностях трения.
Тепловой расчет сцепления. При определении максималь-
ной температуры на поверхностях трения сцепления используется
гипотеза суммирования температур, разработанная проф. А.В. Чи-
чинадзе.
Согласно этой гипотезе
Зтах = Ojz + Э + < [Э] ; (2.8)
где Зтах - максимальная температура на поверхности трения, °C;
Эу - объемная температура насыщения ведущих дисков (нажим-
ного диска, маховика двигателя, среднего ведущего диска в двух-
дисковом сцеплении), °C; Л* - средняя температура поверхности
трения, °C; Зв - температура вспышки на микроконтакте, °C;
[3] - допускаемая для материала фрикционной накладки темпера-
тура на поверхности трения, °C.
[3] = 200 °C - для асбофрикционных и безасбестовых поли-
мерных накладок и [3] = 350...400 °C - для накладок из спеченного
порошкового материала на основе меди или железа.
Составляющие выражения (2.8) определяются по методикам,
разработанным на кафедре "Тракторы" МГТУ "МАМИ".
Объемная температура насыщения ведущих дисков сцепления
Зк = 3'jz + ^~a™)LKLd > (2.9)
Л
где З'г - температура воздуха в картере сцепления
(З'к =50...80 °С);ага - коэффициент распределения тепловых по-
токов в паре трения (учитывает долю выделяемой на поверхности
трения теплоты, идущую на нагрев фрикционной накладки); КLd -
Доля общей работы буксования, идущая на нагрев рассчитываемой
70
Глава 2. СЦЕПЛЕНИЕ
детали; о - коэффициент внешней теплоотдачи, Вт/(м2-°С); toxn ~
время охлаждения сцепления (интервал времени между двумя по-
следовательными включениями сцепления), с; Ав - площадь ох-
лаждения ведущего диска при включенном сцеплении, м2.
Из анализа выражения (2.9) следует, что конструктор на ста-
дии проектирования сцепления за счет изменения Ав может регу-
лировать величину объемной температуры ведущего диска, а
следовательно, и максимальной температуры Зтах (см. выражение
(2.8)) на поверхности трения.
С целью повышения температур и Зтах необходимо Ав
уменьшать, а с целью их снижения - Ав увеличивать.
Для нажимного диска и маховика двигателя коэффициент
внешней теплоотдачи
а для среднего ведущего диска в двухдисковом сцеплении
X Гол2Г7
а = 0,0794— —
R I v« >
Здесь и v„ - соответственно коэффициенты теплопровод-
ности и кинематической вязкости воздуха (при температуре возду-
ха в картере сцепления = 50...80 °C - 2,83 -10”2 Вт/(м-°С), а
ve -17,95-10”6 м2/с); R - средний радиус среднего ведущего дис-
ка в двухдисковом сцеплении, м; <ор - угловая скорость вала дви-
гателя при эксплуатационной загрузке (см. выражение (2.7)), рад/с.
Время охлаждения сцепления можно определить по данным
табл. 2.3 в зависимости от назначения тракторного агрегата:
tom -3600/Z,
где Z- число включений сцепления в час.
БУКСОВАНИЕ ФРИКЦИОННОГО СЦЕПЛЕНИЯ
71
2.3. Число Z включений в час сцепления
на различных видах работ МТА
Наименование работы Z Наименование работы Z
Пахота 20...24 Погрузка леса че-
Культивация 18...22 люстником 180...240
Боронование или 8...12 Уборка:
дискование силоса 25...45
Междурядная об- 18...35 свеклы 20...25
работка картофеля 35...40
Посев зерновых 22...25 Кошение трав 28...30
Транспортные ра- боты 30...35 Соломокопнение 25...30
Трелевка леса 60...180 Работы с бульдо- зером 45...120
Примечание. При наличии увеличителя крутящего момента
частота включений Z уменьшается на 25.. .40 %.
По данным ОАО НАТИ применение коробок передач с пере-
ключением на ходу практически не снижает частоту включений
сцепления на транспортных работах. Поэтому при определении
установившейся объемной температуры ведущих дисков сцеп-
ления можно принимать Z = 2O...3O. Исключение составляют
лишь тракторы-бульдозеры и семейство лесопромышленных трак-
торов.
Коэффициент распределения тепловых потоков в паре трения
1 -а - УР1СА1
где р, с и X - плотность, теплоемкость и теплопроводность ма-
териала. Индекс "7 " относится к металлическому элементу пары
трения, а индекс "2 " - к фрикционной накладке.
72
Глава 2. СЦЕПЛЕНИЕ
Для серых чугунов СЧ18, СЧ21, СЧ22, СЧ24 Р1 = 7250 кг/м3,
с, = 540 Дж/(кг-°С), %! = 52,5 Вт/(м-°С).
Для асбофрикционных и безасбестовых полимерных накладок
р2 = 2140 кг/м3, с2 = 1110 Дж/(кг °С), Х2 = 0,544 Вт/(м °С).
Доля общей работы буксования, идущей на нагрев рассчиты-
ваемой детали,
^Ld ~ /г ’
где id - число поверхностей трения детали.
В однодисковых сцеплениях KLd = 0,5. В двухдисковых сцеп-
лениях KLd = 0,25 - для нажимного диска и маховика двигателя и
KLd = 0,5 - для среднего ведущего диска.
Средняя температура поверхности трения
= 0,577 Tjy+T£
^а VР1 С1 "* л/р2 С2 ^2
(2.Ю)
где Аа - номинальная площадь поверхности трения фрикционной
накладки, м2; tn и т£ - безразмерные параметры соответственно
мощности и работы буксования сцепления; KLn - коэффициент
распределения работы буксования по парам трения.
Для тракторных сцеплений
tn = 2,319т + 9,405т2 -18,959т3 +7,235т4
т£ =1,159 т2 + 3,135 т3 -4,74т4 + 1,147 т5.
Здесь x = t/t6 -безразмерный параметр времени, где t - теку-
щее время буксования сцепления, изменяемое в диапазоне от 0 до
t6. Следовательно, т = О...1,О.
БУКСОВАНИЕ ФРИКЦИОННОГО СЦЕПЛЕНИЯ
73
Коэффициент распределения работы буксования по парам
трения сцепления
KLn=\H.
В однодисковых сцеплениях KLn -0,5, в двухдисковых -
К£и=0,25.
Исследования, выполненные в МГТУ "МАМИ", показали, что
при буксовании сцепления температура 3* достигает максимума
при т = 0,65. Поэтому расчет 3*по выражению (2.10) проводят
при т = 0,65.
Экспериментально установлено, что в сцеплениях с асбо-
фрикциоными и безасбестовыми полимерными накладками учет
температуры 3g вспышки уточняет расчет Зтах по выражению
(2.8) всего на 3...4 %. Поэтому при расчетах Зтах температурой
вспышки Зв пренебрегают.
Тогда выражение (2.8) примет вид:
9^=9,+9’<[8].
(2.12)
Для обеспечения заданного теплового режима работы накла-
док сцепления принимают Зтах = [3].
Тогда для поддержания заданного теплового режима работы
накладок необходимая площадь охлаждения ведущего диска
= (1 aTn)LKLd
([3,]-3',)а^
где [3И] = [3]-3*.
Если для наиболее часто встречающегося в эксплуатации ре-
жима нагружения сцепления принять, что [3] является температу-
рой, при которой фрикционные накладки обладают максимальной
износостойкостью, то расчетное значение Ае по выражению (2.13)
обеспечит работу накладок в зоне этой температуры.
74
Глава 2. СЦЕПЛЕНИЕ
Следовательно, предложенный подход позволяет создавать
конструкции сцеплений с наиболее полным использованием по-
тенциальных возможностей фрикционных накладок по сопротив-
лению изнашиванию.
2.4. РАСЧЕТ ДОЛГОВЕЧНОСТИ ФРИКЦИОННЫХ
НАКЛАДОК СЦЕПЛЕНИЯ
Износостойкость фрикционных накладок сцепления характе-
ризуется энергетической интенсивностью изнашивания j, зави-
сящей от максимальной температуры Зтах поверхности трения.
Величину j определяют при испытаниях фрикционных на-
кладок натурных размеров на стендах или их малогабаритных об-
разцов на машинах трения.
В настоящее время в тракторах, выпускаемых в России, при-
меняют сцепления с асбофрикционными накладками шифра 56.
Графики зависимости J=/(0max) Для асбофрикционного мате-
риала шифра 56 (Россия) и безасбестового полимерного фрикци-
онного материала шифра F-202 (Франция) представлены на
рис. 2.3.
Долговечность накладок сцепления (ч)
h =---HmLhA“---, (2.14)
/=1
где Lh - наработка трактора в год, ч (Lh = 1350 ч - для сельскохо-
зяйственных тракторов; Lh = 2000...2500 ч - для бульдозеров); Н-
допустимый износ фрикционной накладки, мм; у, - энергети-
ческая интенсивность изнашивания фрикционной накладки на z-m
режиме нагружения, мм3/Дж; Д - работа буксования сцепления
на z-м режиме нагружения, Дж; - число включений сцепления в
РАСЧЕТ ДОЛГОВЕЧНОСТИ ФРИКЦИОННЫХ НАКЛАДОК 75
Рис. 2.3. Графики зависимости для материалов j=f (3max):
1 - шифра 56; 2 - шифра F-202
год на z-м режиме нагружения; Аа - номинальная площадь по-
верхности трения фрикционной накладки, мм2; т - число режимов
нагружения трактора в эксплуатации.
Число включений сцепления в год на z-м режиме нагружения
NZi=Lhizit
где Lhi = LhKu - время работы трактора в год на z-м режиме на-
гружения, ч; Z, - число включений сцепления в час на z-м режиме
нагружения (определяется по табл. 2.3, см. с. 71); Ки - коэффици-
ент использования тракторов на различных видах работ (табл. 2.4).
76
Глава 2. СЦЕПЛЕНИЕ
2.4. Коэффициент использования сельскохозяйственных
тракторов на различных видах работ
Вид работы ки
Универ- сально- про- пашные Колес- ные об- щего на- значения Гусеничные общего на- значения класса 3 Гусенич- ные обще- го назна- чения класса 4
Внесение удобре- ний и химикатов 0,09 0,14 0,025 0,01
Почвообработка 0,27 0,27 0,5 0,73
Транспортировка 0,23 0,55 0,205 0,12
Посев и посадка 0,04 0,04 0,03 0,05
Уход за растениями 0,15 — — —
Уборка 0,22 — 0,05 0,04
Прочие работы — — 0,19 0,05
В случае отсутствия полной информации о реальных условиях
нагружения трактора в эксплуатации на всех видах работ из
табл. 2.4 в зависимости от назначения трактора выделяют наибо-
лее часто используемые виды работ и расчет долговечности на-
кладок сцепления по выражению (2.14) выполняют для них. При
этом наработку Lh трактора в год распределяют между основными
видами работ пропорционально величинам Ки из табл. 2.4, пре-
небрегая другими работами.
Так, для универсально-пропашных тракторов основными ви-
дами работ являются почвообработка и транспортировка, для ко-
лесных тракторов общего назначения - транспортировка и почво-
обработка, для гусеничных тракторов общего назначения - почво-
обработка и транспортировка.
КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ 77
2.5. КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ
ОСНОВНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ ФРИКЦИОННОГО
СЦЕПЛЕНИЯ
Ведущие диски. Их изготовляют из серого чугуна марок
СЧ18, СЧ21, СЧ22 и СЧ24, обладающего хорошими фрикционны-
ми и противозадирными свойствами при работе с фрикционными
накладками. С целью снижения интенсивности изнашивания по-
верхностей 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 теп-
лоты, выделяемой при буксовании сцепления, и являются наибо-
лее нагретыми его деталями. Для поглощения большого количест-
ва теплоты ведущие диски изготовляют массивными и достаточно
жесткими для повышенного сопротивления короблению и обеспе-
чения более равномерного давления на поверхности трения нак-
ладок.
При этом с целью ограничения максимальной температуры
Зтах на поверхностях трения накладок необходимо по возможно-
сти обеспечить расчетное значение площади их охлаждения Ав по вы-
ражению (2.13). Для этого иногда в среднем ведущем диске выпол-
няют радиальные вентиляционные каналы, а на поверхности на-
жимного диска со стороны нажимной пружины - кольцевые канав-
ки. Поверхности трения дисков шлифуют. Сами 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, равномер-
но располагаемые по окружности. В настоящее время в современ-
ных конструкциях для передачи крутящего момента на нажимной
диск широко применяются упругие пластины, каждая из которых
одним концом крепится к кожуху сцепления, а другим - к нажим-
ному диску.
78
Глава 2. СЦЕПЛЕНИЕ
В однодисковом сцеплении через нажимной диск может пере-
даваться половина номинального крутящего момента Мдн двига-
теля, т.е. расчетный момент Мр - 0,5 Мдн.
В двухдисковом сцеплении нажимной диск нагружается мо-
ментом МР - 0,25 Мдн, а средний ведущий диск МР = 0,5 Мдн.
Расчету подвергаются элементы, соединяющие ведущие дис-
ки с маховиком двигателя считывают: шипы и выступы, зубья,
пальцы и шпоночные соединения - на смятие рабочих поверхно-
стей, а пластины - на растяжение.
Напряжение смятия
= МР ZcmAcm)^ Меи >
где RCM - радиус расположения элементов, работающих на смятие,
м; ZCJ< - число работающих элементов; Асм - площадь смятия од-
ного элемента, м2.
В выполненных конструкциях при расчете по номинальному
крутящему моменту Мдн двигателя [о]^ =(10...15)-106 Па.
Напряжение растяжения в пластине
МР „ г ,
°Р = ---/Д лчя - = °’3 ,
Rn Zn m(b-a)o
гяе Rn - радиус расположения пакетов пластин, м; Zn - число
пластин в пакете (обычно Zn = 3...4); т - число пакетов пластин
(обычно т = 3...4); b - ширина пластины, м; d- диаметр отверстия
в пластине под болт или заклепку, м; 5 - толщина пластины, м;
[о]Р - допускаемое напряжение растяжения в пластине, Па;
сТ - предел текучести материала пластины, Па.
Пластины изготовляют из пружинных сталей.
Ведомые диски. Работоспособность сцепления в значитель-
ной степени зависит от конструкции ведомого диска и материала
КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ 79
фрикционных накладок. Ведомые фрикционные диски в сборе
(рис. 2.4, а) как правило состоят из основания 1 (листа толщиной
0,8...2,5 мм), выполненного из стали 65Г в виде кольца, по внеш-
ней части которого с двух сторон установлены фрикционные на-
кладки 2 с помощью заклепок 6, а к внутреннему отверстию при-
клепана ступица 3 со шлицами для подвижного соединения с ва-
лом ФС.
Для лучшего прилегания фрикционных накладок к поверхно-
стям трения ведущих дисков и предотвращения коробления сталь-
ного основания при нагревании его делают с радиальными проре-
зями, заканчивающимися отверстием несколько большего диамет-
ра. Такой вид стального основания характерен для так называемо-
го "жесткого ведомого диска", не обладающего ни осевой, ни тан-
генциальной 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 перспективны ведомые диски с осевой и тангенциаль-
ной податливостями.
Применение ведомых дисков с осевой податливостью обеспе-
чивает плавное включение сцепления, что упрощает процесс
управления трактором при трогании с места и повышает долговеч-
ность фрикционных накладок за счет обеспечения более стабиль-
ного контакта накладки с поверхностью трения ведущего диска
при его короблении.
Рассмотрим способы повышения осевой податливости ведо-
мых дисков.
На рис. 2.4, б осевая податливость ведомого диска обеспечи-
вается за счет применения фасонных прорезей на стальном осно-
вании с последующим выполнением лепестков 4 основания в виде
отдельных пластинчатых пружин. Недостатком данной конструк-
ции является сложность получения одинаковой жесткости у всех
лепестков основания.
80
Глава 2. СЦЕПЛЕНИЕ
Рис. 2.4. Конструкции ведомых дисков:
1 - стальное основание; 2 - фрикционные накладки;
3 - ступица; 4 - лепесток основания диска;
5 - пластинчатая пружина; 6 - заклепка
КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ 81
Более перспективен ведомый диск (рис. 2.4,в), в котором осе-
вая податливость обеспечивается отдельными пластинчатыми
пружинами 5, установленными между фрикционными накладками
и закрепленными 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 ведо-
мые диски (рис. 2.4,г), в которых осевая податливость обеспечива-
лась отдельными пластинчатыми пружинами 5, приклепанными к
стальному основанию 7 со стороны нажимного диска. Такая кон-
струкция имеет большой момент инерции ведомого диска и обес-
печивает только его одностороннюю осевую податливость (со сто-
роны нажимного диска). При сборке сцепления необходимо пом-
нить, что ведомый диск нужно устанавливать так, чтобы пружины
5 были обращены в сторону нажимного диска. При обратной уста-
новке ведомого диска снижается долговечность его фрикционных
накладок.
Характеристика осевой податливости ведомого диска
должна удовлетворять условию
где Q - расчетное усилие сжатия дисков сцепления (определяется
по выражению (2.2)); Qt - текущее усилие сжатия дисков при
включении сцепления; А - текущая осевая деформация ведомого
диска при включении сцепления; Атах = 0,35...0,7 мм - осевая де-
формация 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 трансмис-
сии вследствие карданных соединений, пересопряжений шестерен,
внешних воздействий при работе МТА.
82
Глава 2. СЦЕПЛЕНИЕ
Рис. 2.5. 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
В ряде случаев частота вынужденных крутильных колебаний
может оказаться равной частоте собственных колебаний упругой
системы трансмиссии, что приводит к появлению резонанса - рез-
кого повышения уровня амплитуд крутящих моментов и напряже-
ний в деталях трансмиссии, что может привести к их поломке.
Для устранения явления резонанса применяют специальные
механизмы - гасители крутильных колебаний (демпферы), кото-
рые преобразуют энергию колебаний в теплоту. Наиболее удобное
КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ 83
место для установки демпфера - ведомый диск сцепления. Харак-
терной 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 получи-
ли упругофрикционные демпферы (рис. 2.5).
На рис. 2.5, а показан ведомый диск сцепления с упруго-
фрикционным демпфером с цилиндрическими пружинами. Рас-
сеяние энергии крутильных колебаний происходит за счет сил
трения между фланцем ступицы 1 и дисками 2. В некоторых кон-
струкциях для увеличения сил трения и эффективности демпфиро-
вания 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 7 цилиндрические пружины 4 деформиру-
ются, что обеспечивает относительное перемещение дисков и сту-
пицы (тангенциальную податливость ведомого диска) и за счет
трения между ними - преобразование энергии крутильных колеба-
ний в теплоту. Кроме того, при правильном выборе жесткости
пружин 4 зоны резонансных колебаний смещаются за пределы ра-
бочих частот вращения вала двигателя.
В некоторых конструкциях ведомых дисков (рис. 2.5, б) при-
меняют демпферы с упругими элементами, выполненными в виде
резиновых блоков 5. Рассеяние энергии крутильных колебаний
обеспечивается за счет не только трения между дисками 2 и флан-
цем ступицы 7, но и больших внутренних гистерезисных потерь в
резиновых блоках 5 при их деформации.
Выбор параметров упругофрикционного демпфера. Основ-
ными параметрами демпфера являются момент трения МТд фрик-
ционного элемента демпфера, момент МПР предварительной за-
тяжки пружин, момент М3 замыкания пружин и жесткость спр
пружин.
84
Глава 2. СЦЕПЛЕНИЕ
Изменяя момент трения Мтд, можно варьировать рассеяние
энергии в демпфере, а корректируя жесткость спр пружин демп-
фера, смещать резонансные режимы колебаний в трансмиссии.
Предварительное поджатие пружин при их установке в окна
ведомого диска гарантирует отсутствие зазоров в демпфере. Угол
замыкания ср3 демпфера выбирают таким, чтобы исключить по-
садку витков пружин друг на друга.
В выполненных конструкциях демпферов ср3 = 3...40;
момент предварительной затяжки пружин
Л/ЯР=(0,2...0,3)Мди;
момент замыкания пружин
М3=(1,8...2,0>й;
момент трения фрикционного элемента
А/га=(0,15...0,25)Мди;
жесткость пружин в Н/м
спр = (М3 — МПР) /((р3 Rnp),
где Rnp - радиус расположения пружин, м.
В настоящее время широко применяют демпферы с нелиней-
ной характеристикой. Для этого в их окнах устанавливают по две
пружины разной длины и жесткости. Сначала при малом крутя-
щем моменте в работу включаются менее жесткие пружины
(предназначены для снижения шума шестерен в коробке передач
на холостом ходу), а затем с ростом момента к ним параллельно
подключаются более жесткие пружины.
Демпферы с нелинейной характеристикой получили широкое
распространение в легковых автомобилях и весьма перспективны
для тракторов.
КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ 85
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
тк = MdH/Wp <[т]к,
где Wp - полярный момент сечения вала, м3; [т]к =(8...10)-107Па -
допускаемое напряжение кручения.
Для сплошного вала
Жр=0,24,
а для полого
Wp = 0,2(d4H-d4)/dH,
где dH и dB - соответственно наружный и внутренний диаметры
вала, м.
В действительности вал сцепления может нагружаться момен-
том трения сцепления Мт = $Мдн. Поэтому для учета этого фак-
тора при расчете вала допускаемые напряжения кручения [т]к
принимаются пониженными, что обеспечивает примерно трех-
кратный запас прочности по пределу текучести.
Шлицевые соединения вала рассчитывают на смятие рабочих
поверхностей. При этом допускаемое напряжение смятия для под-
вижного шлицевого соединения [сг]СА( =25...30МПа, а для непод-
вижного [о]о,, = 100... 120МПа. Шлицы могут иметь как эволь-
вентный, 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 жест-
кую нелинейную характеристику упругости по сравнению с ци-
линдрическими, в современных конструкциях сцеплений не при-
меняют.
86
Глава 2. СЦЕПЛЕНИЕ
Витые цилиндрические пружины обычно располагают пе-
риферийно. Их число должно быть кратно числу отжимных рыча-
гов для исключения перекоса нажимного диска при выключении
сцепления и составляет 8...20.
Расчет витых цилиндрических пружин выполняют на круче-
ние в следующей последовательности.
1. Определяют расчетное усилие на одну пружину при вклю-
ченном сцеплении
FP=Q!nnp, (2.15)
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, мм,
, l8FpKc
« = Л~— ,
V
где с = 4...12 - индекс пружины; к = (4с + 2)/(4с-3) - коэффици-
ент, учитывающий кривизну витков; [т]к = 750 МПа - допускаемое
напряжение кручения в витках пружины.
Расчетное значение диаметра d проволоки округляют по ряду
нормальных линейных размеров R20.
3. Средний диаметр пружины, мм,
D0=cd.
4. Осадка одного витка пружины под действием расчетной на-
грузки, мм,
h Gd4 ’
где G = 8 • 104 МПа - модуль упругости второго рода для стали.
КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ 87
S
Ча* /
ч Fp >
5. Необходимое число рабочих витков пружины (определяется
при условии, что при выключении сцепления максимальное уси-
лие, создаваемое пружиной, Fmax = 1,2FP)
п = —
fi
где S - отвод нажимного диска при выключении сцепления, мм.
S = 2..,3 мм - для однодисковых сцеплений (меньшее значение
для сцеплений с жесткими в осевом направлении ведомыми дис-
ками, большее значение - с податливыми дисками). S = 4 мм - для
двухдисковых сцеплений.
6. Полное число витков пружины
=п + (1,5...2).
7. Жесткость пружины, Н/мм,
FP Gd4
с —---—--------
пр fin Mfr
8. Высота пружины в рабочем состоянии (при включенном
сцеплении)
Н2 = (d+d)n + S,
где 5 = 1. ..2 мм - зазор между витками пружины при выключен-
ном сцеплении.
9. Высота пружины в свободном состоянии
H0=H2+f2n.
88
Глава 2. СЦЕПЛЕНИЕ
Рис. 2.6. Составные витые цилиндрические пружины
При разработке конструкции места установки витых цилинд-
рических пружин в сцеплении следует учитывать действие на них
центробежных сил. Для предохранения пружин от нагрева уста-
навливают теплоизоляционные шайбы.
Составные витые цилиндрические пружины (рис. 2.6) с на-
вивкой в противоположные стороны находят применение при ог-
раниченных габаритах конструкции. Методика их расчета исходит
из условий их одинаковой жесткости спр, равенства индексов с
пружин и радиального зазора между витками А = 0,5- d2).
При этом расчетная сила на наружную пружину (см. рис. 2.6)
F с2
р -_____грс
П с2 + (с-2)2
Здесь Fp - расчетная сила на две составные цилиндрические
пружины (определяется по выражению (2.15) при условии, что
нпр - число комплектов составных пружин).
КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ 89
Тогда расчетная сила на внутреннюю пружину
Fpz =Fp~ Fp\ •
По силе FPl производится расчет наружной пружины, затем
устанавливают для внутренней пружины средний диаметр Do2 и
диаметр d2 проволоки из соотношений:
Z>o2 — Dol 2 ; d2 — Do2 I с .
Далее по силе FP2 определяют остальные параметры внут-
ренней пружины.
Тарельчатые пружины получили широкое распространение
в конструкциях современных сцеплений. Их главными достоинст-
вами является нелинейность характеристики и независимость на-
жимного усилия от частоты вращения вала двигателя. Следова-
тельно, сцепление с тарельчатыми пружинами можно применять
на высокооборотных двигателях. Тарельчатые пружины бывают
неразрезными (рис. 2.7, а) и разрезными (рис. 2.7, б и в).
Для расчета тарельчатых пружин можно пользоваться мето-
дикой, предложенной В.И. Чунихиным (МГТУ "МАМИ"), кото-
рый принял, что расчетное усилие Q сжатия дисков сцепления
равно усилию Q2 в начале эксплуатации и усилию Qx в конце
эксплуатации при суммарной величине износа А накладок (см.
рис. 2.7, г). Расчет тарельчатой пружины выполняют в следующей
последовательности.
1. Из конструктивных условий задают размеры D,dvtd\ пру-
жины в мм (см. рис. 2.7, а, б и в).
2. Находят опорные диаметры пружины
£>о=0,98£>; Jo=l,01J; </10 =1,01</,.
3. Определяют толщину пружины 5 из уравнения:
А2
§8+-=т36
бы2
-I—
21 Зи
6
I б2-к
A к2 0
— о = 0,
Зи J 2
(2-16)
so
о
Рис. 2.7. Расчетные схемы
и характеристика упругости
пружины:
а - неразрезной; б и в - разрезной;
г - характеристика упругости
Глава 2. СЦЕПЛЕНИЕ
КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ 91
где Д - суммарный допустимый износ фрикционных накладок
сцепления, мм (см. рис. 2.7, г); и = 1.
Коэффициент к находят по формуле
2пЕт2 \пт0
где Q - расчетное усилие сжатия дисков сцепления, Н; ц - коэф-
фициент Пуассона (ц = 0,3 для пружинных сталей);
Е- 2,1 105 МПа - модуль упругости первого рода; то - коэффи-
циент (т0= Do/d0- для неразрезных тарельчатых пружин (см.
рис. 2.7, a); mo-Do/d- для разрезных тарельчатых пружин (см.
рис. 2.7, б).
Уравнение (2.16) является трансцендентным и решается мето-
дом итераций.
Обычно толщина тарельчатой пружины 5 = 2...5 мм.
4. Определяют высоту неразрезанной части конуса
h = yl2b2+rf/(9u2),
начальную осадку
Х2 =uh + А/3
и осадку пружины при выключенном сцеплении (рис. 2.7,г)
Х3 Х2 "I- S.
5. Проверяют пружину на прочность по изгибу при Х = Х2 и
а 4ЕХ
(1~H2)uD2
т-1
, к\т-1-1пт 5
h------------+ -
2и) (w-l)lnw 2
(2.17)
<[сг] = <уг,
где т = D/d.
92
Глава 2. СЦЕПЛЕНИЕ
2.5. Механические характеристики пружинных сталей
Сталь Температура закалки, °C Температура отпуска, °C Предел прочности <зв , МПа Предел текуче- сти сгг, МПа
65 840 480 980 785
70 830 480 1030 830
85 820 480 1150 1000
55ГС 820 480 ИЗО 980
65Г 830 480 980 785
55С2 820 460 1275 1175
60С2А 860 460 1570 1370
60С2ХА 870 420 1765 1570
60С2ХФА 850 410 1860 1665
50ХГФА 840 520 1275 1175
50ХВА 850 520 1275 1175
50ХФА 850 520 1275 1175
Значение предела текучести сгг для пружинных сталей при-
ведено в табл. 2.5.
6. Строят характеристику упругости пружины по формуле
4.Е5Х
(1-р2)М2Р2
( V
л т°
6lwo-b
lnw0
1 'I s;2
h----h--------+ 5
u)\ 2u)
(2.18)
При расчете тарельчатой пружины по методике В.И. Чунихи-
на получается, что Х2 > h. В результате пружина в начале
эксплуатации сцепления имеет обратный прогиб.
Расчет пружины можно выполнить и другим методом.
В существующих конструкциях тарельчатых пружин имеют
место следующие соотношения (см. рис. 2.7): D>2,5d};
КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ 93
£> = (l,15...1,5)d; /г = (1,6...2,2) 5; £> = (75...100)5; а = 1O...150; чис-
ло лепестков от 8 до 20.
Выбрав размеры пружины в указанных пределах, по выраже-
нию (2.18) строят ее характеристику упругости (см. рис. 2.7, г).
Если полученная характеристика упругости пружины обеспе-
чивает получение расчетного усилия сжатия дисков Q, то далее
по выражению (2.17) ее проверяют на прочность по изгибу при
осадке А. — А. — А.^ *
Для расчета выжимного подшипника и определения его осе-
вого перемещения необходимо знать силу Fn (см. рис. 2.7, в), при-
кладываемую к лепесткам пружины со стороны подшипника при
выключении сцепления, и перемещение лепестков пружины.
При прямой установке разрезной тарельчатой пружины (уси-
лие на нажимной диск передается по наружному диаметру нераз-
резанной части конуса (рис. 2.8, а)) для обеспечения отвода на-
жимного диска на величину S концы лепестков пружины должны
переместиться на величину Sn (см. рис. 2.7, в). Перемещение кон-
ца лепестков на величину Sn состоит из перемещения Sm, вы-
званного изменением угла наклона а сплошного конуса пружины,
и деформации изгиба Sn2 лепестков разрезанной части конуса:
$п = + $П2
Экспериментально установлено, что величиной деформации
лепестков Sn2 пружины можно пренебречь. Тогда Sn ® Sm.
Таким образом, при прямой установке разрезной тарельчатой
пружины из рис. 2.7, в
(2.19)
где Dc ® d + (Z> - d)/5 - геометрическое место точек, относитель-
но которых происходит поворот поперечного сечения неразрезан-
ной части конуса пружины.
94
Глава 2. СЦЕПЛЕНИЕ
а) б)
Рис. 2.8. Сцепление с разрезной тарельчатой пружиной:
а - прямая установка пружины; б - обратная установка пружины;
1 - разрезная тарельчатая пружина; 2 - нажимной диск; 3 - кожух;
4 - выжимной подшипник; 5 - маховик двигателя; 6 - ведомый
фрикционный диск
При этом усилие
Fn=Q2-^-_ (2.20)
Здесь за расчетное усилие Q сжатия дисков принимается
большее из значений Q2 и Q3 по характеристике упругости пру-
жины (см. рис. 2.7, г).
КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ 95
При обратной установке разрезной тарельчатой пружины уси-
лие на нажимной диск передается по внутреннему диаметру не-
разрезанной части конуса (рис. 2.8, б):
S №Sn,=S^^-', Fn=Q^^~. (2.21)
п 771 D-d П D-dx V
Из анализа выражений (2.19)-(2.21) следует, что при обратной
установке разрезной тарельчатой пружины уменьшается усилие
Fn на выжимной подшипник при выключении сцепления и уве-
личивается его ход Sn по сравнению с прямой установкой пру-
жины.
Сцепления с обратной установкой разрезной тарельчатой
пружины (рис. 2.8, б) имеют ряд серьезных преимуществ по срав-
нению с прямой установкой аналогичной пружины (рис. 2.8, а):
- на 17...40 % меньше усилие на педали управления;
- меньше масса и выше жесткость кожуха;
- лучше охлаждение деталей, так как кожух сцепления более
открытый.
При сравнении между собой однодисковых сцеплений с раз-
личными типами нажимных пружин по количеству используемых
деталей установлено, что сцепление с винтовыми цилиндричес-
кими пружинами состоит в среднем из 125 деталей, с разрезной
тарельчатой пружиной при прямой установке - из 25 деталей, а
при обратной установке - из 20 деталей. Таким образом, сцепле-
ния с обратной установкой разрезной тарельчатой пружины наи-
более перспективны для применения в трансмиссиях тракторов.
Отжимные рычаги предназначены для включения и выклю-
чения сцепления. Их конструкция должна обеспечивать мини-
мальное трение в шарнирах, высокую жесткость и необходимое
передаточное число. Отжимные рычаги изготовляют из сталей или
ковкого чугуна и рассчитывают на изгиб. Наиболее часто для из-
готовления рычагов применяют сталь 10 или 15.
96
Глава 2. СЦЕПЛЕНИЕ
Рис. 2.9. Расчетная схема
отжимного рычага
Напряжение изгиба для произ-
вольного сечения рычага
(рис. 2.9)
jV7 = gmax/Z^
“ W. eZW
ь р
где Z - число отжимных рычагов;
бшах _ максимальная сила нажим-
ных пружин при выключенном
сцеплении (£?тах = 1,2(9 - для сцеп-
лений с витыми цилиндрическими
пружинами; (9тах равно большему
из значений Q2 или Q3 - для сцеплений с неразрезной тарельча-
той пружиной), Н; N - сила, действующая на внутренний конец
рычагов при выключенном сцеплении, Н;/и е - плечи рычага, мм;
/ - расстояние до опасного сечения, мм; и W - момент сопро-
тивления изгибу опасного сечения соответственно всех рычагов и
одного рычага, мм3; [ст]и - допускаемое напряжение изгиба, МПа.
Для рычагов, выполненных из стали, допускаемое напряжение
изгиба [о]„ =140... 160МПа, для рычагов из ковкого чугуна -
[о]„ =60...80 МПа.
Для снижения интенсивности изнашивания внутреннего кон-
ца отжимного рычага, контактирующего с выжимным подшипни-
ком при выключении сцепления, применяют кольцевые подпят-
ники.
Радикальное решение, существенно снижающее износ внут-
реннего кольца отжимного рычага, - исключение зазора между
рычагом и выжимным подшипником. В результате подшипник при
включенном сцеплении поджат к отжимным рычагам с усилием
200...250 Н и постоянно вращается вместе с ними.
ОСОБЕННОСТИ РАСЧЕТА ФРИКЦИОННЫХ СЦЕПЛЕНИЙ 97
Кожух сцепления изготовляют холодной штамповкой из ста-
ли 08, 10 или 20 толщиной 3...5 мм и центрируют относительно
маховика двигателя с помощью центрирующих штифтов, буртиков
или болтов. Форма и размеры кожуха зависят от конструкции сце-
пления и должны обеспечивать достаточную его жесткость. Для
обеспечения хорошей вентиляции и охлаждения деталей сцепле-
ния в кожухе выполняют вырезы и окна.
2.6. ОСОБЕННОСТИ РАСЧЕТА ФРИКЦИОННЫХ
СЦЕПЛЕНИЙ С ГИДРАВЛИЧЕСКИМ НАЖАТИЕМ
Такие сцепления работают в среде масла. При этом на по-
верхностях трения ведомых дисков выполняют канавки для пода-
чи масла в зону трения и удаления его излишков (рис. 2.10).
Наибольшее распространение получили канавки спиральные,
радиальные и спирально-радиальные (рис. 2.11). В существующих
конструкциях сцеплений общая площадь канавок составляет
20...60 % общего контура накладки. Подача масла на поверхность
трения осуществляется через отверстия, выполненные в ведомом
барабане сцепления.
При спиральных канавках (см. рис. 2.11, а) затрудняется дви-
жение масла под действием центробежных сил в радиальном на-
правлении. Такие канавки обеспечивают высокий коэффициент
трения, но ухудшают отвод теплоты с поверхности трения пото-
ком масла. В результате повышается интенсивность изнашивания
дисков.
Радиальные канавки (рис. 2.11, б) обеспечивают свободный
проход масла и, следовательно, хороший отвод теплоты с поверх-
ности трения. Износостойкость поверхностей трения высокая. Од-
нако в результате эффекта расклинивающего действия потока мас-
ла, движущегося от центра к периферии диска, радиальные канав-
ки обеспечивают существенное снижение коэффициента трения.
Поэтому для создания необходимого момента трения требуются
значительные усилия сжатия дисков сцепления.
98
Глава 2. СЦЕПЛЕНИЕ
Рис. 2.10. Формы канавок на поверхностях трения:
а - радиальные; б - типа "квадрат"; в - "бриллиантовые";
г - наклонные; д - отверстия; е — спиральные; ж - спирально-
радиальные; з - тангенциальные; и - дифференциальные;
к - концентрические; л - без канавок
В современных конструкциях сцеплений широкое распро-
странение получили диски со спирально-радиальными канавками
(рис. 2.11, в). При использовании дисков с такими канавками по-
вышается коэффициент трения, хорошо отводится теплота и
уменьшается интенсивность изнашивания дисков, так как сокра-
щается путь движения масла от внутреннего края диска к внешне-
му вследствие наличия небольшого участка спирали, заключенно-
го между радиальными канавками. Еще лучшими показателями
обладают диски с канавками типа "квадрат" (см. рис. 2.10, б).
ОСОБЕННОСТИ РАСЧЕТА ФРИКЦИОННЫХ СЦЕПЛЕНИЙ 99
Рис. 2.11. Фрикционные диски с канавками
на поверхности трения из порошкового материала:
а - спиральными; б - радиальными; в - спирально-радиальными:
1 - коэффициент трения; 2 - износостойкость; 3 - отвод теплоты
Основным преимуществом сцеплений, работающих в масле,
по сравнению с сухими является более высокая долговечность
вследствие значительно меньшей интенсивности изнашивания на-
кладок ведомых дисков.
Применение смазывания пар трения сцепления уменьшает их
коэффициент трения до 0,07...0,1 вместо 0,23...0,27 у сухих сцеп-
лений, но при этом позволяет почти в 10 раз увеличить давление
на них. В результате получается надежная и компактная конструк-
ция сцепления.
100
Глава 2. СЦЕПЛЕНИЕ
Рис. 2.12. Расчетная схема сцепления
с гидравлическим нажатием
Давление на поверхностях трения сцепления, работающего в
масле,
Р =------~[р]>
2л/?с6(1-Хк)
где Q - сила сжатия дисков сцепления, Н; Rc - радиус располо-
жения равнодействующей сил трения, м; b - ширина поверхности
трения, м; - коэффициент, учитывающий долю поверхности
трения занимаемую канавками (Хк = 0,2...0,25 - для дисков с ра-
диальными канавками; = 0,35...0,4 - для дисков со спирально-
радиальными канавками и канавками типа "квадрат");
[р] = (2,5...3,0)-106 Па - допускаемое давление на поверхности
трения.
В современных тракторах широкое распространение получили
многодисковые непостоянно замкнутые сцепления с гидравличес-
ким нажимным устройством. Такие конструкции применяются в
коробках передач для обеспечения переключения передач, вклю-
чения ВОМ и, в последние годы, на мощных промышленных трак-
ОСОБЕННОСТИ РАСЧЕТА ФРИКЦИОННЫХ СЦЕПЛЕНИЙ 101
торах в качестве главного сцепления и многодисковых фрикцион-
ных муфт механизма поворота гусеничных тракторов.
Расчетная схема такого сцепления приведена на рис. 2.12.
Силу давления масла в цилиндре, необходимую для создания
заданного нажимного усилия Q, определяют из условия равнове-
сия поршня при включенном сцеплении:
Q = Pcm-Pnp + P4, (2.22)
где Q - сила сжатия дисков сцепления; Рст - сила статического
давления масла на поршень; Рпр - сила сжатия отжимных пружин
при включенном сцеплении; Рц - центробежная сила, развиваемая
маслом, заключенным в поршневой полости и вращающимся вме-
сте с корпусом сцепления.
Необходимое значение Q определяют по выражению (2.2).
При этом принимают:
D1lDx=RzlRx=\,'l.AA-, р = 1,2...1,8; / = 0,07... 0,1.
Сила статического давления масла на поршень
Р(:т ~ Рст ’
где рст - статическое давление масла в системе (в сцеплениях
тракторов рст = (0,5...1,5)-106 Па; более высокое давление затруд-
няет уплотнение поршня, которое обычно выполняют в виде пру-
жинных металлических колец либо колец из маслостойкой рези-
ны); Ап - площадь поршня, м2.
Центробежную силу Рц, действующую со стороны масла на
поршень, можно найти следующим образом.
На масло, находящееся во вращающемся корпусе сцепления
(см. рис. 2.12), действует центробежное давление р, которое яв-
ляется центробежной силой, действующей на столбик масла с ос-
102
Глава 2. СЦЕПЛЕНИЕ
нованием, равным единице площади (1 мм2 или 1 м2), и высотой,
равной (R - Ro) . Здесь Ro - внутренний радиус подвода жидкости
в поршневую полость сцепления, м; R - текущий радиус, м.
Так как масса столбика масла (см. рис. 2.12)
m = -(R-R0),
g
а средний радиус вращения центра масс выделенного столбика
масла
Rcp=(R +Ro)/2,
то центробежное давление
Рч =m(a2Rcp. (2.23)
Здесь у - удельный вес масла ( у = 9000 н/м3); g - ускорение
свободного падения, м/с2; <» - угловая скорость вращения корпуса
сцепления, рад/с.
Подставив в выражение (2.23) т и Rcp , получим
р =1^-(R2-R2o). (2.24)
2g
Тогда центробежная сила, действующая на поршень,
г fR R2 -R2
Рц= \PtfdAn = Г yG)2—-^2nRdR =
J jRm 2g
Ап
= ^-[R* - R*H - 2R2(R2 - R2„)].
4g
Здесь RH и ReH - соответственно наружный и внутренний ра-
диусы поршня (см. рис. 2.12), м.
ОСОБЕННОСТИ РАСЧЕТА ФРИКЦИОННЫХ СЦЕПЛЕНИЙ 103
— 1 11 1 ’ ......- 1 111
Уравнение (2.22) можно представить в виде
Pcm=PcmAn=Q + Pnp-P4-
Тогда статическое давление масла в системе, необходимое для
создания заданного нажимного усилия Q,
Pcm=(Q + Pnp-P4)/An-
Центробежная сила Рц постоянно действует на поршень во
включенном и выключенном состояниях сцепления. Поэтому для
обеспечения чистоты выключения сцепления усилие Рпр, разви-
ваемое отжимными пружинами, должно преодолеть силу трения в
направляющих дисков и центробежную силу Рц.
В применяемых сцеплениях Р =1...6кН . С учетом сил тре-
ния в направляющих дисков и возможности их "залипания" силу
Р„р отжимных пружин можно принять равной
Рпр =РЧ +(800... 1000), Н.
Фрикционные сцепления с гидравлическим нажатием получи-
ли самое широкое распространение в коробках передач. При пере-
ключении передач отжимные пружины (см. рис. 2.12) при выклю-
чении сцепления должны быстро вытеснять масло из поршневой
полости. Однако при ограниченных габаритах конструкции сцеп-
ления размещение в его корпусе мощных отжимных пружин вы-
зывает затруднения. Поэтому принимают различные меры по сни-
жению усилия Рпр отжимных пружин.
Наиболее перспективное направление по снижению усилия
Р„р оснащение конструкции сцепления сливными (понижающими
Давление) отверстиями. Для этого в корпусе сцепления делают
104
Глава 2. СЦЕПЛЕНИЕ
Рис. 2.13. Расчетная схема шарикового клапана
три-четыре отверстия диаметром 1...2 мм, которые постоянно со-
общают поршневую полость с картером коробки передач. Недос-
татком такого способа понижения давления является постоянная
утечка масла, что требует повышенной производительности насо-
са. При выключении сцепления масло через сливные отверстия
выбрасывается из поршневой полости и центробежная сила Рц
перестает противодействовать перемещению поршня. Другой не-
достаток данного способа замедленный процесс выключения сце-
пления из-за небольшого размера сливных отверстий.
Поэтому в современных конструкциях сцеплений с гидравли-
ческим нажатием для ускорения процесса их выключения, не повы-
шая усилия Р отжимных пружин и производительности питающе-
го насоса, поршневую полость с картером коробки передач соединя-
ют отверстиями большего диаметра, которые открываются только в
момент выключения сцепления. Это осуществляется с помощью
специальных клапанов.
ОСОБЕННОСТИ РАСЧЕТА ФРИКЦИОННЫХ СЦЕПЛЕНИЙ 105
Наибольшее распространение получил центробежный шари-
ковый клапан опорожнения поршневой полости сцепления. Рас-
четная схема этого клапана показана на рис. 2.13.
При вращении корпуса сцепления на шарик клапана действует
центробежная сила Р, которая стремится отжать его от центра к
периферии и открыть дренажное отверстие.
Сила Р давления масла на шарик препятствует этому.
Клапан рассчитывают таким образом, чтобы при отсутствии
статического давления жидкости (рст=0) преобладающим ока-
зался бы опрокидывающий момент Р а относительно точки А, а
при наличии давления жидкости (рст >0) - стабилизирующий
момент РЬ.
Центробежная сила, действующая на шарик,
Рцш = m(a2Rul,
где т - масса шарика, кг; со - угловая скорость вращения корпуса
сцепления, рад/с; Rw - расстояние от оси вала до центра
шарика, м.
Сила, действующая на шарик со стороны масла,
d2 _ п2
Р = (Рст + Рц ) ПЬ2 = (Рст + у® 2 -^)ЛГ2 COS2 -,
2g 2
где гш - радиус шарика, м.
Запишем условие равновесия шарика в седле клапана (см.
рис. 2.13).
Рцш а = Р^3 •
Шарик должен закрывать дренажное отверстие при рст > 0.
Условие работы клапана для данного случая представляются нера-
венством
Рцш а<РЬ.
(2-25)
106
Глава 2. СЦЕПЛЕНИЕ
При отсутствии статического давления рабочей жидкости
(рст=0) шарик должен открывать дренажное отверстие. Тогда
условие работы клапана запишется в виде
Рцша>РЬ.
(2.26)
После подстановки в выражения (2.25) и (2.26) значений Р
и Р с учетом конкретных величин а и b окончательно условие
работы клапана запишется в виде
2п • “
то Яшзт- ^2
---------
2 3 О' Я
л г; cos — 6
ш 2
(2.27)
Выбор параметров клапана по выражению (2.27) производит-
ся при максимальной угловой скорости со вращения корпуса сце-
пления.
Для обеспечения граничного трения и интенсивного отвода
теплоты маслом через канавки, выполненные на поверхностях
трения дисков, необходимо принудительно прогонять в единицу
времени определенное количество масла. Оно зависит от частоты
и длительности буксования сцепления, формы и размеров канавок,
а также от общей площади поверхностей трения.
До настоящего времени нет единого мнения о необходимой
величине удельного расхода q масла через поверхности трения
сцепления.
Для сцеплений с гидравлическим нажатием тракторных коро-
бок передач при числе включений в час Z = 20...30 рекомендуется
q = 2,1-10~4...4-10~4 м3/(м2-с), для сцеплений и тормозов быстро-
ходных гусеничных машин ? = 710Л.30 10^ м3/(м2 с).
ОСОБЕННОСТИ РАСЧЕТА ФРИКЦИОННЫХ СЦЕПЛЕНИЙ 107
Рис. 2.14. Расчетная схема центробежного питания
пар трения сцепления маслом
Общий расход масла QM будет зависеть от общей номиналь-
ной (без учета площади канавок) площади поверхности пар
трения сцепления:
QM=qA^ =qiAa =2itRcbqi , м3/с. (2.28)
Это количество масла к поверхностям трения сцепления мо-
жет быть подведено под действием центробежной силы через ра-
диальные отверстия, выполненные во внутреннем барабане (рис.
2.14).
Суммарную площадь Ао этих отверстий находят из уравне-
ния расхода жидкости
&=Ho4j2g^,
V Y
(2.29)
108
Глава 2. СЦЕПЛЕНИЕ
где цо = 0,6...0,7 - коэффициент расхода при истечении масла че-
рез короткие круглые отверстия (/ < 3 d, где Ind- длина и диа-
метр отверстия); рм - давление масла, Па.
Давление рм определяется центробежной силой, действую-
щей на столбик масла с основанием, равным единице площади
(1 мм2), и высотой h = Rn2 -Rni (см. рис. 2.14). Тогда из выражения
(2-24)
__ уО _ р2 \
Рм о \^п2 &п\)
2g
или из выражения (2.23)
=тсо2Яф
hy (
g ЧзО>
Здесь Rcp - (Rn2 +Rni)/2 - средний радиус столбика жидкости
высотой h (см. рис. 2.14), м; п - частота вращения внутреннего ба-
рабана сцепления, соответствующая частоте вращения вала двига-
теля на номинальном режиме, мин'1.
Приравнивая правые части выражений (2.28) и (2.29) и решая
их относительно Ао, получим
_ 2nRcbqi
Задаваясь количеством отверстий Zo во внутреннем барабане
сцепления, определим диаметр одного отверстия
\Zon
ОСОБЕННОСТИ РАСЧЕТА ФРИКЦИОННЫХ СЦЕПЛЕНИЙ 109
Расчетное значение диаметра d0 отверстия гарантирует необ-
ходимый удельный расход q масла через поверхности трения сце-
пления для обеспечения граничного трения и необходимый отвод
теплоты маслом через канавки, выполненные на поверхностях
трения дисков.
В настоящее время широкое распространение начинают полу-
чать фрикционные сцепления с гидравлическим нажатием с при-
нудительным жидкостным охлаждением дисков. В этих конструк-
циях подача масла на поверхности трения осуществляется прину-
дительно с помощью насоса. При этом в зависимости от режима
работы сцепления подачу масла можно регулировать. Такие кон-
струкции могут обеспечивать длительное буксование сцепления
без потери его работоспособности.
Глава 3
КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ С НЕПОДВИЖНЫМИ
ОСЯМИ ВАЛОВ
3.1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О КОРОБКАХ ПЕРЕДАЧ
Коробка передач (КП) предназначена для изменения общего
передаточного числа трансмиссии, что обеспечивает:
- получение необходимой величины крутящего момента на
ведущих колесах трактора при неизменном крутящем моменте
двигателя;
- получение различных скоростей движения трактора вперед
при наиболее рациональной загрузке двигателя;
- движение трактора задним ходом и длительную его стоянку
при работающем двигателе вхолостую или при приводе стацио-
нарных агрегатов от ВОМ.
По способу изменения передаточного числа КП подразделяют
на бесступенчатые, ступенчатые и комбинированные.
Бесступенчатые КП позволяют в определенном диапазоне пе-
редаточных чисел иметь любое его значение, что позволяет МТА
работать в наиболее благоприятном режиме.
Ступенчатые КП позволяют в заданном диапазоне передаточ-
ных чисел иметь определенное число постоянных их значений,
выбранных исходя из наиболее производительной и экономичной
работы МТА на каждой из них.
Комбинированные КП применяют в тех случаях, когда необ-
ходимо бесступенчатое регулирование передаточных чисел, но их
заданный диапазон выше возможностей обычных бесступенчатых
КП. В этом случае применяют комбинацию двух КП: ступенчатая
с небольшим числом передач охватывает весь диапазон переда-
точных чисел, а в полученных интервалах работа МТА обеспечи-
вается бесступенчатой КП.
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О КОРОБКАХ ПЕРЕДАЧ
111
КП по способу преобразования крутящего момента классифи-
цируют на механические, гидравлические, электрические и
комбинированные.
Бесступенчатые КП по этому признаку подразделяют на ме-
ханические, гидравлические, электрические и комбинированные.
Ступенчатая КП по этому признаку является механической, в
которой преобразование крутящего момента происходит в шесте-
ренной передаче с ограниченным числом возможных их сочета-
ний.
В зависимости от способа управления КП бывают с ручным
управлением, полуавтоматические и автоматические.
При ручном управлении все операции по изменению переда-
точного числа КП производятся за счет мускульной энергии трак-
ториста.
При полуавтоматическом управлении часть операций по
управлению КП производится с использованием других источни-
ков энергии, что значительно упрощает и облегчает труд тракто-
риста.
При автоматическом управлении все операции по выбору оп-
тимального передаточного числа КП производятся автоматически,
без участия тракториста.
Кроме общих, предъявляемых ко всем механизмам требова-
ний (минимальная собственная масса, простота и надежность конст-
рукции, невысокая стоимость), КП должна обеспе-
чивать:
- достаточный диапазон передаточных чисел для производи-
тельной работы трактора в заданном интервале тяговых усилий;
- возможность выбора передаточных чисел для наиболее про-
изводительной и экономичной работы МТА при оптимальной за-
грузке его двигателя;
- высокий КПД;
- быстроту и легкость переключения передач.
Конструкция КП во многом определяется назначением трак-
тора, его тяговым классом, характером эксплуатационных нагру-
зок и показателями агрегатируемых машин-орудий.
112 Глава 3. КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ С НЕПОДВИЖНЫМИ ОСЯМИ
В настоящее время на большинстве сельскохозяйственных и
ряде промышленных тракторов, особенно в малых и средних тяго-
вых классах, преимущественное применение получили ступенча-
тые КП.
В большинстве промышленных тракторов применяют комби-
нированные гидромеханические передачи, где наряду с гидро-
трансформаторами обязательно имеются ступенчатые диапазон-
ные КП. Гидрообъемные и электрические трансмиссии, в которых
практически не используются диапазонные КП, применяют в
весьма ограниченных количествах, причем последние - только в
особо мощных промышленных тракторах. Бесступенчатые меха-
нические КП в тракторах практически не применяют ввиду недос-
таточной их надежности.
Таким образом, в современном тракторостроении ступенча-
тые КП, как основные, так и диапазонные продолжают занимать
доминирующее положение.
Ступенчатые КП классифицируют:
- по способу образования шестеренной передачи;
- по способу зацепления шестерен;
- по методу переключения передач;
- по способу управления;
- по расположению валов КП относительно продольной оси
трактора;
- по конструктивной компоновке;
- по кинематической схеме.
По способу образования шестеренной
передачи КП бывают с неподвижными осями валов, с вра-
щающимися осями (планетарные) и комбинированные.
По способу зацепления шестерен КП бы-
вают с подвижными шестернями (каретками) и с шестернями по-
стоянного зацепления. Принципиальные схемы элементов зацеп-
ления шестерен в нейтральном положении приведены на рис. 3.1.
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О КОРОБКАХ ПЕРЕДАЧ
113
Рис. 3.1. Принципиальные схемы элементов
зацепления шестерен в КП
На рис. 3.1, а включение передачи производится продольным
перемещением каретки 2 (в данном случае двухвенцовой, для об-
разования двух различных передач) по шлицам вала 1 до полного
ее зацепления с одной из шестерен 4, неподвижно закрепленных
на параллельном валу 3.
На рис. 3.1, б, в и г показаны три варианта блокировки сво-
бодно вращающихся шестерен постоянного зацепления с валом
Для включения передачи.
На рис. 3.1, б включение передачи производится продольным
перемещением зубчатой муфты 3, установленной на зубчатом вен-
114 Глава 3. КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ С НЕПОДВИЖНЫМИ ОСЯМИ
це 4 вала 1, до полного ввода ее в зацепление с аналогичными вен-
цами на ступицах свободно вращающихся шестерен 2 или 5.
На рис. 3.1, в включение передачи производится с помощью
синхронизатора. Принцип работы синхронизатора заключается в
том, что его зубчатая муфта 6 вала 1 может входить в зацепление с
зубчатыми венцами ступиц свободно вращающихся шестерен 2
или 7 только после предварительного выравнивания их угловых
скоростей с валом муфты. Это достигается посредством сил тре-
ния в контакте конусных поверхностей ступиц и прижимного
кольца 3, имеющего упругую связь с поводковым устройством 4
муфты 6. После чего при дальнейшем приложении осевого усилия
к поводковому устройству 4 преодолевается сопротивление пру-
жинных фиксаторов 5 и последующее включение передачи про-
исходит легко и безударно.
На рис. 3.1, г включение передачи происходит с помощью
многодисковых фрикционных муфт Mi и Л/2 (чаще всего с гидрав-
лическим нажимным механизмом), общий наружный барабан 3
которых соединен с валом 7, а их внутренние барабаны закрепле-
ны на ступицах блокируемых свободно вращающихся шестерен 2
и 4.
В планетарных КП применят только шестерни постоянного
зацепления. Здесь переключение передач осуществляется тормо-
зами и многодисковыми фрикционными муфтами.
По методу переключения передач КП под-
разделяют на переключаемые с остановкой трактора (с разрывом
потока мощности) и без его остановки (без разрыва потока мощно-
сти или с кратковременным разрывом, не прекращающим враще-
ние валов). В первом случае включение передачи осуществляется
только при неподвижных валах и последующем разгоне МТА с
места на любой передаче. Такие КП обычно выполняют с каретка-
ми (рис. 3.1, а) или с зубчатыми муфтами (рис. 3.1, б). Во втором
случае КП выполняют с синхронизаторами (рис. 3.1, в) или много-
дисковыми фрикционными муфтами (рис. 3.1, г) или планетарно-
го типа, где передачи переключаются тормозами и фрикционными
муфтами.
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О КОРОБКАХ ПЕРЕДАЧ
115
По способу управления КП бывают с механичес-
ким, гидравлическим и электромагнитным механизмами пере-
ключения передач. Если в КП переключение передач производится
с остановкой трактора или без его остановки, но синхронизатора-
ми, то обычно применяется управляемая вручную механическая
рычажная система с тягами, перемещающими каретку или зубча-
тую муфту.
Два других способа управления применяются, как уже отме-
чалось, в КП с переключением передач на ходу посредством мно-
годисковых фрикционных муфт с дистанционным управлением.
Если в КП применены оба метода переключения передач, то, как
правило, переключение диапазонов производится механической
рычажной системой, а переключение передач внутри диапазона -
фрикционными муфтами.
В настоящее время наметилась тенденция к применению на
тракторах составных КП, где переключение диапазонов и передач
осуществляется фрикционными муфтами.
По расположению валов относительно
продольной оси трактора КП подразделяются на КП
с продольными и поперечными валами. Последние чаще всего
применяются на колесных тракторах малых тяговых классов 0,6 и
0,9, что позволяет уменьшить их продольную базу, увеличив тем
самым их маневренность, и упростить центральную передачу их
трансмиссий, заменяя коническую пару шестерен на цилиндриче-
скую.
По конструктивной компоновке различают
КП, выполненные в виде самостоятельного агрегата (модуля) или
в общем корпусе заднего моста. Последняя компоновка характерна
для КП с поперечными валами.
По кинематической схеме КП подразделяют на
Двухвальные, трехвальные, составные и специальные. Термины
Двух- и трехвальные КП относят только к способу получения пе-
редач рабочего диапазона. Для получения передач других диапа-
зонов и заднего хода в этих КП обычно имеются дополнительные
валы и шестерни. Входной и выходной валы этих КП обычно на-
зывают первичным и вторичным.
116 Глава 3. КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ С НЕПОДВИЖНЫМИ ОСЯМИ
В двухвальной КП поток мощности с первичного на
вторичный вал передается только через одну пару шестерен, в
трехвальной - через две пары шестерен, что приводит к
снижению КПД передачи.
Составные КП представляют собой комбинации двух-
вальных, трехвальных и планетарных КП, которые соединяют по-
следовательно для увеличения общего передаточного числа и чис-
ла передач.
Специальные КП имеют кинематические схемы, от-
личые от рассмотренных. К ним относят и разнообразные схемы
планетарных КП.
3.2. ВЫБОР ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ
КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
Проектирование КП можно разделить на два этапа: определе-
ние передаточных чисел, обеспечивающих заданные тяговые и
экономические показатели трактора; определение режимов нагру-
жения, расчет и конструирование основных узлов и деталей.
Расчет КП выполняется в следующей последовательности.
1. На основании технических и эксплуатационных требований
к трактору, а также с учетом возможностей производства выбира-
ют тип КП и ее кинематическую схему.
2. На основании тягового расчета определяют общие переда-
точные числа трансмиссии трактора на рабочих передачах, а с уче-
том заданных в техническом задании скоростей движения - пере-
даточные числа трансмиссии на остальных передачах.
3. Распределяют передаточные числа трансмиссии по агрега-
там трактора.
4. Находят передаточные числа КП на всех передачах.
5. Устанавливают расчетные режимы и определяют основные
размеры деталей КП, одновременно производя компоновку и увяз-
ку размеров.
Тяговый расчет трактора проводят методом, изложенным в
дисциплине "Теория трактора". Однако при уточнении передаточ-
ВЫБОР ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ 117
ных чисел необходимо иметь в виду, что у современных много-
ступенчатых КП структура ряда передаточных чисел существенно
не влияет на показатели работы трактора, так как эти коробки по
своим возможностям приближаются к бесступенчатым. Поэтому
при уточнении передаточных чисел в КП следует в первую оче-
редь стремиться к обеспечению получения скоростей, необходи-
мых для выполнения МТА технологических операций.
Современные КП обеспечивают получение от 5 до 36 и более
передач переднего хода. Все передачи подразделяются на четыре
диапазона, характерные для назначения трактора: рабочий, ре-
зервный, транспортный и технологический.
Рабочий диапазон служит для выполнения основ-
ных сельскохозяйственных или других работ, требующих высоких
значений силы тяги на крюке трактора при допустимом буксова-
нии его движителей и эксплуатационной загрузке двигателя, близ-
кой к номинальной. При выборе передаточных чисел рабочего
диапазона исходной является расчетная скорость, при которой
трактор развивает номинальное тяговое усилие. Рабочие скорости
современных сельскохозяйственных тракторов составляют 1,9...
4,2 м/с (7... 15 км/ч). Число рабочих передач на современных трак-
торах равно 3-7 и зависит от типа и назначения трактора. Переда-
точные числа внутри рабочего диапазона разбивают по геометри-
ческой прогрессии в соответствии с рекомендациями дисциплины
"Теория трактора".
Резервный диапазон (не более двух передач) слу-
жит для получения повышенных тяговых усилий - примерно на
20...25 % больше, чем на рабочем диапазоне. Он необходим для
преодоления больших тяговых сопротивлений в экстремальных
условиях эксплуатации МТА.
Транспортный диапазон имеет передачи, позво-
ляющие двигаться трактору по шоссейным и грунтовым дорогам
со скоростями, превышающими максимальную рабочую скорость.
Транспортная скорость современных гусеничных тракторов не
превышает 5,6 м/с (20 км/ч) и близка к высшей рабочей скорости.
Поэтому гусеничные тракторы имеют обычно только одну транс-
портную передачу. Транспортные скорости современных колес-
118 Глава 3. КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ С НЕПОДВИЖНЫМИ ОСЯМИ
ных тракторов, как правило, не превышают 8,3...9,7 м/с (30...
35 км/ч). Таким образом, у максимальная транспортная скорость
колесных тракторов примерно в 2 раза превышает скорость на
высшей рабочей передаче. Поэтому у колесных тракторов приме-
няют, как правило, две транспортные передачи. При этом проме-
жуточная транспортная передача обеспечивает скорость движения
трактора около 5,6 м/с (20 км/ч).
Анализ тенденций развития мирового тракторостроения пока-
зывает, что в ближайшие годы транспортные скорости гусеничных
тракторов возрастут до 7...8,3 м/с (25...30 км/ч), а колесных - до
11,1 ...13,9 м/с (40...50 км/ч), что потребует иметь в КП в зависи-
мости от назначения трактора 1-6 транспортных передач с разбив-
кой передаточных чисел по геометрической прогрессии.
В последние годы появились колесные тракторы, максималь-
ная транспортная скорость движения которых составляет 22,2...
25 м/с (80...90км/ч).
Технологический диапазон необходим для вы-
полнения работ, требующих стабильных небольших технологичес-
ких скоростей движения МТА, особенно в сельскохозяйственном
производстве и для тракторов трубоукладчиков. Так, в соответст-
вии с требованиями сельскохозяйственного производства техноло-
гические скорости трактора составляют 0,056... 1,0 м/с (0,2...
3,6 км/ч). Число передач в этом диапазоне в современных универ-
сальных тракторах наибольшее - достигает 12-16.
Количество передач заднего хода обычно одна-две, но встре-
чается и большее их число, вплоть до полностью реверсивных КП,
когда число передач вперед и назад одинаковое.
В промышленных тракторах-бульдозерах желательно иметь
КП с полным реверсом. При этом для повышения производитель-
ности МТА скорости заднего хода должны примерно 1,25 раза
превышать скорости переднего хода.
Общее передаточное число трансмиссии итр является произ-
ведением передаточных чисел механизмов, из которых она сос-
тоит.
КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ КП
119
При этом у колесного трактора передаточное число трансмис-
сии составит
W тр ~ икп икон ’
у гусеничного
^тр ~ ^кп иц U мп ^кон ‘
Здесь икп, иц, имп и икон - передаточное число соответствен-
но КП, центральной передачи, механизма поворота гусеничного
трактора и конечной передачи.
По аналогии с существующими тракторами или по конструк-
тивным соображениям выбирают передаточные числа центральной
и конечной передачи, которые обычно составляют иц = 2...7(12);
wTO„=4...7.
Для уменьшения габаритов КП необходимо выбирать иц и
икон возможно большими.
В гусеничном тракторе в зависимости от типа механизма по-
ворота необходимо учитывать его передаточное число имп .
Зная передаточные числа центральной иц и конечной икон пе-
редач и передаточное число механизма поворота имп гусеничного
трактора, находят передаточные числа КП на всех передачах. Сле-
дует помнить, что некоторые передачи в КП могут быть повы-
шающими.
3.3. КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ
КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
Зубчатые передачи. Габаритные размеры, металлоемкость и
срок службы трансмиссии трактора в значительной степени зави-
сят от параметров зубчатых передач. Передачи с параллельными
валами осуществляются цилиндрическими зубчатыми колесами,
с пересекающимися валами - коническими зубчатыми колесами, а
с перекрещивающимися валами - гипоидными передачами.
120 Глава 3. КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ С НЕПОДВИЖНЫМИ ОСЯМИ
В тракторных трансмиссиях для изготовления зубчатых колес
применяют, в основном, малоуглеродистые легированные стали
марок 20Х, 12ХНЗА, 18ХГТ, 20ХНЗА и другие, подвергаемые це-
ментации. После цементации и термической обработки твердость
поверхности зубьев составляет 56...63 HRC при глубине слоя це-
ментации 0,8... 1,5 мм. Применяют также и среднеуглеродистые
легированные стали 35ХГТ, 45Х, 45ХН и другие, которые после
закалки ТВЧ обеспечивают твердость поверхности зубьев HRC
53...58.
Форма и размеры зубчатых колес определяются кинематиче-
ской схемой КП, способом изготовления, а также силами, дейст-
вующими в зацеплении колес.
Термической обработке подвергают и ступицы колес с целью
повышения долговечности их шлиц.
Цилиндрические зубчатые колеса применяют как с прямым,
так и с косым зубом. Более перспективны косозубые цилиндричес-
кие колеса, так как при одинаковых размерах с прямозубыми они
обладают большей несущей способностью и меньшей шумностью.
Однако они дополнительно нагружают опоры валов осевой силой.
Поэтому в случае применения косозубых цилиндрических зубча-
тых колес в КП стремятся по возможности уравновесить осевые
силы в зацеплениях рядом расположенных зубчатых колес.
Конические зубчатые колеса применяют только с круговым
зубом и в большинстве случаев с нулевым средним углом наклона
зуба.
Конические гипоидные передачи на тракторах применяют
редко.
Расчет цилиндрических зубчатых передач. При расчете
зубчатых передач принято зубчатое колесо меньшего диаметра
называть шестерней, а большего диаметра - колесом. В дальней-
шем условимся все принятые обозначения с индексом "1" отно-
сить к шестерне, а с индексом "2" - к колесу.
В основу расчета положен ГОСТ 21354-87 "Передачи зубча-
тые цилиндрические эвольвентные внешнего зацепления. Расчет
на прочность".
КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ КП
121
Поскольку в тракторах применяют зубчатые колеса только с
поверхностным упрочнением зубьев, то их работоспособность ли-
митируется напряжениями изгиба у ножки зуба.
Поэтому в проектном расчете цилиндрической
зубчатой передачи определяют модуль из условия ограничения
напряжений изгиба у ножки зуба, мм,
MlKFVYF
т - Кт з--,
(3.1)
где Кт -14 - для прямозубых колес; Кт = 11,2...12,5 - для косозу-
бых колес; Мх - расчетный момент на шестерне, Н м; - коэф-
фициент неравномерности распределения нагрузки по длине кон-
тактной линии; Yf - коэффициент формы зуба; ^-коэффициент
ширины зуба; Z,- число зубьев у шестерни (Zj>Zmin, где
Zmjn -17 - минимальное число зубьев у шестерни, нарезанной без
смещения инструмента, и Zmin =12...14- со смещением инстру-
мента); [o]F - допускаемое напряжение изгиба, МПа.
Vd =bw/dwx =0,15...0,35 (большее значение рекомендуется
для более нагруженных передач), где bw - ширина колеса, мм;
dwx - начальный диаметр шестерни, мм.
Допускаемое напряжение изгиба
~ [ct]fo К fl >
где [o]F0 - допускаемое напряжение изгиба при базовом числе
Циклов (для среднеуглеродистых легированных сталей
[о]F0 =340...400 МПа ; для малоуглеродистых легированных ста-
лей [o]F0 = 530...610 МПа); KFL - коэффициент долговечности.
Коэффициент долговечности
^FL ~ ^blFo/NFE ,
122 Глава 3. КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ С НЕПОДВИЖНЫМИ ОСЯМИ
где NF0 =1107- базовое число циклов; NFE - эквивалентное чис-
ло циклов нагружения зуба колеса или шестерни за весь период
эксплуатации.
Как было отмечено в главе 1, в качестве расчетной величины
Мх принимается меньший из двух моментов (номинальный кру-
тящий момент двигателя или предельный момент по сцеплению
движителя с опорной поверхностью, приведенные к шестерне).
В результате расчетный момент Мх на шестерне превышает сред-
ние значения моментов, действующих на нее в эксплуатации. По-
этому при расчете зубчатых передач принимают, что шестерня
нагружена моментом Мх, но при эквивалентном числе циклов на-
гружения, которое для шестерни и колеса определяют соответст-
венно из выражений:
^FE\ ni Lhi(М/ / ^max ) > FE2 = ^FEl /U ’
/=1
где n3- число зацеплений одной стороной зуба шестерни за один
оборот; и, - частота вращения шестерни на г-й передаче в КП, мин-1;
Lhi- время работы шестерни под нагрузкой за весь период экс-
плуатации на г-й передаче в КП, ч; и - передаточное число переда-
чи; j- число передач, на которых работает зубчатая пара;
Мх - расчетный момент на шестерне на г-й передаче в КП, Н-м;
Л/тах _ максимальный расчетный момент на шестерне, Н-м.
Задаваясь сроком службы передачи Lh = 10000 ч, определяют
ее продолжительность работы Lhi на всех учитываемых при рас-
чете передачах (см. табл. 3.1).
Коэффициент долговечности KFL может принимать значения
1 < KFL < 1,63. Однако при заданном сроке службы передачи
Lh = 10000ч для всех возможных в эксплуатации режимов нагру-
жения KFL = 1.
КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ КП 123
3.1. Распределение времени (%) работы трактора
на рабочих передачах
Трактор Число рабочих скоро- стей в коробке передач Рабочая передача
I II III IV V
Гусеничный 3 25 65 10 — —
4 20 40 30 10 —
5 15 30 30 15 10
Колесный 3 15 70 15 — —
4 10 30 45 15 —
5 10 30 30 20 10
Коэффициент формы зуба YF для колес с наружным зацепле-
нием с углом профиля а = 20° определяют по рис. 3.2, а для колес
с внутреннем зацеплением - по формуле
Для прямозубых передач принимаютZV=Z, а для косозу-
бых - Zv= z/cos3p^ , где Z - число зубьев шестерни и колеса;
₽^=15...30° — угол наклона зуба.
124 Глава 3. КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ С НЕПОДВИЖНЫМИ ОСЯМИ
В трансмиссиях тракторов применяют зубчатые колеса как со
стандартным углом профиля а = 20°, так и с увеличенными -
а = 22° и а = 24°. Увеличенный угол профиля делается с целью
повышения изгибной прочности зуба за счет исключения подреза-
ния его ножки (при Zmin =15 рекомендуется а = 22°, а при
Zmin = 12...14 - а = 24° ). С увеличением угла а с 20 до 25° допус-
каемая нагрузка на передачу возрастает всего на 20 %.
Поэтому для зубчатых колес с увеличенными углами профиля
а коэффициенты YF формы зуба с достаточной для инженерных
расчетов точностью можно определять по рис. 3.2.
КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ КП
125
Коэффициент Kj^ определяют по рис. 3.3. Для цилиндричес-
ких колес центральной передачи, выполненной в отдельном кор-
пусе, Крр определяют по рис. 3.4.
Расчетное значение модуля т по выражению (3.1) округляют
до стандартного (табл. 3.2) и далее определяют геометрические
размеры зубчатых колес.
3.2. Стандартные модули т, мм
1 ряд 1,5 2 2,5 3 4 5 6 8 10 12
2 ряд 1,75 2,25 2,75 3,5 4,5 5,5 7 9 11 14
После этого выполняют поверочные расчеты зубчатой пере-
дачи на сопротивление усталости и статическую прочность по
контактным и изгибным напряжениям.
Расчет на сопротивление усталости по
контактным напряжениям выполняют по выраже-
нию
= 12270^-^ ----< [о]н , (3.2)
апо напряжениям изгиба -по выражению
oF=^yFyp<[cr]F, (3.3)
где [о]я - допускаемое контактное напряжение, МПа; ZH и Z&-
коэффициент, учитывающий соответственно форму рабочих по-
верхностей и суммарную длину контактных линий; Кн и KF -
коэффициент нагрузки при расчете передачи на сопротивление
усталости соответственно по контактным и изгибным напряжени-
ям; Ft - окружная сила в зацеплении, Н; Ft = 2000 М, / dwx; Ур -
коэффициент, учитывающий изменение плеча действия нагрузки
по линии контакта косозубого колеса; знак "+" в выражении (3.2)
Для передач внешнего зацепления и знак - внутреннего.
Рис. 3.3. Коэффициенты неравномерности распределения нагрузки по длине
контактных линий
Глава 3. КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ С НЕПОДВИЖНЫМИ ОСЯМИ
КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ КП
127
Рис. 3.4. Коэффициент неравномерности распределения
нагрузки по длине контактных линий для центральной передачи,
выполненной в отдельном корпусе
Поверочный расчет на сопротивление контактной выносливо-
сти по выражению (3.2) проводят по шестерне.
Проверку на изгибную выносливость по выражению (3.3) ве-
дут для более слабого элемента, для которого величина [n]F/yF
меньше.
Коэффициент ZH, учитывающий форму рабочих поверхно-
стей, определяют по рис. 3.5.
128 Глава 3. КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ С НЕПОДВИЖНЫМИ ОСЯМИ
Рис. 3.5. Коэффициент ZH, учитывающий форму
рабочих поверхностей
Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных
линий, для прямозубых колес
Z.=J(4-ea)/3,
для косозубых колес
^=1/7^-
КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ КП
129
1,85
1,8
1,15
1,1
1,65
1,6
4OTIIIII Ill-Ill»
f6t8 2022»2S283032»3638 Zf
б)
Рис. 3.6. Коэффициент £а в зависимости от числа зубьев Zi
шестерни, передаточного числа и и смещения и х2:
а - при %! = х2 = 0; б- при jq = х2 = 0,5
а)
Коэффициент торцевого перекрытия для колес без смещения
определяют по рис. 3.6,а или по выражению
s
а
1,88-3,2
Z2>
cos Рцл,
где знак "+" для передач внешнего и - для внутреннего зацеп-
ления.
Для колес со смещением £а определяется по формулам, при-
веденным в дисциплине "Теория механизмов и машин". В транс-
миссиях тракторов зубчатые колеса имеют коэффициент смещения
исходного контура -0,3<х<0,6. Для колес, нарезанных с поло-
жительным смещением, величину еа можно определить по рис. 3,6
методом экстраполяции.
130 Глава 3. КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ С НЕПОДВИЖНЫМИ ОСЯМИ
Рис. 3.7. Коэффициент КНа
Коэффициент нагрузки в поверочном расчете на сопротивле-
ние усталости по контактным напряжениям
&Н = & На &н, K-hv ’
а по напряжениям изгиба
Кр = К Fa ^Г|3 &FV •
Здесь коэффициенты неравномерности распределения нагруз-
ки по длине контактной линии и Кн$ определяют по рис. 3.3.
Для цилиндрических колес центральной передачи, выполненной в
отдельном корпусе, и Кн$ определяют по рис. 3.4.
Коэффициенты распределения нагрузки между зубьями для
прямозубых колес KFa = КНа = 1.
Для косозубых колес КНа определяют по рис. 3.7 в зависимо-
сти от окружной скорости V в зацеплении и степени точности п по
контакту. В тракторах применяют зубчатые колеса со степенью
КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ КП
131
точности по контакту 7 < п < 9. При < 1 KFa = 1, а при ер > 1
_4 + (еа-1)(И-5)
Fa= 4sa ’
где Ер - коэффициент осевого перекрытия, определяемый по вы-
ражению
Ор -
71W
Коэффициент динамической нагрузки KHV определяют по
табл. 3.3.
Для косозубых колес KFV = 2KHV -1, для прямозубых -
= &HV •
3.3. Коэффициент динамической нагрузки КИу
Степень точно- сти Переда- ча Коэффициент KHV при скорости V, м/с
1 2 4 6 8 10
7 прямо- зубая 1,03 1,05 1,09 1,14 1,19 1,24
косо- зубая 1,00 1,01 1,02 1,03 1,03 1,04
8 прямо- зубая 1,03 1,06 1,10 1,16 1,22 1,26
косо- зубая 1,01 1,01 1,02 1,03 1,04 1,05
9 прямо- зубая 1,04 1,07 1,13 1,21 1,26 1,32
косо- зубая 1,01 1,01 1,02 1,03 1,04 1,05
132 Глава 3. КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ С НЕПОДВИЖНЫМИ ОСЯМИ
Допускаемое контактное напряжение
[сг]я = [о]яо KHL,
где [о]яо _ допускаемое контактное напряжение при базовом чис-
ле циклов ([а]яо =910... 1050 МПа - для среднеуглеродистых ле-
гированных сталей; [сг]яо =1080... 1200 МПа - для малоуглеродис-
тых легированных сталей); KHL - коэффициент долговечности.
&HL = у/^Но/^НЕ\ ’
где NH()= 1,2-108 - базовое число циклов; NHEl- эквивалентное
число циклов нагружения зуба шестерни за весь период эксплуа-
тации:
nhei = Ып3^П1 .
i=i
Коэффициент долговечности KHL может принимать значения
1<КНЬ<1,8.
Проверка на контактную и изгибную
статическую прочность ведется по наибольшему
кратковременно действующему моменту по формулам:
(3.4)
V ^1
^=aF^<[a]Fcm, (3.5)
A/j
где [ег]Яст и [п]Гст - допускаемое статическое контактное и из-
гибное напряжения; Мтк - максимальный кратковременно дейст-
вующий момент; [ег]Яст = 2200 МПа ; [<y]Fcm =1500 МПа.
КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ КП
133
Принимают Мпик/Мх = 0, где 0 - коэффициент запаса фрик-
ционного сцепления. В случае отсутствия в трансмиссии трактора
сцепления принимают Мпик/Мх =1,5. ..1,8.
Расчет конических зубчатых передач с круговым зубом вы-
полняют так же, как и цилиндрических. В проектном
расчете определяют средний окружной модуль из условия ог-
раничения напряжений изгиба у ножки зуба:
где
(2-X'ee)sin5I
Здесь Кве -bw/Re =0,25...0,3- коэффициент ширины зуба,
где Re - внешнее конусное расстояние; 5,- угол делительного
конуса шестерни.
При межосевом угле Е = 90° передаточное число передачи
w = /g32 = ctg^\ = Z2 Mi >
где §2 - угол делительного конуса колеса.
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по
Длине контактной линии = 0,95/^, где КНр = < 1,4.
Здесь - коэффициент неравномерности распределения на-
грузки по длине контактной линии для эквивалентной цилиндри-
ческой прямозубой передачи (для конических колес КП определя-
ют по рис. 3.3, а для конических колес центральной передачи, ус-
тановленной в отдельном корпусе, - по рис. 3.4).
134 Глава 3. КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ С НЕПОДВИЖНЫМИ ОСЯМИ
Коэффициент Yf формы зуба определяют по рис. 3.2 в зави-
симости от биэквивалентного числа зубьев
Zy =_____Z—
cos3Pmcos5
и смещения х. Здесь Рт - средний угол наклона зубьев.
По величине расчетного среднего окружного модуля т1т оп-
ределяют геометрию зубчатых колес, и после этого выполняют
поверочные расчеты на сопротивление усталости и статическую
прочность по контактным и изгибным напряжениям.
Поверочные расчеты на сопротивление
усталости по контактным и изгибным на-
пряжениям выполняют по формулам:
27700 | М, Кн и2 r , F.Kf v r n
=---------J—-г-— Мн; °F =-------—— Yf < [crip
(i-0,5Kee)\vHd3e2Kee NFmtmbw
где de2 - внешний делительный диаметр колеса;
vH = 0,81 + 0,15и ; vF = 0,65 +0,1 lw.
Коэффициент динамической нагрузки KFV определяют по
формулам, приведенным в табл. 3.4, a KHV по выражению
£яг=0,5(£рИ+1).
3.4. Коэффициент динамической нагрузки KFV
Степень точности 7 8 9
&FV 71 + 0,18^ 71 + 0,11^ 71+0,157^
КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ КП
135
При определении KFV средняя скорость в зацеплении опреде-
ляется по формуле
где Cv =1100 и Су =1470 - соответственно для среднеуглероди-
стых и малоуглеродистых легированных сталей.
Допускаемые напряжения [с]я и [с]к устанавливают так же,
как и для передач с цилиндрическими колесами.
Проверка передачи на контактную и
изгибную статическую прочность выполняется
по формулам (3.4) и (3.5).
Валы. Правильно подобранные размеры и материал валов во
многом определяют надежность зубчатых колес и подшипников.
Форма вала и нагрузки, которые он воспринимает, зависит от ки-
нематической схемы КП.
В зависимости от конструкции валов для их изготовления ис-
пользуют различные материалы. Если валы не имеют зубчатых
колес, выполненных с ними как одно целое, то применяют углеро-
дистые стали 40, 45 и др. Если же вал выполняют за одно целое с
зубчатым колесом, то материал вала определяется материалом
зубчатого колеса.
Валы тракторных КП рассчитывают на прочность, сопротив-
ление усталости и жесткость.
Одним из основных требований, предъявляемых к валам, яв-
ляется жесткость. При недостаточной жесткости деформация вала
вызывает нарушение зацепления и быстрый выход из строя зубча-
тых колес, а также разрушение подшипников.
При проектировании валов исходными данными служат раз-
меры и расположение сопрягаемых деталей и действующие на-
грузки (крутящий момент и силы в зацеплении зубчатых колес).
Проектный расчет вала выполняют на кручение
по пониженным допускаемым напряжения кручения (для учета
напряжений изгиба).
136 Глава 3. КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ С НЕПОДВИЖНЫМИ ОСЯМИ
Диаметр вала, мм,
где С = 4,6...5,8 - для тихоходных валов; С = 5,8...6,5 - для проме-
жуточных валов; С = 6,5...7,1 - для быстроходных валов; Мк~
расчетный крутящий момент, Н м.
Полученный диаметр вала округляют по ряду нормальных
линейных размеров и относят к наименьшему сечению вала, пере-
дающему крутящий момент Мк.
Проектный расчет оси. Расчет оси является част-
ным случаем расчета вала при Мк = 0. Диаметр оси в сечении, где
она подвергается действию максимального изгибающего момента
Ми,
. J
а=з-----— ,
1|0Д[а]„
где d в мм; Ми в Н-мм; [сг]и =60...90 МПа- допускаемое напря-
жение изгиба.
Далее выполняют эскизное конструирование вала или оси по
методике, изложенной в дисциплине "Детали машин и основы
конструирования".
Поверочные расчеты валов выполняют на прочность, сопро-
тивление усталости и жесткость. Прежде чем приступить к пове-
рочному расчету вала, необходимо определить реакции в его опо-
рах и построить эпюры крутящих и суммарных изгибающих мо-
ментов.
Поверочный расчет вала на статичес-
кую прочность. Здесь определяют запас прочности по
пределу текучести
пт =
ПаТ ПхТ
^паТ +пхТ
>[и]г ,
КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ КП
137
где паТ и пхТ - запас прочности по пределу текучести соответст-
венно при нормальных и касательных напряжениях; [и] т = 1,3...2 -
требуемый запас прочности по пределу текучести.
Запасы прочности по пределу текучести определяют из выра-
жений:
ПаТ = ®т1(5т.а » ПтТ = Tr/Tmax ’
где ог и тг - предел текучести материала вала соответственно
при нормальных и касательных напряжениях; сттах и ттах - мак-
симальные соответственно нормальное и касательное напряжения
в опасном сечении вала.
Здесь аи и тк - номинальное напряжение соответственно
изгиба и кручения в опасном сечении вала; Мтк/Мк = 0, где 0 -
коэффициент запаса фрикционного сцепления. В случае отсутст-
вия в трансмиссии трактора сцепления принимают
Кик/Мк=1,5...1,8.
Номинальные напряжения изгиба и кручения:
где Ми и Мк - изгибающий и крутящий моменты в опасном се-
чении вала; W и Wp - момент сопротивления изгибу и полярный
момент сечения вала.
Поверочный расчет вала на сопротив-
ление усталости. Здесь определяют запас прочности по
пределу выносливости
п =
ад,
138 Глава 3. КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ С НЕПОДВИЖНЫМИ ОСЯМИ
где па и пх - запас прочности по пределу выносливости
соответственно при нормальных и касательных напряжениях;
[и] = 1,5...2,5- требуемый запас прочности по пределу выносливо-
сти.
Запасы прочности по пределу выносливости определяют из
выражений:
о-i .
где и тч - предел выносливости материала вала соответст-
венно при нормальных и касательных напряжения; KoD и KxD-
коэффициент снижения предела выносливости детали при нор-
мальных и касательных напряжениях; саЭ и таЭ - амплитуда при-
веденных нормальных и касательных напряжений; csm и хт -
средние нормальное и касательное напряжения цикла; и -
коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла
соответственно при нормальных и касательных напряжениях.
Коэффициенты снижения предела выносливости детали
определяют из выражений
aD= +
I J
£tz>= —+ ^F-1K>
К J
где Ka и Kx - коэффициенты концентрации напряжений в детали
соответственно при нормальных и касательных напряжениях (если
в сечении вала несколько концентраторов, то расчет ведут для
большего); ест и ех - масштабный фактор соответственно при
нормальных и касательных напряжениях; KF- технологический
фактор (учитывает шероховатость поверхности); Kv- коэффици-
ент, учитывающий упрочняющую обработку.
КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ КП
139
Все перечисленные коэффициенты берут из справочной лите-
ратуры.
Амплитуда приведенных нормальных напряжений
ааЭ = Кдса, а касательных - тоЭ = Кд ха, где Кд - коэффициент
долговечности; оа = ; ха = хт = 0,5 тк.
Среднее нормальное напряжение цикла = 0.
Коэффициент долговечности
(3.6)
где Nz - суммарное число циклов нагружения вала за время экс-
плуатации Lh= 10000 ч; т -6 при твердости НВ <350; т = 9
при твердости НВ > 350; - коэффициент режима.
Суммарное число циклов нагружения вала за время эксплуа-
тации и коэффициент режима его нагружения определяют из вы-
ражений
Nz = бо£и,- Lhi; pm —--------------------.
'=1
Здесь приняты те же обозначения, что и при расчете зубчатых
передач.
При определении коэффициента долговечности A?dno выра-
жению (3.6) необходимо учитывать ограничение 0,6 < Кд < 1.
В трансмиссиях тракторов при расчете валов в большинстве слу-
чаев /Сд = 1.
Поверочный расчет вала на жесткость.
Целью этого расчета является определение суммарных прогибов
валов и суммарных углов поворота их сечений в местах установки
зубчатых колес и суммарных углов поворота сечений валов в опо-
140 Глава 3. КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ С НЕПОДВИЖНЫМИ ОСЯМИ
Рис. 3.8. Схема вала, нагруженного положительными
сосредоточенной силой F и изгибающим моментом Ми
рах с последующим сравнением полученных значений с допускае-
мыми нормами.
Прогибы и углы поворота вала постоянного сечения, находя-
щегося под действием сосредоточенной силы F и момента Ми
(рис. 3.8), определяют на основе обобщенных уравнений упругой
линии и углов поворота сечения вала.
Уравнение упругой линии
EJy = EJy() + EJ%x + Mu{x-a)2 /2+F(x-b)3 /б. (3.7)
Уравнение углов поворота сечения вала
EJQ = EJ%+Mu{x-a) + F(x-b)2 /2, (3.8)
где J - осевой момент инерции сечения вала; £ = 2,1-105 МПа-
модуль упругости первого рода для стали; х - текущая координата
сечения вала, в котором определяют прогиб у и угол поворота 0;
у0 и 0О - прогиб и угол поворота вала в начале координат при
х = 0.
Уравнение (3.8) получается из уравнения (3.7) дифференциро-
ванием по х.
КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ КП
141
Показанные на рис. 3.8 направления действия силы F и мо-
мента Ми считаются положительными.
В выражениях (3.7) и (3.8) под силой F и моментом Ми сле-
дует понимать все действующие на вал силы и моменты, включая
реакции в опорах с учетом их знака.
Расчет вала на жесткость выполняют в следующей последова-
тельности.
1. Определяют прогибы у и углы поворота 0у сечений вала в
плоскости осей валов.
2. Определяют прогибы z и углы поворота 0г сечений вала в
плоскости, перпендикулярной плоскости осей валов.
3. Вычисляют суммарные углы поворота сечений вала:
Условия достаточной жесткости валов в местах установки
зубчатых колес:
у<0,1 мм; z<0,15мм; 0? < 0,002 рад;
0г < 0,002 рад,
в опорах при установке шарикового радиального или ради-
ально-упорного подшипника:
0s < 0,002 рад ,
при установке роликового или игольчатого подшипника:
02 < 0,0005 рад .
При установке в опоре самоустанавливающегося подшипника
Угол 02 поворота сечения вала в опоре под действием внешних
нагрузок не лимитируется.
142 Глава 3. КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ С НЕПОДВИЖНЫМИ ОСЯМИ
Рис. 3.9. Схема сил и изгибающих моментов,
действующих в пространственной системе координат (а),
в плоскости осей валов (б) и в плоскости, перпендикулярной
плоскости осей валов (в)
КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ КП
143
Рассмотрим методику расчета прогибов и углов поворота се-
чений вала на примере вала КП, представленного на рис. 3.9.
При определении направления окружных сил Ft необходимо
помнить, что окружная сила, действующая на ведомое колесо, все-
гда направлена в сторону его вращения, а на ведущее колесо -
против его вращения.
Изгибающие вал моменты от осевых сил FxX и Fx2 в зацепле-
нии зубчатых колес находят по выражениям
^А/1 “ ^х! ^1Г1 /2 > Mu2 = Лс2 ^2 /2 •
Используя выражения (3.7) и (3.8), запишем универсальные
уравнения упругой линии и углов поворота сечений вала для рас-
четной схемы, представленной на рис. 3.9,6:
EJy = EJy0 + EJQ Ox + R
О
+ Ми\
(х-А)2
2
7 (х-А)3 (х-А)2 (х-А)3.
rl , MU2 J"r2 ' >
6 п 2 6
(3.9)
х2
Ejey=Ejeyo+Ryjl—
, (х-А)2
rl п
^(х-А)-^^#
(3.10)
Для сплошного и полого вала осевой момент инерции сечения
J = nd*„l(A- J = n(d4H-d4BH)/64,
гДе dH и dBH - наружный и внутренний диаметры вала.
144 Глава 3. КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ С НЕПОДВИЖНЫМИ ОСЯМИ
При определении прогибов и углов поворота сечений вала на
участке 0 < х < необходимо использовать члены уравнений, рас-
положенные слева от вертикальной черты с индексом "7"; для уча-
стка < х < /2 - слагаемые до черты с индексом ”1Г, а для участка
12<х<1 - все члены уравнений.
Определим прогиб у0 и угол поворота 0?о сечения вала в ле-
вой опоре. Для этого запишем граничные условия в опорах вала:
у0 = 0 при х = 0 ; у, = 0 при х -1.
Из уравнения (3.9) при х = I получим
Тогда, зная у0 и 0jO, из уравнений (3.9) и (3.10) определим
прогибы и углы поворота сечений в интересующих нас точках
вала:
при х = 1х
/3 /2
= ®уО k + Кул + Кул ’
OJdJ Zjd J
при Х = /2
/,3
*7 > у
ул 6 1
у2=М2+— кул^+м1
EJ 6
-A)2 F (VA)3'
2 rl 6
e,2=^o+^7Ky+^i(/2-A)-^i^v^
EJ 2 2
КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ КП
145
при х-1
1 г I2 (i-i л2
J L L
-Mu2(i-i2)-Fr2^-bL
Аналогично, используя выражения (3.7) и (3.8), запишем уни-
версальные уравнения упругой линии и углов поворота сечений
вала для расчетной схемы, представленной на рис. 3.9,в:
EJz = EJz0+EJQz0x + RZ)l^
6 ; 6
(З.Н)
(x-ZJ2 (x-Z2)2
- Л1 —~— + Л2 —z—
I 2 II 2
х2
Ejez^Ejez0+R^ —
Z ZU ZJl
(3-12)
Здесь при определении прогибов и углов поворота сечений
вала на участке 0 < х < 1Х необходимо использовать члены уравне-
ний, расположенные слева от вертикальной черты с индексом "7";
для участка 1\<х<12 - слагаемые до черты с индексом "1Г, а для
участка 12<х<1 - все члены уравнений.
Найдем прогиб z0 и угол поворота 0zO сечения вала в левой
опоре. Запишем граничные условия в опорах вала (рис. 3.9,в):
z0 = О при х = 0; zz = О при х-1.
Тогда из уравнения (3.11) при х -1 получим
R^~Fa
О
___1
ЕЛ
(/-A)3 (z-z2)3
---7--+ Лг---------
146 Глава 3. КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ С НЕПОДВИЖНЫМИ ОСЯМИ
Зная z0 и Gz0, из уравнений (3.11) и (3.12) определим проги-
бы и углы поворота сечений в интересующих нас точках вала:
при х = 1х
I3 /2
z.=ez0/1+7?ai—, ezl = Оо+2? —-1—;
6EJ 2EJ
при x = l2
Z2 ~ ®z0 T
EJ
I3
R^~Fn
о
при x = l
Далее вычислим суммарные углы поворота сечений вала в
опорах и результаты расчетных перемещений и углов поворота
сечений сравним с допускаемыми нормами.
В плоскостях хОу и xOz (см. рис. 3.9) прогибы и углы пово-
рота сечений вала могут иметь как положительные, так и отрица-
тельные значения. Знаки плюс или минус при значениях прогибов
и углов поворота указывают на направление линейных и угловых
перемещений сечений вала относительно выбранных осей коорди-
нат. При положительном значении прогиба сечение вала смещено
в направлении координатной оси у или z (рис. 3.9). Если угол по-
ворота имеет положительное значение, то сечение вала повернуто
против часовой стрелки, а если отрицательное - по часовой.
Для вала, нагруженного только одной сосредоточенной на-
грузкой, прогибы и углы поворота можно определять по форму-
лам, приведенным в табл. 3.5. При изменении направления дейст-
вия силы в расчетных формулах знак изменяется на противопо-
ложный.
КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ КП
147
3.5. Формулы для определения углов поворота в сечений и
прогибов у двухопорных валов
Схема нагружения
Параметр d e к d . в К
L а JL b t
i If _ H - ** V/
Ои Fab(l + b) 6ЕЛ Fi с/ 6EJ
F ab(l + a) 6EJI Fxcl 3EJ
— Fxc(2l + 3c) 6EJ
9/) Fb(l2-b2-3d2) 6ЕЛ Fxc(3d2-l2) 6ЕЛ
F а(12-а2-Зе2) 6ЕЛ —
0Р F ab(b-a) ЗЕЛ —
yD Fbd(l2-b2-d2) 6ЕЛ Fxcd(l2-d2) 6ЕЛ
Уе F ae(l2 -a2 -e2) 6ЕЛ —
Ур Fa2b2 ЗЕЛ —
Ук — Fxc2(l+c) 3EJ
148 Глава 3. КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ С НЕПОДВИЖНЫМИ ОСЯМИ
Таблицей 3.5 можно пользоваться также для вычисления про-
гибов и углов поворота сечений при действии на вал сразу не-
скольких нагрузок. В этом случае по формулам табл. 3.5 сначала
определяют прогибы и углы поворота сечений при действии на вал
каждой нагрузки в отдельности, а затем проводят их алгебраиче-
ское суммирование.
В результате
1=1 1=1
где у и 0 - прогиб и угол поворота сечения при совместном дейст-
вии на вал всех нагрузок; yi и 0, - прогиб и угол поворота сече-
ния при действии на вал только одной z-й нагрузки; к - число дей-
ствующих на вал нагрузок.
Шлицевые и шпоночные соединения валов рассчитывают
на смятие. Твердость шлицев после термической обработки долж-
на быть 50...60 HRC. При этом допускаемое напряжение смятия
для подвижного шлицевого соединения [ст]^ =25...30МПа, а для
неподвижного [ст]=100... 120МПа. Шлицы могут иметь как
прямобочный, так и эвольвентный профиль.
Подшипники. В трансмиссиях тракторов чаще всего приме-
няют подшипники качения. Исключением являются передачи зад-
него хода и шестерни постоянного зацепления, для которых ино-
гда применяют подшипники скольжения. Наибольшее распростра-
нение получили однорядные шарикоподшипники и реже ролико-
подшипники. Последние применяют в тех случаях, когда шарико-
подшипники не проходят по грузоподъемности или габаритным
размерам.
В случае восприятия опорами валов и осей одновременно с
радиальными и осевых нагрузок применяют радиально-упорные
шарикоподшипники или конические роликоподшипники. Здесь
необходимо отметить, что эти типы подшипников требуют обяза-
тельной регулировки.
КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ КП
149
В конструкциях привода управления сцеплением наряду с ра-
диальными шариковыми с повышенным радиальным зазором
применяют радиально-упорные шарико- и роликоподшипники и
упорные шарикоподшипники.
Игольчатые подшипники служат для восприятия повышенных
радиальных сил при малых частотах вращения и малых радиаль-
ных размерах места для размещения подшипника.
Двухрядные шариковые и роликовые сферические подшипни-
ки устанавливают в условиях значительных перекосов валов (до
2...3°).
Подшипники качения рассчитывают на контактную прочность
и сопротивление усталости рабочих поверхностей на основе фор-
мулы Герц-Беляева.
Расчет подшипников качения при статическом нагруже-
нии. К статическим условиям нагружения подшипника относят
условия, при которых он воспринимает внешнюю нагрузку без
относительного вращения колец или при вращении с частотой не
более 1 мин-1.
В условиях статического нагружения работают подшипники
ступиц зубчатых колес постоянного зацепления вторичного вала
КП большинства автомобилей и в тракторах, где переключение
передач осуществляется с помощью синхронизаторов или фрикци-
онных муфт с гидроподжатием. При работе под нагрузкой тела
качения этих подшипников не вращаются, так как зубчатые колеса
блокируются с валом зубчатой муфтой синхронизатора или
фрикционной муфтой с гидроподжатием. Эти подшипники
вращаются только при работе зубчатых колес вхолостую, не
воспринимая нагрузки.
Работоспособность подшипника при статическом нагружении
оценивают по статической грузоподъемности Со, а при динамиче-
ском - по динамической грузоподъемности С.
Статическая грузоподъемность Со пред-
ставляет собой статическую нагрузку (радиальную для радиаль-
ных и радиально-упорных и осевую для упорных и упорно-
радиальных подшипников), вызывающую в наиболее нагруженной
150 Глава 3. КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ С НЕПОДВИЖНЫМИ ОСЯМИ
3.6. Выражения для расчета статической
грузоподъемности подшипника Сп
Тип подшипника с0,н
Формула для расчета
Шариковые подшипники Радиальные и радиально- упорные 12,26 izD^ cos а
Сферические 3,33 izDw cos а
Упорные и упорно- радиальные 49 zDw sin а
Роликовые подшипники Радиальные, сферические и радиально-упорные 21,57 i z Dypj cos oc
Упорные и упорно- радиальные 98,1 zLm Dosina
зоне контакта общую остаточную деформацию тела качения и ко-
лец, равную 0,0001 диаметра тела качения.
Для стандартных подшипников качения значения Со приве-
дены в справочниках.
Для нестандартных подшипников качения Со можно опреде-
лить в зависимости от типа подшипника по выражениям, пред-
ставленным в табл. 3.6.
Здесь i - число рядов тел качения в подшипнике; z - число тел
качения в одном ряду; Dw, Dm - диаметр соответственно шарика
и ролика (средний диаметр для конического ролика и наибольший
для бочкообразного), мм; а - номинальный угол контакта, равный
углу между линией действия результирующей нагрузки на тело
качения и плоскостью, перпендикулярной оси подшипника; Lm-
фактическая длина контакта ролика с кольцом, имеющим наи-
меньшую протяженность контакта, мм.
КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ КП
151
Работоспособность подшипника при статическом нагружении
обеспечивается при условии
Ро - Q >
где Ро - эквивалентная статическая нагрузка.
Для радиальных и радиально-упорных шариковых и ролико-
вых подшипников в качестве Ро принимают наибольшее значение
из рассчитанных по формулам
Ро = Fr0 + Yq Fa0 и Pq = Fr0 ,
для радиальных роликовых подшипников
Ро = РгО >
для упорных шариковых и роликовых подшипников
Ро=р«о;
для упорно-радиальных шариковых и роликовых подшипни-
ков
P0=2,3Fr0tga + Fa0,
где Fr0 и Fa0 - статическая нагрузка соответственно радиальная и
осевая; Хо и Уо - коэффициенты соответственно радиальной и
осевой статических нагрузок (берут из каталога или по табл. 3.7).
Если в опоре устанавливают два однорядных подшипника
(рис. 3.10), то коэффициенты радиальной Хо и осевой Уо статиче-
ских нагрузок для них определяют по табл. 3.7, но как для двух-
рядных подшипников.
Расчет подшипников качения на сопротивление устало-
сти. Основным показателем сопротивления усталости подшипни-
ков качения является динамическая грузоподъем-
ность С-расчетная нагрузка (радиальная Сг для радиальных и
152 Глава 3. КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ С НЕПОДВИЖНЫМИ ОСЯМИ
3.7. Коэффициенты радиальной Х9 и осевой Ко
статической нагрузки подшипников
Тип подшипников Ло Г)
Шариковые радиальные 0,6 0,5
Однорядные Шариковые лом: радиально-упорные а = 12° а = 18...19° а = 20° а = 25° а = 26° а = 30° а = 35° а = 36° а = 40° с уг- 0,6 0,5 0,5 0,5 0,5 0,5 0,5 0,5 0,5 0,5 0,43 0,42 0,38 0,37 0,33 0,28 0,29 0,26
Шариковые сферические и радиально-упорные роликовые 0,5 0,22 ctga
Двухрядные Шариковые лом: радиально-упорные а = 12° а = 18...19° а = 20° а = 25° а = 26° а = 30° а = 35° а = 36° а = 40° с уг- 1 0,94 0,86 0,84 0,76 0,74 0,66 0,58 0,56 0,52
Сферические и роликовые упорные радиально- 1 0,44 ctga
КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ КП
153
Рис. 3.10. Установка в опоре двух однорядных подшипников:
а - роликовых радиально-упорных; б - шариковых
радиально-упорных
радиально-упорных подшипников и осевая Са для упорных и
упорно-радиальных), которую подшипник может выдержать в те-
чении расчетного срока службы, равного 106 оборотов внутреннего
кольца. Под расчетным сроком службы понимается число оборо-
тов, при котором признаки усталости металла не появляются ме-
нее чем у 90 % подшипников из данной группы, работающих в
одинаковых условиях. Таким образом гарантируется 90%-ная на-
дежность подшипника.
Стандартные подшипники качения подбирают по каталогу на
основании экспериментальных кривых контактной усталости по
динамической грузоподъемности С (при частоте вращения
«>10 мин'1). При и = 1...1О мин-1 расчет ведут по и = 10 мин'1.
Требуемая динамическая грузоподъемность
СГР=РЛР^<С,
где Рпр - приведенная эквивалентная нагрузка на подшипник;
L - количество млн. оборотов подшипника за срок службы Lh;
р = 3 - для шарикоподшипников; р = 3,33 - для роликоподшип-
ников.
154 Глава 3. КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ С НЕПОДВИЖНЫМИ ОСЯМИ
Для радиальных и радиально-упорных подшипников
С = СГ,
а для упорных и упорно-радиальных подшипников
С = Са.
Для стандартных подшипников качения величина С
определяется по каталогу.
При подборе подшипников обычно учитывают время их рабо-
ты на различных передачах, причем в тракторах только на рабо-
чих. Если подшипник работает только на других передачах, то
время его работы на них может быть определено по
табл. 2.4. Распределение времени работы трактора на рабочих пе-
редачах представлено в табл. 3.1.
Подбор подшипников качения выпол-
няют в следующей последовательности.
1. Определяют суммарные реакции в опорах на всех учиты-
ваемых при расчете передачах.
2. Из анализа конструктивной схемы и нагруженности опор
предварительно устанавливают тапоразмер подшипника (жела-
тельно сначала ориентироваться на подшипники легких серий).
3. Для каждого подшипника на всех учитываемых при расчете
передачах находят эквивалентную динамическую нагрузку Pt .
Эквивалентную динамическую нагрузку на подшипник опре-
деляют следующим образом. Для радиальных и радиально-
упорных подшипников
P = (XV Fr+YFa)KBKT,
где X и Y - коэффициенты соответственно радиальной и осевой
нагрузки (определяют по каталогу или табл. 3.8); КБ = 1,3... 1,5 -
коэффициент безопасности; V - коэффициент вращения (7=1-
при вращении внутреннего кольца подшипника; V = 1,2 - при вра-
КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ КП
155
Рис. 3.11. Силы, возникающие в радиально-упорном
подшипнике под действием радиальной нагрузки
щении наружного кольца подшипника); Кт - коэффициент, учи-
тывающий влияние температуры (при /<100 °C Кт= 1);
Fr- радиальная нагрузка на подшипник; Fa- приведенная осевая
сила действующего на подшипник.
Для радиальных шарикоподшипников Fa=Fx, где Fx -
внешняя осевая сила, действующая на подшипник.
В радиально-упорных однорядных шариковых и роликовых
подшипниках под действием радиальной нагрузки Fr возникают
осевые составляющие 5 (см. рис. 3.11).
Для шарикоподшипников
S = eFr\
для роликоподшипников
5 = 0,83eFr,
гДе е - параметр осевого нагружения подшипника (находят по ка-
талогу или табл. 3.8).
3.8. Коэффициенты радиальной X и осевой Y нагрузки
Угол кон- такта Относи- Однорядные подшипники Двухрядные подшипники
Тип под- шипника тельная нагрузка Fa Fg VFr < е Fa VFt - > е Fg VF < e Fg VFr - > e e
а, Q X Y X Y X Y X Y
Шари- ковые ради- альные 0 0,014 0,028 0,056 0,084 0,11 0,17 0,28 0,42 0,56 1 0 0,56 2,30 1,99 1,71 1,55 1,45 1,31 1,15 1,04 1,00 1 0 0,56 2,30 1,99 1,71 1,55 1,45 1,31 1,15 1,04 1,00 0,19 0,22 0,26 0,28 0,30 0,34 0,38 0,42 0,44
Шари- ковые ради- ально- упорные 12 0,014 0,029 0,057 0,086 0,11 0,17 0,29 0,43 0,54 1 0 0,46 1,81 1,62 1,46 1,34 1,22 1,13 1,04 1,01 1,00 1 2,08 1,84 1,69 1,52 1,39 1,30 1,20 1,16 1,16 0,74 2,94 2,63 2,37 2,18 1,98 1,84 1,69 1,64 1,62 0,30 0,34 0,37 0,41 0,45 0,48 0,52 0,54 0,57
56 Глава 3. КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ С НЕПОДВИЖНЫМИ ОСЯМИ
Тип под- шипника Угол контакта а, 0 Относи- тельная нагрузка Fa Q Однорядные подшипники
-^-<е V Fr -^>е VFr
X Y X Y
Шарико- вые ради- ально- упорные 18...20 24...26 30 35; 36 40 - 1 0 0,43 0,41 0,39 0,37 0,35 1,00 0,87 0,76 0,66 0,57
Ролико- вые кони- ческие - - 1 0 0,4 0,4ctga
Ролико- вые упор- но- радиаль- ные - - - - tga 1
Шарико- вые упор- но- радиаль- ные 45 60 75 - - - 0,66 0,92 1,66 1
Продолжение табл. 3.8
Двухрядные подшипники e
VFr -^->е
X Y X Y
1,09 0,70 1,63 0,57
0,92 0,67 1,44 0,68
1 0,78 0,63 1,24 0,80
0,66 0,60 1,07 0,95
0,55 0,57 0,93 1,14
1 0,45 0,67 0,67 1,5tga
ctga ctga
d
ЭД in 0,67 tga 1 l,5tga
1—
1,18 0,59 0,66 1,25
1,90 0,54 0,92 1 2,17
3,89 0,52 1,66 4,63
КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ КП
158 Глава 3. КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ С НЕПОДВИЖНЫМИ ОСЯМИ
Здесь теоретическая опора вала определяется базой а под-
шипника.
Для радиально-упорных роликоподшипников (рис. 3.11)
a_J , e(D + J)
ИЛИ
а = 0,5[Г + 0,5(Z> + <7)]tga.
Для радиально-упорных шарикоподшипников
а = 0,5 [В + 0,5 (D + J)] tga.
Здесь D и d - наружный и внутренний посадочные диаметры
колец подшипника; В - ширина колец шарикоподшипника; Т -
монтажная высота роликового радиально-упорного подшипника.
Для радиально-упорных подшипников приведенная осевая
сила Fa определяется с учетом действия внешней осевой силы Fx
и осевых составляющих S от радиальной нагрузки (рис. 3.12).
Сначала находят алгебраическую сумму всех осевых сил на
подшипник. При этом со знаком "+" берут силы, уменьшающие
зазор в подшипнике, а со знаком - его увеличивающие.
Fri
Fr2
Fx
!
s.
Рис. 3.12. Расчетная схема подшипникового узла
КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ КП
159
Если эта сумма окажется < 0, то приведенная осевая сила Fa
на этот подшипник равна осевой составляющей S от его радиаль-
ной нагрузки Fr.
Если эта сумма > 0, то приведенная осевая сила Fa на этот
подшипник равна алгебраической сумме внешних осевых сил и
осевой составляющей S радиальной нагрузки Fr противоположно-
го подшипника.
Предположим, что для схемы на рис. 3.12 для опоры 2 (на
схеме справа)
У1,-^2 = Fx + xSj - S2 > 0.
Тогда, согласно ранее описанному правилу, приведенная осе-
вая сила Fa2 для опоры 2 определится по выражению
Fa2=Fx+S}.
Для опоры 1 (на схеме слева)
YF^-Fx-Si+S2<Q.
Следовательно, здесь
F^.
Эквивалентную динамическую нагрузку для упорных шарико-
и роликоподшипников найдем по формуле
P = FaKBKT.
Здесь Fa=Fx, где Fx - внешняя осевая сила, действующая
на подшипник.
Для упорно-радиальных подшипников
P = (XFr+YFa)KBKT.
160 Глава 3. КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ С НЕПОДВИЖНЫМИ ОСЯМИ
4. Задаваясь сроком службы подшипника Lh, определяют его
продолжительность работы на всех учитываемых при расчете пе-
редачах Lhi (см. табл. 3.1 и табл. 2.4).
Для подшипников, устанавливаемых в трансмиссии трактора,
принимают Lh= 10 000 ч. Для подшипников ходовой части трак-
тора Lh = 4000 ч.
5. Находят частоту вращения п{ валов на каждой передаче
где - общее передаточное число механизмов на z-й передаче,
расположенных между валом двигателя и соответствующим валом
трансмиссии; пдн - частота вращения вала двигателя на номиналь-
ном режиме.
6. Находят число млн. оборотов вала Ц на каждой передаче за
весь период эксплуатации.
Д =60«(.£Аг/106.
7. Вычисляют срок службы подшипника в млн оборотах
где j - число учитываемых при расчете передач.
8. Определяют коэффициент режима нагружения
где Рх - эквивалентная динамическая нагрузка на подшипник на
первой рабочей передаче или на низшей передаче другого диапа-
зона, учитываемого при расчете.
КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ КП
161
9. Находят приведенную эквивалентную динамическую на-
грузку на подшипник
Рлр = Рх Кн.
Для подшипникового узла, состоящего из двух и более одина-
ковых однорядных подшипников, установленных последовательно
и смонтированных так, что нагрузка на них распределяется равно-
мерно (см. рис. 3.10), динамическая грузоподъемность
для шарикоподшипников
C = i^Cx-
для роликоподшипников
C = ill9Cx.
Здесь i = 2 - число подшипников в опоре; Сх - динамическая
грузоподъемность одного подшипника.
Для указанных подшипников коэффициенты радиальной X и
осевой Y нагрузки определяются по табл. 3.8, но как для двухряд-
ных подшипников.
Для нестандартных подшипников качения динамическую гру-
зоподъемность рассчитывают по формулам, приведенным в
табл. 3.9. Необходимые для расчета значения коэффициента fc
берут из табл. 3.10.
Предельная быстроходность подшип-
ника ограничивается указанной в каталоге предельной частотой
вращения колец ппр. Это наибольшая частота вращения, за преде-
лами которой расчетная долговечность подшипника не гарантиру-
ется. Величина ппр для конкретного подшипника зависит от вида
смазки (консистентная - в каталоге обозначена буквой К или жид-
кая - Ж). Обычно проблемы с подбором подшипников, связанные
с их ограниченной быстроходностью, возникают при проектиро-
вании планетарных коробок передач.
162 Глава 3. КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ С НЕПОДВИЖНЫМИ ОСЯМИ
3.9. Выражения для расчета динамической
грузоподъемноси подшипника С
Тип подшипника &W ( ^Wl )’ мм С,Н
Формула для расчета
Шариковые Радиальные и ра- диально-упорные <25,4 >25,4 /c(z cos a)0,7 z2/3 3,647 fc (i cos a)0’7 z2/3Z>^4
Упорный <25,4 >25,4 /cz2/3^8 3,647 /Cz2/3Z^4
Роликовые Радиальный с ко- роткими цилинд- рическими роли- ками и радиально- упорный Любой /c(z£wcosa)7/9z3/4D^/27
Упорный Любой f r7/9 -M* Jc^Wl Z UWl
С длинными ци- линдрическими роликами без ко- лец Любой 24,5 z213 DmLm
Игольчатые С сепаратором Любой SQz273^^
Без сепаратора Любой 39z2/3DmLm
КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ КП
163
DT cos а
0,01
0,02
0,03
0,04
0,05
0,06
0,07
0,08
0,09
0,10
0,12
0,14
0,16
0,18
0,20
0,22
0,24
3.10. Числовые значения коэффициента fc
Тип подшипника
Шариковый Роликовый
Радиаль- ный одно- рядный, радиально- упорный Ради- альный двух- рядный Сфери- ческий Упор- ный Радиаль- ный и радиаль- но-упор- ый Упор- ный
— — — 36,72 45,74 99,20
— — — 45,21 53,46 108,85
— — — 51,06 58,42 118,49
— — — 55,06 62,28 128,14
46,69 44,23 17,30 59,51 65,03 137,78
49,08 46,49 18,63 62,86 67,79 143,29
51,10 48,41 19,89 65,83 69,44 148,80
52,82 50,04 21,09 68,52 71,65 154,32
54,29 51,43 22,25 70,99 72,75 159,83
55,54 52,62 23,38 73,27 73,85 165,34
57,49 54,46 25,57 77,39 76,06 170,85
58,80 55,71 27,67 81,05 77,16 176,36
59,59 56,46 29,70 84,36 77,71 181,88
59,95 58,79 31,65 87,40 78,26 187,39
59,92 56,77 33,51 90,20 78,26 192,90
59,59 56,45 35,24 92,82 77,71 196,21
58,99 55,88 36,82 95,28 77,16 199,51
164 Глава 3. КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ С НЕПОДВИЖНЫМИ ОСЯМИ
Продолжение табл. 3.10
DT cos а Тип подшипника
Шариковый Роликовый
Радиаль- ный одно- рядный, радиально- упорный Ради- альный двух- рядный Сфери- ческий Упор- ный Радиаль- ный и радиаль- но-упор- ый Упор- ный
0,26 58,16 55,10 38,21 97,59 77,06 202,82
0,28 57,13 54,13 39,38 99,79 74,95 206,12
0,30 55,95 53,01 40,29 101,87 73,85 209,43
0,32 54,63 51,76 40,91 103,82 — —
0,34 53,20 50,40 41,24 105,77 — —
0,36 51,66 48,94 41,26 — — —
0,38 50,05 47,42 40,98 — — —
0,40 48,37 45,82 40,43 — — —
Здесь DT - диаметр тела качения (DT=Dw~ для шарикоподшипни-
ков; DT =DWi - для роликоподшипников); d0 - диаметр окружности,
проходящий через центры тел качения.
Подшипники скольжения - это опоры вращающихся дета-
лей, работающие в условиях скольжения поверхности цапфы по
поверхности подшипника.
По направлению восприятия нагрузок подшипники скольже-
ния разделяют на радиальные, предназначенные для восприятия
радиальных нагрузок, и упорные - для восприятия осевых нагру-
зок. При одновременном действии радиальной и относительно не-
большой осевой нагрузки применяют радиально-упорные под-
шипники скольжения, в которых осевые нагрузки воспринимаются
торцами вкладышей или втулок.
Подшипники скольжения рассчитывают из условия ограниче-
ния давления на рабочей поверхности трения.
КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ КП
165
Для радиального подшипника расчетное давление на поверх-
ности трения
р=77ад’
где Fr - радиальная нагрузка на подшипник; d - диаметр вала или
оси; I - длина втулки; [р] = 4.. .6 МПа - допускаемое давление из
условия невыдавливания смазки. Отношение //d рекомендуется
выбирать в пределах 1,3... 1,7. Толщину втулок принимают равной
3...6 мм.
Для упорного подшипника
Л
где Fa - осевая нагрузка на подшипник; Аа - номинальная торцо-
вая площадь поверхности трения подшипника.
Картер коробки передач при минимальной массе должен об-
ладать высокой жесткостью для исключения перекоса валов и
подшипников при рабочих нагрузках. Форма и размеры картера
зависят от кинематической схемы КП, расположения валов и раз-
меров зубчатых колес. Конструктивно картеры КП разделяют на
разъемные по осям валов и неразъемные. Более высокой жестко-
стью обладают неразъемные картеры.
Картеры КП отливают из серого чугуна СЧ 15 и СЧ18 твердо-
стью 170...230 НВ. Для снижения металлоемкости стенки картера
отливают толщиной 6.. .8 мм.
Конфигурацию картера определяют после выявления разме-
ров зубчатых колес, валов и компоновки КП. При конструирова-
нии картера необходимо обеспечить зазор 5...8 мм между вра-
щающимися деталями и стенками. В противном случае возникают
шум и чрезмерный нагрев КП из-за повышенного гидравлического
сопротивления масла в узком зазоре. Зазор между вершинами
зубьев и днищем КП должен быть не менее 15...20 мм. Ребра же-
сткости следует ориентировать в направлении линии действия
Максимальных усилий на опоры валов.
166 Глава 3. КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ С НЕПОДВИЖНЫМИ ОСЯМИ
В тракторных трансмиссиях иногда картер КП отливают со-
вместно с картером заднего ведущего моста. Моноблочная отливка
создает ряд технологических трудностей при ее изготовлении, так
как деталь получается громоздкой и ее сложнее устанавливать на
станки для механической обработки. В то же время такая конст-
рукция более жесткая, что уменьшает перекосы валов и зубчатых
колес в эксплуатации.
При изготовлении отдельного картера КП его крепят к карте-
ру заднего ведущего моста или картеру сцепления или одновременно
к картеру сцепления и картеру заднего ведущего моста. Центрирова-
ние картера КП относительно другого сопрягаемого с ним картера
осуществляется штифтами или центрирующим буртиком.
В процессе эксплуатации наблюдается изнашивание посадоч-
ных мест подшипников в корпусных деталях, что приводит к пе-
рекашиванию валов, следствием чего является снижение долго-
вечности подшипников, зубчатых колес и самих валов. Интенсив-
ность изнашивания посадочных мест можно уменьшить, используя
для изготовления картеров более прочные марки чугунов. Однако
при этом увеличивается стоимость изделия.
Другой способ, исключающий изнашивание посадочных мест
подшипников в корпусных деталях, - установка подшипников в
промежуточные стаканы, выполненные из более прочного мате-
риала. В результате повышается долговечность деталей и упроща-
ется ремонт КП.
Долговечность трущихся деталей КП в значительной степени
определяется способом смазывания и качеством смазочного мате-
риала. Наибольшее распространение получило смазывание дета-
лей КП разбрызгиванием. В современных конструкциях КП широ-
ко используется принудительное и комбинированное смазывание.
Исследованиями ОАО ПАТИ и тракторных заводов установ-
лено, что надежность агрегатов трактора в значительной мере за-
висит от способа подвода масла к трущимся поверхностям, каче-
ства масла, герметизации картеров и качества фильтрации масла.
Принудительное смазывание примерно в 1,7 раза повышает долго-
вечность зубчатых колес и в 2 раза долговечность подшипников.
МЕХАНИЗМЫ ПЕРЕКЛЮЧЕНИЯ ПЕРЕДАЧ
167
При проектировании КП предусматривают устройства для за-
ливки и контроля уровня масла и возможности слива отработавше-
го масла. Заливные и сливные отверстия необходимо располагать в
наиболее доступных местах. Если заливное отверстие расположе-
но сбоку картера КП, то оно должно быть на уровне масляной
ванны. При этом заливное отверстие можно использовать в каче-
стве контрольного. В противном случае устанавливают специаль-
ные масломерные линейки или контрольные пробки.
Сливные отверстия располагают в самой низкой части карте-
ра, а для более полного удаления продуктов износа предусматри-
вают уклон в сторону сливного отверстия.
3.4. МЕХАНИЗМЫ ПЕРЕКЛЮЧЕНИЯ ПЕРЕДАЧ
В настоящее время применяют четыре способа включения
передач в КП:
- подвижными каретками (рис. 3.1,а);
- зубчатыми муфтами (рис. 3.1,6);
- фрикционными муфтами с гидравлическим сжатием дисков
(рис. 3.1,г);
- синхронизаторами (рис. 3.1,в).
Ограниченное применение подвижных кареток для включения
передач в современных конструкциях КП объясняется следующи-
ми причинами:
- при включении передачи ударная нагрузка приходится на один
или два зуба включаемых зубчатых колес, что приводит к быстрому
износу торцов зубьев, сколу зубьев, а иногда и к поломкам;
- для включения передачи требуется переместить каретку на
всю ширину зуба, что приводит к увеличению длины КП, а следо-
вательно, ее массы;
- здесь возможно применение только прямозубых цилиндри-
ческих зубчатых колес, что приводит к увеличению размеров и
Массы КП.
Применение в КП зубчатых колес постоянного зацепления
привело к применению зубчатых муфт для включения передач. В
этом случае ударная нагрузка при включении передачи распреде-
168 Глава 3. КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ С НЕПОДВИЖНЫМИ ОСЯМИ
ляется между всеми зубьями муфты, что, однако, не снижает шума
при включении передачи и не облегчает процесса включения.
В современных КП для включения передач широко применя-
ют фрикционные муфты с гидравлическим сжатием дисков и син-
хронизаторы. Более перспективно применение в КП фрикционных
муфт с гидравлическим сжатием дисков, методика конструирова-
ния и расчета которых подробно рассмотрена в главе 2.
Синхронизаторы. Синхронизатором называют агрегат меха-
низма управления КП, служащий для бесшумного и безударного
включения передач. Их устанавливают обычно в КП с шестернями
постоянного зацепления и неподвижными осями валов. В основу
действия синхронизатора положен принцип использования сий
трения для выравнивания (синхронизации) угловых скоростей со-
единяемых деталей, образующих передачу.
В большинстве случаев синхронизаторы применяют для
включения высших передач, а низшие и передачи заднего хода
включаются обычными зубчатыми муфтами или каретками. В со-
ставных КП синхронизаторы, как правило, применяют только в
основной диапазонной коробке, а в КП переключения диапа-
зонов - зубчатые муфты или каретки.
К синхронизаторам предъявляют следующие требования:
- высокая эффективность действия, обеспечивающая малое
время синхронизации;
- высокая износостойкость трущихся поверхностей и доста-
точная прочность деталей, воспринимающих нагрузки;
- малые габариты конструкции.
Синхронизаторы классифицируют: по принципу действия -
на простые и инерционные; по конструктивному исполнению - на
конусные и дисковые.
Простые синхронизаторы не препятствуют включению пере-
дачи до полного выравнивания угловых скоростей соединяемых
деталей КП, что обычно сопровождается появлением ударных на-
грузок и шума.
Инерционные синхронизаторы получили наибольшее распро-
странение в КП тракторов, так как имеют устройство блокировки
для безударного и бесшумного включения передачи.
МЕХАНИЗМЫ ПЕРЕКЛЮЧЕНИЯ ПЕРЕДАЧ
169
Конусные и дисковые синхронизаторы отличаются друг от
друга исполнением фрикционного элемента. В современных КП
наибольшее распространение получили конусные синхрони-
заторы.
Инерционный синхронизатор состоит из трех
основных элементов:
выравнивающего - фрикционного устройства, по-
глощающего энергию касательных сил инерции вращающихся
масс;
блокирующего - устройства, препятствующего вклю-
чению зубчатой муфты до полного выравнивания угловых скоро-
стей соединяемых деталей;
включающего - зубчатой муфты, включающей пе-
редачу.
Проанализируем рабочий процесс инерционного синхрониза-
тора, рассмотрев последовательно выравнивание угловых скоро-
стей соединяемых деталей, блокировку включения передачи до
полного выравнивания угловых скоростей соединяемых деталей и
включение передачи.
Расчет выравнивающего элемента синхронизатора. Вы-
равнивание угловых скоростей соединяемых деталей при включе-
нии передачи с помощью синхронизатора (простого и инерцион-
ного) можно проиллюстрировать динамической системой, представлен-
ной на рис. 3.13.
Для выравнивания угловых скоростей соединяемых деталей
необходимо на поверхностях конусов создать момент трения МТ.
Запишем уравнение динамики подсистемы с моментом инер-
ции Jn:
(3-13)
at
Проинтегрируем выражение (3.13).
®i+l tc
Jn |</со - ^MTdt,
<0/ 0
170 Глава 3. КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ С НЕПОДВИЖНЫМИ ОСЯМИ
где tc- время выравнивания угловых скоростей соединяемых де-
талей (время синхронизации).
Рис. 3.13. Динамическая система для расчета синхронизатора:
Jn - суммарный приведенный момент инерции всех деталей,
связанных с включаемой шестерней (ведомый диск сцепления,
шестерни, валы); Jа - момент инерции всех деталей, связанных с валом,
на котором установлен синхронизатор (включая момент инерции
поступательно движущихся частей МТА); соэ - угловая скорость вала
двигателя; со • - угловая скорость ведомого вала на i передаче в КП;
ш;+1 - угловая скорость ведомого вала на (i +1) передаче; Q - усилие,
создаваемое трактористом на муфте синхронизатора при включении
передачи; b - ширина кольца синхронизатора; гс - средний радиус трения
колец; гб - радиус расположения блокирующих элементов
МЕХАНИЗМЫ ПЕРЕКЛЮЧЕНИЯ ПЕРЕДАЧ
171
Принимая момент трения Мт постоянным в течение процесса
синхронизации, получим
MT = Jn^M (3.14)
Здесь со,- - (£>д / м,; со,+1 =а>д! им,
где в)д- угловая скорость вала двигате-
ля (см. рис. 3.13); и wj+i - передаточ-
ное число КП соответственно на z-й
и z+1 передачах.
После подстановки со, и со(+1
в выражение (3.14) получим
Рис. 3.14. Схема сил,
действующих на поверх-
ностях трения колец
синхронизатора
Мт =
(3.15)
Момент трения Мт, создаваемый на конусных поверхностях,
выразим через нормальную силу Fn на поверхностях трения
(рис. 3.14):
MT=Fnfrc, (3.16)
где /-коэффициент трения; гс- средний радиус трения.
Выразим Fn через усилие Q сжатия конусов синхронизатора:
Fn = 0/sin8.
Тогда после подстановки Fn в выражение (3.16) получим
Q f г
MT=^-f. (3.17)
sin о
172 Глава 3. КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ С НЕПОДВИЖНЫМИ ОСЯМИ
Приравнивая правые части выражений (3.15) и (3.17), опреде-
лим необходимое усилие Q, создаваемое трактористом на муфте
синхронизатора:
Мт sin8 _ Jn <od sinSf 1 1
frc frctc tM,+l Uu
Из полученного выражения следует, что усилие Q обратно
пропорционально времени tc синхронизации и плотности ряда
скоростей в КП.
В реальных конструкциях тракторных КП tc =0,5... 1,5с.
Большее значение tc соответствует низшим передачам.
При расчетах синхронизаторов КП тракторов принимают
cod = а>дн, где соди - угловая скорость вала двигателя на номиналь-
ном режиме.
Работа, затрачиваемая на выравнивание угловых скоростей
(на поглощение кинетической энергии вращающихся деталей):
г 1 1 v
4=0,5J„((Oi+1-«>,.)2=0,5J„^----------.
<«/+i «J
Из представленного выражения следует, что работа буксова-
ния синхронизатора не зависит от времени синхронизации tc.
Работоспособность синхронизатора в настоящее время приня-
то оценивать удельной работой буксования
lc= LJ Аа<\1с},
где 1С - удельная работа буксования синхронизатора; Аа - площадь
поверхности трения; [/J - допускаемая удельная работа буксова-
ния синхронизатора.
Для синхронизаторов высших передач [/J = 0,2 МДж/м2, а для
низших передач [/J = 0,3...0,5 МДж/м2.
МЕХАНИЗМЫ ПЕРЕКЛЮЧЕНИЯ ПЕРЕДАЧ
173
Необходимая ширина кольца синхронизатора из условия ог-
раничения давления по образующей конуса (рис. 3.13)
Ь = —^1—,
2я/гс2 [/?]
где [р] - допускаемое давление на поверхности трения, площадь
которой Аа определяется в предположении отсутствия на ней ка-
навок. Для пары сталь-бронза [р] = 1... 1,5 МПа. В реальных конст-
рукциях синхронизаторов давление на поверхностях трения колец
р = 0,4... 1,4 МПа.
В качестве материалов для конусных колец синхронизаторов
применяют бронзы, латуни и стали с молибденовым покрытием.
Наиболее перспективны с точки зрения износостойкости стали с
молибденовым покрытием. На трущейся поверхности конусных
колец выполняют винтовые канавки, предназначенные для разру-
шения масляной пленки, что увеличивает коэффициент трения.
Для лучшего охлаждения и удаления продуктов изнашивания до-
полнительно выполняют также и радиальные канавки, параллель-
ные оси синхронизатора.
Одна из конструкций фрикционных колец синхронизатора по-
казана на рис. 3.15.
синхронизатора
Рис. 3.15. Фрикционное кольцо конического синхронизатора
174 Глава 3. КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ С НЕПОДВИЖНЫМИ ОСЯМИ
Рис. 3.16. Схемы блокирующих устройств синхронизаторов:
а - с блокирующими пальцами; б - с блокирующими зубьями;
с - с блокирующими вырезами в цилиндрах
Параметры колец синхронизаторов выбирают в следующих
пределах: /= 0,06...0,08; 8 = 6...12°.
Расчет блокирующего устройства. Блокировка осуществля-
ется блокирующими устройствами, препятствующими включению
передачи до полного выравнивания угловых скоростей соединяе-
мых деталей.
Рассмотрим схемы наиболее часто применяемых блокирую-
щих устройств (рис. 3.16).
МЕХАНИЗМЫ ПЕРЕКЛЮЧЕНИЯ ПЕРЕДАЧ
175
Окружная сила, прижимающая блокирующие элементы,
Ft =Мт/г6,
где Гб - радиус расположения блокирующих элементов.
Эта сила вызывает реакцию Fx на блокирующих поверхно-
стях (рис. 3.16):
Если пренебречь силами трения на блокирующих поверхно-
стях синхронизатора, то для исключения возможности включения
передачи до полного выравнивания угловых скоростей должно
соблюдаться условие
Q<FX,
(3-19)
где Q - сила, приложенная к муфте синхронизатора (см. рис.
3.13).
Из анализа выражений (3.17) и (3.18) следует, что при увели-
чении силы Q возрастает момент трения Мт синхронизатора, а
следовательно, реакция Fx.
Тогда из выражения (3.19) с учетом (3.17) и (3.18) получим
tg₽<
frc
r6sin8
(3.20)
С учетом трения на блокирующих поверхностях
tgp
r6sin8-//rc ’
(3-21)
Здесь /] - коэффициент трения на блокирующих поверхно-
стях синхронизатора. При расчете принимают fx - 0,1.
176 Глава 3. КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ С НЕПОДВИЖНЫМИ ОСЯМИ
По выражению (3.21) угол Р несколько больше, чем опреде-
ляемый без учета потерь на трение на блокирующих поверхностях
по выражению (3.20).
В существующих конструкциях инерционных синхронизато-
ров р = 25...42°.
Расчет зубчатой муфты. Зубчатые муфты выполняют с
прямыми зубьями, имеющими эвольвентный профиль. Для зубчатых
муфт синхронизаторов тракторных КП модуль т = 2,5...5,0 мм.
Величину делительного диаметра dw зубчатого венца и па-
раметры зубьев выбирают из конструктивных соображений. Необ-
ходимая ширина зуба I предварительно определяется из условия
ограничения напряжений смятия на рабочих поверхностях.
1 =
2МР
dw zh[ст]^ ’
где МР - расчетный крутящий момент (на низшей передаче);
dw- делительный диаметр зубчатого венца муфты; z - число зубь-
ев; h - активная высота зуба; [ст]^ =20...40МПа- допускаемое
напряжение смятия. Меньшее значение [ст]^ принимают для зуб-
чатых муфт синхронизаторов высших передач, а большее - для
низших передач.
Делительный диаметр зубчатой муфты и активную высоту зу-
ба определяют из выражений
dw=mz\ h = 0,5(D-d)-fM-fK,
где D и d - соответственно наружный и внутренний диаметры
зубьев; размеры фасок зубьев муфты и ступицы зубча-
того венца шестерни.
Расчет фиксатора. Фиксаторы в инерционном синхрониза-
торе выполняют вспомогательную роль. Они необходимы для цен-
тровки корпуса синхронизатора и задания начального усилия ежа-
МЕХАНИЗМЫ ПЕРЕКЛЮЧЕНИЯ ПЕРЕДАЧ
177
Рис. 3.17. Расчетная схема фиксатора:
а - конусного; б - шарикового
тия колец синхронизатора, что обеспечивает возникновение на-
чального момента трения для поворота корпуса и последующее
срабатывание блокирующего устройства.
В простом синхронизаторе отсутствует блокирующее
устройство, и усилие Q сжатия колец передается только через
фиксатор. Пружины последних, противодействуя выталкиванию
конусов (шариков) из канавки корпуса, обеспечивают прижатие
трущихся поверхностей.
Расчетные схемы конусного и шарикового фиксаторов пока-
заны на рис. 3.17.
Допустим, что усилие Q передается фиксатором конусного
типа (см. рис. 3.17, а).
Спроектируем на ось л силы, действующие на конус:
/
УFn cosy + У7/ siny - (? = 0, (3.22)
178 Глава 3. КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ С НЕПОДВИЖНЫМИ ОСЯМИ
где Fn - нормальная сила в контакте; F? - сила трения; у - угол
канавки конуса.
Подставляя в выражение (3.22) вместо У7/ ее значение, полу-
чим
cosy + У7/2siny-g = 0.
(3.23)
Здесь /2 = 0,05...0,07 - коэффициент трения стали по стали в
масле.
Определим из выражения (3.23) величину нормального уси-
лия
Fn=-------• (3.24)
cosy + /2smY
Найдем сумму проекций всех сил на ось Y.
У У - F? cosy-F„ siny + Fnp = 0 . (3.25)
Подставляя в (3.25) вместо У7/ ее значение и У7 по выраже-
нию (3.24), определим суммарное усилие пружин фиксатора
Рщ> ~Q
siny - f2 cosy
kcosy + /2 sinY
Учитывая, что в синхронизаторе используется несколько пру-
жин, то расчетное усилие одной пружины
^_Q( tgi-fi
nyy + fztg!
где п - число пружин.
МЕХАНИЗМЫ ПЕРЕКЛЮЧЕНИЯ ПЕРЕДАЧ
179
Если в фиксаторе вместо конусов применяются шарики
(рис. 3.17, б), то силой трения F/ можно пренебречь. Тогда для
шарикового фиксатора
ГПР\ I/
П
По расчетной величине усилия Fnpi определяют размеры пру-
жины фиксатора.
В существующих конструкциях синхронизаторов у = 30...35°.
Привод управления ступенчатыми КП с подвижными ка-
ретками, зубчатыми муфтами и синхронизаторами служит для
включения и выключения передач, предотвращения самопро-
извольных включений и выключений и предохранения деталей КП
от поломок. Приводы управления имеют рычаги управления, фик-
саторы и замки.
Рычаги управления предназначены для включения
и выключения соответствующих шестерен и зубчатых муфт. Рыча-
ги должны быть удобно расположены по отношению к трактори-
сту. Их классифицируют по месту установки (непосредственно на
КП или отдельно от нее) и по способу крепления (в шаровой опоре
или на крестовине).
Число рычагов управления КП зависит от ее кинематической
схемы, но обычно не превышает двух.
Диаметр шарового шарнира 1 принимают равным 40...50 мм
(рис. 3.18). Усилие пружины 2 выбирают в зависимости от массы
рычага, но не менее 80... 100 Н. Передаточное число рычагов
управления составляет 1,2...2,5.
Фиксаторы служат для обеспечения включения шесте-
рен или зубчатых муфт на всю ширину зубчатого венца и для пре-
дотвращения самопроизвольных включений и выключений
передач.
Размеры элементов фиксаторов выбирают из конструктивных
соображений. Сила, необходимая для перемещения ползуна 3, для
тракторов малой и средней мощности составляет 100... 150 Н,
большой мощности - 200.. .300 Н.
180 Глава 3. КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ С НЕПОДВИЖНЫМИ ОСЯМИ
При использовании стержневых фиксаторов угол лунки на
ползуне 3 (у конического конца фиксатора) а = 90... 120°. Лунки
на ползунах цилиндрической формы целесообразно выполнять в
виде кольцевых проточек, так как это упрощает изготовление и
исключает необходимость ориентации ползуна относительно фик-
сатора при сборке механизма.
Расстояние а между соседними лунками на ползуне выбирают
из условия (см. рис. 3.18)
а=Ь+&,
где b - ширина зубчатого венца, А = 5... 10мм- зазор между тор-
цами шестерен при выключенной передаче.
Рис. 3.18. Схема привода управления КП
МЕХАНИЗМЫ ПЕРЕКЛЮЧЕНИЯ ПЕРЕДАЧ
181
Однако пружинный фиксатор не может предотвратить вы-
крашивание зубьев колес или зубчатых муфт при попытках пере-
ключения передач с не полностью выключенным сцеплением.
Вследствие этого в ряде механизмов управления КП применяются
блокировочные устройства, связанные с управлением сцепления
(рис. 3.18).
Замки служат для предотвращения одновременного вклю-
чения двух передач. По конструкции замки разделяют на стержне-
вые и кулисные. Те и другие вполне надежны в работе.
В КП широко применяют кулисные механизмы в виде пла-
стин 4 с прорезями (рис. 3.18). Расчет замков сводится к определе-
нию размеров пазов.
Управление КП, переключаемых с помощью фрикционных
муфт с гидравлическим сжатием дисков осуществляется гидросис-
темой, состоящей из гидронасоса, распределителя, гидроаккуму-
лятора и гидроцилиндров управления муфтами. Данный способ
управления позволяет переключать передачи без разрыва потока
мощности и получил самое широкое распространение в тракторах.
В современных конструкциях КП широко применяют элек-
трогидравлический привод управления.
Общие вопросы конструирования и расчета приводов управ-
ления рассмотрены в главе 8.
Глава 4
ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
4.1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Планетарная коробка передач (ПКП) представляет собой со-
единение нескольких планетарных рядов, различное сочетание
которых обеспечивает получение необходимого диапазона переда-
точных чисел и числа передач. Включение передач в ПКП дости-
гается торможением или блокировкой отдельных ее звеньев.
Применение ПКП дает ряд преимуществ по сравнению с ко-
робками передач с неподвижными осями валов:
- увеличивается средняя скорость машины за счет сокраще-
ния времени на переключение передач;
- малые габариты и более высокий КПД за счет передачи час-
ти энергии в переносном вращательном движении без потерь;
- в ПКП центральные звенья планетарных рядов разгружены
от усилий, что облегчает работу подшипников.
К недостаткам ПКП относят:
- сложность проектирования и изготовления;
- высокая стоимость;
- склонность к возбуждению крутильных колебаний из-за
больших вращающихся масс;
- необходимость специального обеспечения работы в услови-
ях низких температур.
Несмотря на отмеченные недостатки и ввиду ряда серьезных
преимуществ ПКП широко применяют в трансмиссиях быстро-
ходных гусеничных машин, мощных промышленных тракторов и
автомобилей. ПКП часто используют в качестве увеличителя кру-
тящего момента в сельскохозяйственных тракторах.
Классификация планетарных коробок передач
ПКП классифицируются по числу степеней свободы, типу
применяемых трехзвенных дифференциальных механизмов - пла-
нетарных рядов и числу передач.
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
183
По числу степеней свободы в выключен-
ном положении ПКП подразделяются на коробки с двумя, тремя и
четырьмя степенями свободы.
Для получения вполне определенного передаточного числа в
ПКП необходимо иметь только одну степень свободы. Все осталь-
ные должны быть сняты путем наложения связей.
Следовательно, число степеней свободы
ПКП равно числу наложенных связей
плюс единица.
Если для включения заданной передачи необходимо включить
один тормоз или один фрикцион, т.е. наложить одну связь, то та-
кая ПКП имеет две степени свободы.
На рис. 4.1 представлена схема ПКП с двумя степенями сво-
боды. Здесь для включения передачи необходимо воздействовать
на один элемент управления (включить один тормоз Т или один
фрикцион Ф). Для включения первой или второй передачи перед-
него хода необходимо соответственно включить тормоз 7) или 7).
Третья (прямая) передача включается блокировочным фрикцио-
ном Ф3, который блокирует все звенья ПКП (звенья ПКП враща-
ются как единое целое). Первая и вторая передачи заднего хода
получаются соответственно включением тормоза T.j и Т.2- В дан-
ной схеме для получения пяти передач (трех - переднего хода и
двух - заднего), среди которых одна прямая передача, использу-
ются четыре планетарных ряда и пять элементов управления (че-
тыре тормоза и один фрикцион).
Рис. 4.1. Схема ПКП с двумя степенями свободы
184
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
Рис. 4.2. Схема ПКП с тремя степенями свободы
В ПКП с тремя степенями свободы для включения передачи
нужно наложить две связи, т.е. затянуть одновременно один или
два тормоза и включить один или два фрикциона.
Рассмотрим в качестве примера схему ПКП с тремя степенями
свободы (рис. 4.2). Данная схема содержит два планетарных ряда и
четыре элемента управления (два тормоза Т\ и Т2 и два фрикциона
Ф\ и Ф2) и обеспечивает получение трех передач переднего хода и
одной заднего. Здесь для включения какой-либо передачи необхо-
димо воздействовать сразу на два элемента управления, указанные
знаком "+" в табл. 4.1.
4.1. Включение элементов управления в ПКП
Передача Включаемые элементы
71 Т2 Ф1 (£>2
I + +
II + +
III + +
зх + +
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
185
В ПКП с четырьмя степенями свободы для включения переда-
чи нужно наложить три связи, т.е. одновременно включить три
элемента управления (разные комбинации тормозов и фрикционов
по три одновременно).
При необходимости получения большого числа передач при-
меняют составные коробки передач, включающие две ПКП, со-
единенные последовательно.
По типу применяемых трехзвенных
дифференциальных механизмов (ТДМ) -
планетарных рядов - ПКП классифицируют на использующие
ТДМ со смешанным зацеплением шестерен, с внешним зацепле-
нием шестерен, а также те и другие механизмы.
В настоящее время наиболее широкое распространение
получили ПКП, выполненные из ТДМ со смешанным зацеплением
шестерен.
Классификация ПКП по числу передач учиты-
вает все передачи, включая и передачи заднего хода. Так, на
рис. 4.1 представлена схема пятиступенчатой ПКП с двумя степе-
нями свободы, обеспечивающая получение трех передач переднего
хода и двух - заднего.
Сравнительная оценка планетарных коробок передач
Сравним между собой ПКП по числу используемых элементов
управления, необходимых для получения заданного числа передач.
Так, в ПКП с двумя степенями свободы при заданном количе-
стве элементов управления т (тормозов и фрикционов) можно
получить столько передач, сколько элементов управления.
Следовательно, максимальное число передач в ПКП с двумя
степенями свободы
ах 1'2) — ~ •
В ПКП с тремя степенями свободы максимальное число пере-
дач определяется числом возможных сочетаний из т элементов
Управления по два элемента:
т(т-\)
^тах(З) “ ~ •
186
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
_ т (да-1) (т-2)
^тах(4) “ о .
В табл. 4.2 приведено минимально необходимое количество
элементов управления для получения заданного числа передач.
Из анализа табл. 4.2 следует, что ПКП с двумя степенями сво-
боды более перспективны при числе передач Z < 4. Здесь при
одинаковом количестве элементов управления обеспечивается бо-
лее простая конструкция механизма управления ПКП.
При числе передач Z > 4 ПКП с тремя степенями свободы яв-
ляются более приемлемыми, так как позволяют использовать ми-
нимальное количество фрикционных элементов при допустимом
усложнении системы управления.
Сравнительная оценка ПКП с двумя и тремя степенями свобо-
ды по наименьшему числу элементов управления и ТДМ, необхо-
димых для реализации заданного числа передач, представлена в
табл. 4.3.
Сравнение выполнено при условии, что в ПКП есть прямая
передача.
Из таблицы видно, что при Z = 4 наиболее рациональным ока-
зывается применение ПКП с тремя степенями свободы, несмотря
на то, что число элементов управления таких коробок передач то
же, что и у ПКП с двумя степенями свободы. Дело в том, что в ПКП
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
187
с тремя степенями свободы для получения четырех передач доста-
точно двух ТДМ, а в ПКП с двумя степенями свободы - трех ТДМ.
Однако при Z = 4 ПКП с тремя степенями свободы является более
сложным объектом по сравнению с ПКП с двумя степенями сво-
боды ввиду конструктивной сложности двух фрикционов (в ПКП с
двумя степенями свободы применяют один фрикцион) и сущест-
венного усложнения системы управления.
Поэтому при Z < 4 всегда более перспек-
тивно применение ПКП с двумя степенями
свободы.
Однако в трансмиссиях современных легковых автомобилей
при Z = 4 очень часто применяют ПКП с тремя степенями свободы
ввиду меньшей их металлоемкости по сравнению с аналогичными
ПКП с двумя степенями свободы.
188
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
При числе передач 7>4более перспек-
тивны ПКП с тремя степенями с в о б о д ы , так
как при меньшем числе элементов управления их схема содержит
меньшее число ТДМ.
ПКП с четырьмя степенями свободы в настоящее время не
применяют.
4.2. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ С ДВУМЯ
СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ
Уравнение кинематики трехзвенных дифференциальных
механизмов
В ПКП наиболее широкое применение получили ТДМ со
смешанным зацеплением шестерен (рис. 4.3, а).
На схеме (рис. 4.3,а) а - солнечная шестерня; в - водило; с -
эпициклическая (коронная) шестерня; В - сателлит. В дальнейшем
будем придерживаться этих обозначений.
В данном ТДМ связь угловых скоростей трех его центральных
звеньев (солнечной шестерни оа, эпициклической шестерни сос
Рис. 4.3. Схемы ТДМ со смешанным зацеплением шестерен:
а - одновенцовый; б - двухвенцовый
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ДВУМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 189
и водила сов) представляется выражением
(4-1)
где иеас - передаточное число от звена а (солнечной шестерни) до
звена с (эпициклической шестерни) при остановленном водиле в;
к - характеристика планетарного ряда (по абсолютной величине
равна передаточному числу при остановленном водиле).
Здесь K-ZcIZa , где Zc и Za - число зубьев соответственно
эпициклической и солнечной шестерен ряда.
КПД данного ряда в относительном движении (при останов-
ленном водиле)
По — Пене» Пен ‘
Принимая КПД внешнего зацепления шестерен г\внеш =0,97 и
КПД внутреннего зацепления цвн = 0,99, получим т|о = 0,96.
Такие ТДМ отличаются простотой конструкции, компактны,
имеют высокий КПД в относительном движении ( т]0 = 0,96), пре-
допределяющий высокий КПД самой коробки передач, и обеспе-
чивают широкий диапазон изменения характеристики планетарно-
го ряда (1,5 < к < 4,0 (4,5)).
При необходимости увеличения характеристики планетарного
ряда к > 4,0 (4,5) применяют ТДМ с двухвенцовыми (блочными)
сателлитами (рис. 4.3,6). Для этих планетарных рядов
4,5 < к < 10,0.
Для получения малых значений характеристик к планетарного
Ряда (1,0 < к < 1,5) используются ТДМ внешнего зацепления шес-
терен (рис. 4.4, а) с двумя солнечными шестернями или смешанно-
го зацепления (рис. 4.4, 6) - с двумя эпициклами.
Такие ряды в ПКП обычно компонуют с ТДМ смешанного за-
цепления шестерен, образуя компактную структуру. Поэтому та-
кие ряды называют присоединяемыми. По кинематическим и си-
ловым свойствам они эквивалентны ТДМ со смешанным зацепле-
190
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
(4.2)
(43)
нием шестерен (см. рис. 4.3,а и б), обладая диапазоном изменения
характеристики планетарного ряда в пределах 1,0 < к < 1,5 .
Кинематические связи в этих механизмах описываются анало-
гично, как и для ТДМ, представленных на рис. 4.3, а и б.
При этом для ТДМ на рис. 4.4, а
^ам-^е
^аБ-^в
где о>аМ и (£>аВ - угловая скорость соответственно малой и боль-
шой солнечных шестерен планетарного ряда. Здесь K = ZaB/ZaM ,
где ZaB и ZaM - число зубьев соответственно большой и малой
солнечных шестерен ряда. При ZaM = ZaB к-1,0.
Для ТДМ, представленного на рис. 4.4, б,
®сМ~<»е
«>сБ-«>в
Здесь осМ и в)сБ - угловая скорость соответственно малой и
большой эпициклических шестерен планетарного ряда. Характе-
ристика планетарного ряда k = ZcB/ZcM , где ZcB и ZcM - число
зубьев соответственно большой и малой эпициклических шестерен
ряда. При ZcM =ZcB к = 1,0.
Недостатком присоединяемых рядов является их сравнитель-
но небольшой КПД в относительном движении, снижающий об-
щий КПД ПКП.
Так, для присоединяемого ТДМ, представленного на
рис. 4.4, а, КПД планетарного ряда в относительном движении
Ло “Лвиеш3 =0,973 =0,91.
Для присоединяемого ТДМ на рис. 4.4, б
По = Пене» Пен2 = 0,97 • 0,992 = 0,95 .
Рис. 4.4. Схемы ТДМ (присоединяемых планетарных рядов):
а - внешнего зацепления; б - смешанного зацепления
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ДВУМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ
192
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
Используя присоединяемые ряды (см. рис. 4.4), получают
компактные структуры, упрощающие конструкцию ПКП и повы-
шающие ее компактность, так как в двух независимо работающих
ТДМ насчитывают лишь четыре центральных звена вместо шести:
две солнечные шестерни с числами зубьев ZaM и Za£, эпицикл с
числом зубьев Zc и общее водило (см. рис. 4.5, а) или два эпицик-
ла с числами зубьев ZcM и ZcB, солнечную шестерню с числом,
зубьев Za и общее водило (см. рис. 4.5, б).
Кроме рассмотренных ТДМ в ПКП могут применяться и дру-
гие типы трехзвенников, схемы которых представлены на рис. 4.6.
Кинематические связи в этих механизмах отличаются от ранее
рассмотренных.
Так, для ТДМ внешнего зацепления шестерен (рис. 4.6, а)
^аБ-^в
где (йаМ и соа£ - угловая скорость соответственно малой и боль-
шой солнечных шестерен планетарного ряда. Здесь K-ZaE/ZaM ,
где ZaE и ZaM- число зубьев соответственно большой и малой
солнечных шестерен ряда. При ZaM = ZaE к = 1,0.
Для ТДМ внутреннего зацепления (рис. 4.6, б)
^сБ-^е
Здесь &сМ и осБ - угловая скорость соответственно малой и
большой эпициклических шестерен планетарного ряда. Характе-
ристика планетарного ряда k-ZcE/ZcM , где ZcE и ZcM - число
зубьев соответственно большой и малой эпициклических шестерен
ряда.
Рис. 4.5. Компактные структуры ПКП с присоединяемыми рядами:
а - внешнего зацепления; б - смешанного зацепления
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ДВУМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 193
194
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
а) б) в) г)
Рис. 4.6. Схемы ТДМ:
а - внешнего зацепления; б - внутреннего зацепления;
в и г - смешанного зацепления
В ТДМ смешанного зацепления шестерен (рис. 4.6, виг)
&с -<0в
где (оа и сос - угловая скорость соответственно солнечной и эпи-
циклической шестерен ряда; к = ZC/Za.
Представленные на рис. 4.6 ТДМ довольно редко применяют
в схемах ПКП.
Для наиболее распространенного и компактного одновенцово-
го ТДМ (рис. 4.3, а) и для ТДМ с двухвенцовыми (блочными) са-
теллитами (рис. 4.3, б), используя выражение (4.1), получим сле-
дующее основное уравнение кинематики планетарного ряда:
(йа +к &с -(1 + к) сов =0
или, заменяя угловые скорости звеньев со частотами их вращения,
получим:
па + к пс - (1 + к) пв = 0.
(4.4)
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ДВУМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 195
Здесь па, пс и пв - частота вращения соответственно солнеч-
ной и эпициклической шестерен ряда и водила.
Аналогично для присоединяемого ряда внешнего зацепления
шестерен (см. рис. 4.4, а) из выражения (4.2) получим
паМ +К паБ -(1 + к) пв =0, (4.5)
где паМ, и пв- частота вращения соответственно малой и
большой солнечных шестерен ряда и водила.
Для присоединяемого ряда смешанного зацепления шестерен
(рис. 4.4, б)
Псм+К ПсБ -0 + Ю «в =0> (4-6)
где псМ, псБ и пе — частота вращения соответственно малой и
большой эпициклических шестерен ряда и водила.
Уравнения кинематики (4.4-4.6) описывают движение трех
центральных звеньев ТДМ и справедливы для всех возможных
режимов работы. Для определения по этим уравнениям частоты
вращения какого-либо звена нужно знать частоты вращения двух
Других звеньев.
Отметим четыре важнейших свойства
Уравнения кинематики ТДМ.
1. Оно линейно и однородно относительно частот вращения
Центральных звеньев.
2. Не имеет свободного члена.
3. Алгебраическая сумма его коэффициентов при частотах
вращения центральных звеньев равна нулю, т.е.
1 + к-(1 + к) = 0 .
4. Наименьший по абсолютной величине коэффициент, рав-
ный единице, имеет частота вращения солнечной шестерни (для
присоединяемого ряда - малой солнечной шестерни или малого
196
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
эпицикла); средний по абсолютной величине коэффициент, рав-
ный характеристике к планетарного ряда, имеет частота враще-
ния эпицикла (для присоединяемого ряда - большой солнечной
шестерни или большого эпицикла); наибольший по абсолютной
величине коэффициент, равный к +1, имеет частота вращения во-
дила.
Очевидно, справедливо и обратное утверждение:
всякое уравнение, линейное и однородное относительно час-
тот вращения центральных звеньев, без свободного члена и с ал-
гебраической суммой коэффициентов при частотах вращения цен-
тральных звеньев, равной нулю, является уравнением кинематики
ТДМ.
Используя это утверждение, можно выразить основное урав-
нение кинематики ТДМ через кинематическое передаточное число
иР, реализуемое данным планетарным рядом.
Кинематическое передаточное число планетарного ряда при
реализации р передачи
иР=Пещ/Пвм’ (4-7)
где пвщ и пт - частота вращения соответственно ведущего и
ведомого валов ПКП.
Тогда из выражения (4.7)
»вщ-Up пвм =0 .
Полученное уравнение отличается от уравнения кинематики
ТДМ отсутствием третьего члена - частоты вращения тормозного
звена пР, которое при реализации иР стало равным нулю. Вводя в
уравнение частоту вращения тормозного звена пР с коэффициен-
том Up -1, при котором сумма коэффициентов при частотах вра-
щения центральных звеньев равна нулю, получим уравнение,
удовлетворяющее перечисленным выше свойствам:
+(«/>-!) Пр-Up пвм=0 .
(4.8)
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ДВУМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 197
Данное уравнение является уравнением кинематики ТДМ, вы-
раженным через передаточное число иР ПКП на р передаче.
Обобщенный кинематический план планетарной
коробки передач
Используя уравнение кинематики ТДМ (4.8), построим обоб-
щенный кинематический план ПКП (ОКП ПКП). Он представляет
собой графическую зависимость частот вращения центральных
звеньев пР ПКП от частоты вращения ведомого вала пвм при по-
стоянной частоте вращения ведущего вала пвщ, принятой за еди-
ницу:
«р=Жи) ПРИ «^=1-
Подставив в уравнение (4.8) пвщ -1, получим
иР -1
-----Г"
иР -1
Из полученного выражения видно, что зависимость
пР = f(nm) имеет линейный характер и на ОКП ПКП представля-
ется прямой линией. Построить эту зависимость можно по двум
точкам.
Первую точку определим для режима блокировки всех звень-
ев ПКП, при котором
пР=пвщ=пвм=]..
Для ПКП планы скоростей всех тормозных звеньев должны
пройти через точку с координатами (1; 1).
Вторую точку на ОКП ПКП найдем при включенной р пере-
даче, когда в уравнении (4.9) пР = 0. В результате частота враще-
ния ведомого вала
«в«=1/мр-
198
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
1 1
Эта точка на плане имеет координаты —;0 .
\ир >
Таким образом, график зависимости пР = на ОКП ПКП
представляет собой прямую, проходящую через точки с координа-
тами (1; 1), (l/wp; б). Первая точка (1; 1) физически означает, что
механизм сблокирован и частоты вращения всех центральных
звеньев ПКП равны частоте вращения ведущего вала, принятой за
единицу (пр = пвщ =пдм =1). Вторую точку (l/wp; о) находят для
случая остановки тормозного звена (пР =0). Она определяет час-
тоту вращения ведомого вала ПКП при включенной р передаче
(Ир =l/wP).
Частота вращения ведущего вала (neuf = 1) на ОКП ПКП пред-
ставляется прямой, проходящей через точку (1; 1) параллельно оси
абсцисс.
Рассмотрим пример построения ОКП ПКП гусеничного про-
мышленного трактора общего назначения для двух вариантов рас-
пределения передаточных чисел, представленных в табл. 4.4.
4.4. Разбивка передаточных чисел в ПКП
Передача Скорости движения, км/ч Передаточные числа
Вариант I Вариант II
Передний ход I Ki = 3,7 их =1,84 их = 3,2
II К2=6,8 и2 = 1,0 w2 = 1,74
III V3= 11,8 и3 = 0,58 и3 = 1,0
Задний ход 3Xt К] = -4,5 и_х = -1,5 w_] = -2,6
зх„ К.2=-13,7 и_2 = -0,5 и_2 = -0,86
ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
199
При разбивке передаточных чисел между агрегатами транс-
миссии, с целью упрощения конструкции ПКП, целесообразно в
ней предусмотреть прямую передачу с передаточным числом
ир = 1 • Это уменьшает на единицу число ТДМ, входящих в схему
ПКП. Необходимо, чтобы прямой была наиболее часто используе-
мая передача, так как КПД такой передачи близок к единице.
В данном примере рассматривается пятиступенчатая ПКП с
двумя степенями свободы, обеспечивающая три передачи передне-
го хода и две - заднего, хотя здесь (при числе передач больше че-
тырех), как было показано раньше, более целесообразно приме-
нять ПКП с тремя степенями свободы. Это сделано умышленно,
так как данный пример будет далее использован при изучении
синтеза ПКП с двумя степенями свободы, что позволит более пол-
но рассмотреть данный вопрос.
ОКП для двух вариантов передаточных чисел проектируемой
ПКП представлены на рис. 4.7 и рис. 4.8. Эти планы являются об-
щими для любых схем ПКП, реализующих заданные передаточные
числа. Они позволяют определять абсолютные и относительные
частоты вращения центральных звеньев ПКП на нейтрали и на
всех передачах.
Частота вращения ведомого вала пвм выражается отрезками
оси абсцисс или ординатами штрихпунктирного луча, проведенно-
го через начало координат и единичную точку. Частоты вращения
тормозных звеньев пР на включаемых передачах и нейтрали опре-
деляются ординатами их лучей.
Относительные частоты вращения центральных звеньев опре-
деляются вертикальными отрезками между их лучами.
Например, на второй передаче заднего хода, которая для пер-
вого и второго вариантов передаточных чисел получается включе-
нием тормоза заднего хода ( п_2 = 0 ), абсолютные частоты враще-
ния центральных звеньев равны:
для первого варианта (рис. 4.7)
-ое ~ез .
"ем ~ Пвщ ~ Пвщ >
оа оа
”з=Пвщ
ие
ле
200
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
Рис. 4.7. ОКП ПКП для первого варианта передаточных
чисел из табл. 4.4
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ДВУМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 201
«1 =«№,
-ек
ле
П-\=Пвщ
-еж
ле
для второго варианта (рис. 4.8)
ос — ез
^вм “ Пвщ ~' Пвщ ’ ^2 ~ Пвщ
оа оа
«1 = Пвщ
-ей
ле
П-\=Пвщ
-еж
ле
Относительная частота вращения максимальна на второй пе-
редаче заднего хода между звеньями п3 и и, для первого варианта
(рис. 4.7) и определяется по выражению
ик
П3~П1=Пвщ —
ле
Для второго варианта (рис. 4.8) на второй передаче заднего
хода она максимальна между ведущим звеном пдщ и тормозным
звеном п2:
лк
ПвЩ ^2 — Пдщ •
Из ОКП ПКП, представленных на рис. 4.7 и 4.8, видно, что во
втором варианте (рис. 4.8) меньше как абсолютные, так и относи-
тельные частоты вращения центральных звеньев.
Высокие относительные частоты вращения центральных
звеньев могут привести к недопустимо большим частотам враще-
ния подшипников сателлитов. Здесь необходимо отметить, что
предельная быстроходность подшипников качения ограничивается
в каталоге предельной частотой вращения колец. Под предельной
202
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
Пр
Рис. 4.8. ОКП ПКП для второго варианта передаточных
чисел из табл. 4.4
быстроходностью подшипника понимается наибольшая частота
вращения колец, за пределами которой расчетная долговечность
подшипника не гарантируется.
Кроме основных кинематических параметров ОКП ПКП по-
зволяет определить моменты блокировочных фрикционов при раз-
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ДВУМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 203
личных вариантах блокировки звеньев для получения прямой пе-
редачи. Так как мощность буксования фрикциона NB не зависит
от места его установки в кинематической схеме трансмиссии ма-
шины = const) и она прямо пропорциональна моменту блоки-
ровочного фрикциона Мф и относительной угловой скорости бло-
кируемых звеньев гоотн , то при включении блокировочного фрик-
циона на нейтрали
Мвщ ~ Мф ®отн 5
где MeUf - крутящий момент на ведущем валу ПКП.
Тогда расчетный момент блокировочного фрикциона
^0=^— = ^ — - (4.10)
^отн
Здесь потн - относительная частота вращения блокируемых
звеньев ПКП.
Из выражения (4.10) следует, что для получения минимально-
го расчетного момента блокировочного фрикциона M0min необхо-
димо блокировать звенья ПКП, у которых выше относительная
частота вращения потн.
Как видно из ОКП ПКП, для первого варианта передаточных
чисел (рис. 4.7) минимальный расчетный момент блокировочного
Фрикциона Мфтт1 получается при блокировке на нейтрали тор-
мозных звеньев п3 и и,, где самые большие относительные часто-
ты вращения звеньев:
мфм ^ = 0,278 М,щ .
Во втором варианте (рис. 4.8) необходимо блокировать на
нейтрали ведущий вал пви1 и тормозное звено п2 второй передачи.
204
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
Тогда
0.445 \L .
ад
Поскольку относительные частоты вращения центральных
звеньев, а значит и сателлитов, лимитируют долговечность ПКП,
то из представленных в табл. 4.4 двух вариантов разбивки переда-
точных чисел следует отдать предпочтение второму варианту, где
меньше относительные частоты вращения центральных звеньев
(см. рис. 4.7 и рис. 4.8).
Синтез схем планетарных коробок передач
Метод синтеза ПКП разработан доктором физ.-мат. наук,
профессором М.А. Крейнесом. В дальнейшем этот метод совер-
шенствовали его ученики и последователи.
Для составления схемы ПКП, имеющей р передач, среди ко-
торых нет передачи с передаточным числом ир=\ (прямая пере-
дача), необходимо иметь р управляемых звеньев - тормозов, ве-
дущее и ведомое звенья. Общее число звеньев ПКП р + 2.
Синтез схем ПКП рассмотрим на примере коробки передач
для второго варианта разбивки передаточных чисел, представлен-
ных в табл. 4.4.
Для заданных передаточных чисел w1 = 3,2; w2 = 1,74;
w3 = 1,0; и_х = -2,6 и и_2 = -0,86 синтез схем ПКП выполняется в
следующей последовательности.
Построение ОКП ПКП. Данный этап для заданных переда-
точных чисел ПКП нами уже выполнен и ОКП ПКП представлен
на рис. 4.8.
Составление исходных уравнений. Для этого используется
уравнение (4.8). В результате получим четыре исходных уравне-
ния:
Г. пвщ+2,2пх-3,2пвм=0;
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ДВУМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 205
2'. %+0,74и2-1,74И(М(=0;
3'- %-3,6«_1+2,6ивм=0;
4'. пвщ -1,86 п_2 + 0,86 пвм = 0.
Приведение исходных уравнений к простейшему виду. В
приведенных уравнениях (4.4-4.6) наименьший коэффициент ра-
вен (+1) и коэффициенты при частотах вращения центральных
звеньев располагаются в порядке возрастания по абсолютной ве-
личине.
Уравнение Г по своей структуре полностью соответствует
уравнениям (4.4...4.6). Поэтому перепишем его без изменения.
1. иви>+2,2и1-3,2икм=0.
В уравнении 2' коэффициент при частоте вращения п2 мень-
ше единицы. Для приведения данного уравнения к простейшему
виду разделим его на 0,74 и перепишем в порядке возрастания по
абсолютной величине коэффициентов при частотах вращения цен-
тральных звеньев. В результате получим
2. и2+1,35л -2,35и =0.
В уравнении 3' для приведения к простейшему виду необхо-
димо частоты вращения центральных звеньев расположить в по-
рядке возрастания при них коэффициентов по абсолютной вели-
чине.
В результате получим
3- =0.
В уравнении 4' наименьший по абсолютной величине коэф-
фициент, равный 0,86, принадлежит частоте вращения ведомого
вала пвм. Для приведения его к простейшему виду разделим все
члены уравнения на 0,86 и выстроим частоты вращения централь-
ных звеньев в порядке возрастания коэффициентов по абсолютной
206
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
величине. В результате получим
4 . п +1,16п -2,16и_2=0.
Составление производных уравнений. Производные урав-
нения отличаются от исходных и друг от друга комбинацией вхо-
дящих в уравнения частот вращения центральных звеньев.
Общее число исходных и производных уравнений W опреде-
ляется числом возможных сочетаний из общего числа частот вра-
щения тормозных звеньев р, ведущего и ведомого звеньев (всего
(р + 2) звена) по три, так как в каждое уравнение входят частоты
вращения трех центральных звеньев ТДМ.
В общем виде
w = сз = (р + 2) (р + 1) р
р+2 3!
В рассматриваемом примере р = 4. Тогда
^ = С43+2 =
6-5-4
1-2-3
= 20.
Следовательно, к четырем исходным уравнениям надо доба-
вить 16 производных.
Первая группа производных уравнений получается исключе-
нием из исходных уравнений частоты вращения ведомого звена
пвм. Для этого рассматриваются попарно два уравнения. При этом
из четырех уравнений можно получить следующее число комби-
наций по два уравнения:
4 1-2
Следовательно, из четырех исходных уравнений исключением
из них частоты вращения ведомого звена можно получить
шесть производных уравнений.
Для исключения из уравнений 1 и 2 умножаем уравнение
2 на (3,2/2,35 ) и суммируем его с уравнением 1. В результате най-
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ДВУМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 207
дем уравнение
5'. -0,84 пвщ +2,2 пх -1,36п2 = 0.
Остальные пять производных уравнений получены аналогич-
но:
6'. 1,81^-3,6пх +1,79пх = 0 (из уравнений 1 и 3);
7'. 4,72 пвщ + 2,2 пх - 6,92 п_2 = 0 (из уравнений 1 и 4);
8'. 2,5 пещ +1,11 п2 - 3,61 п_х = 0 (из уравнений 2 и 3);
9'. 3,0 пвщ + 0,72 п2 - 3,72 п_2 = 0 (из уравнений 2 и 4);
1 О'. - 2,02 пвщ - 3,6 п_х + 5,62 п_2 = 0 (из уравнений 3 и 4).
Приведем уравнения к простейшему виду:
5 . ивИ( +1,62 «2 - 2,62 «! = 0;
6 . пх +1,017?^ -2,01п_1 =0;
7 . «J + 2,14ивИ( - 3,14 п_2 = 0;
8 . п2 + 2,25 пвщ - 3,25 п_х = 0;
9 . п2 + 4,07 пвщ - 5,07 п_2 = 0;
10 . + 1,78л.] - 2,78л_2 = 0.
Вторую группу производных уравнений найдем исключением
из исходных уравнений 1-4 частоты вращения ведущего звена
%•
Здесь, как и в ранее рассмотренном случае, из четырех исход-
ных уравнений исключением из них частоты вращения ведущего
звена пви( можно получить шесть производных уравнений:
1Г. 2,2 пх - 0,74 п2 -1,46 = 0 (из уравнений 1 и 2);
12'. 2,2 пх + 3,6 п_х - 5,8 пвм=0 (из уравнений 1 и 3);
13'. 2,2 пх +1,86 п_2 - 4,06 пт = 0 (из уравнений 1 и 4);
208
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
14'. 0,74 п2 +3,6п_х-4,34»^ = 0 (из уравнений 2 и 3);
15'. 0,74 п2 +1,86 п_2 - 2,6 = 0 (из уравнений 2 и 4);
16'. 1,86 п_2 + 3,6 п_х +1,74 п&и = 0 (из уравнений 3 и 4).
Приведем их к простейшему виду:
11. п2 + 1,98иви -2,98пх =0;
12 . пх + 1,64и_1 - 2,64пт = 0;
13. п_2 +1,18и]-2,18^ =0;
14. п2 + 4,85п_х -5,85пт =0;
15. и2+ 2,5и_2-3,5^ =0;
16 . nsll +1,07 п_2 - 2,07 п_х = 0.
Остальные недостающие четыре уравнения определим из
уравнений 5-10 исключением из них частоты вращения ведущего
звена пещ или из уравнений 11-16 исключением из них частоты
вращения ведомого звена . В результате получим уравнения:
17'. - 6,54 пх + 2,94 п2 + 3,6 п_х = 0 (из уравнений 11 и 12);
18'. - 3,93 пх + 2,0 п2 +1,86 п_2 = 0 (из уравнений 11 и 13);
19'. - 0,94 пх + 3,6 п_х - 2,66 п_2 = 0 (из уравнений 12 и 13);
20'. - 0,5 п2 + 3,6 п_х - 3,1 п_2 = 0 (из уравнений 14 и 15),
Приведем к простейшему виду, которые:
17. п2 +1,23п_х -2,23пх =0;
18. п_2 +1,11м2 -2,11м, =0;
19 . пх + 2,82 п_2 - 3,82 п_х = 0;
20 . п2 + 6,23 п_2 - 7,23 п_х = 0.
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ДВУМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 209
Проверка составленных уравнений. Уравнения проверяют
по следующим параметрам. Наименьший коэффициент при часто-
те вращения центрального звена в каждом уравнении должен
быть равен единице. Наибольший по абсолютной величине коэф-
фициент должен быть на единицу больше среднего. Комбинация
частот вращения центральных звеньев, входящих в каждое урав-
нение, не должна повторяться.
В нашем случае все уравнения 1-20 отвечают выше перечис-
ленным требованиям.
Составление таблицы. Все полученные уравнения перено-
сятся в табл. 4.5, в которой предусматривают колонки 3, 4, 5 и 6
для записи характеристик ТДМ, относительных максимальных
частот вращения сателлитов, структурных схем ТДМ и общей
оценки механизма.
Отбраковка ТДМ[ по величине характеристики планетар-
ного ряда к. Как было отмечено ранее, для схем ТДМ со смешан-
ным зацеплением шестерен (рис. 4.3, а) характеристика планетар-
ного ряда может изменяться в пределах 1,5 < к < 4,0 (4,5). Для
ТДМ с двухвенцовыми (блочными) сателлитами (рис. 4.3, б)
4,5 < к < 10,0. Для присоединительных ТДМ (рис. 4.4) 1,0 < к < 1,5.
4.5. Анализ схем ТДМ на возможность дальнейшего
использования
№ Уравнение кинематики тдм К ПВо Пещ Струк- турная схема Примеча- ние
1 пвщ + п\ “ 3’2 пвм ~ 0 2,2 3,6 и 4- ем ]ещ Условно годное
2 «2+1,35^-2,35^ =0 1,35 Исклю- чить по к
210
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
Продолжение табл. 4.5
№ Уравнение кинематики ТДМ К "во Пещ Струк- турная схема Примеча- ние
3 пвщ +2»6«ви =0 2,6 1,95 lejw ---7 \вщ Годное
4 «вм+Ц6%-2Л6и_2=0 1,16 Исклю- чить по к
5 пвщ +1,62 w2 -2,62 л, =0 1,62 10,1 Исклю- чить ПО лВо
6 ”1+1,01 Пещ - 2,01 п_' =0 1,01 Исклю- чить по к
7 «1 + 2,14^ -3,14л_2=0 2,14 3,76 \вщ V Условно годное
8 п2+2,25 - 3,25 n_t=0 2,25 5,5 Исклю- чить по ПВо
9 w2+4,07 «вм/-5,07 и_2 =0 4,07 Исклю- чить по к
10 пвщ + l,78n_1 -2,78л_2 =0 1,78 2,56 й Годное
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ДВУМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 211
Продолжение табл. 4.5
№ Уравнение кинематики тдм к ПВо Пвщ Струк- турная схема Примеча- ние
11 и2 +1,98^ -2,98 И] =0 1,98 3,54 ем -1 2 Условно годное
12 И] +1,64и_] -2,64ивл( =0 1,64 3,09 -1 -ем 1 Условно годное
13 п_2 +1,18??! -2,18^ =0 1,18 Исклю- чить по к
14 п2+4,85п_] -5,85^ =0 4,85 Исклю- чить по к
15 п2+2,5п_2-3,5пвм =0 2,5 3,67 Г2 -Л-вМ 12 Условно годное
16 пвм +1,07 п_2 - 2,07 п_х - 0 1,07 Исклю- чить по к
17 «2 +1,23 «_] - 2,23 пх = 0 1,23 Исклю- чить по к
18 п_2 +1,11 п2 -2,11«! =0 1,11 Исклю- чить по к
19 «! + 2,82 п_2 -3,82и_] = 0 2,82 1,74 -2 --1 1 Годное
20 п2 + 6,23 п_2 - 7,23 п_х = 0 6,23 Исклю- чить по к
212
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
Рис. 4.9. Схема ТДМ со смешанным зацеплением шестерен
В данном примере синтеза схем ПКП будем использовать
только ТДМ со смешанным зацеплением шестерен (рис. 4.3, а),
для которых 1,5 < к < 4,0 .
Тогда по величине характеристики планетарного ряда к в
табл. 4.5 отбраковываются уравнения 2, 4, 6, 9, 13, 14, 16, 17, 18 и
20 (см. графы 3 и 6 таблицы).
Отбраковка ТДМ по величине относительных частот
вращения сателлитов пВо. Здесь рассматриваются только
механизмы, у которых характеристика планетарного ряда к
находится в приемлемых пределах.
Для схемы ТДМ со смешанным зацеплением шестерен
(рис. 4.9) относительные частоты вращения сателлитов определя-
ются, как и в простой передаче при неподвижном водиле.
При известных угловых скоростях вращения солнечной
шестерни соа и водила <ов
®д-®в = Па~Пе = _^Во_ = Zc-Zg =
ПВо % а 2
Здесь и пВо - соответственно угловая скорость и частота
вращения сателлита; ZBo - число зубьев сателлита.
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ДВУМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 213
Тогда
2
ПВо=-(Па~Пе)----Г- (4-П)
к-1
При известных частотах вращения эпициклической шестерни
и водила получим:
Пс~Пе _ZBo _Zc~Za - К-1
ПВо Zс '^‘Zс К
откуда
«Во =(«с-«в)-Ц-- (4.12)
к-1
При заданных частотах вращения солнечной и эпицикличе-
ской шестерен ряда
2 к
пВо=(па-пс)^-. (4.13)
к -1
Для присоединяемых рядов с внешним зацеплением шестерен
(рис. 4.4,а) относительная частота вращения сателлитов определя-
ется из выражений:
для сателлита малой солнечной шестерни
7
«во=-у^(«ол/-«в); (4.14)
для сателлита большой солнечной шестерни
Z г
«во=-^(«ов-«в). (4-15)
Здесь ZBm и Zbb - число зубьев сателлита, находящегося в
3аЧеплении соответственно с малой и большой солнечными шес-
тернями ТДМ.
214
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
В присоединяемом ряде со смешанным зацеплением шестерен
(рис. 4.4, б) для сателлита малой эпициклической шестерни
7
(4.16)
для сателлита большой эпициклической шестерни
Z г
«в0=Т^(«С£-ив)- (4.17)
ВБ
В рассматриваемом примере относительные частоты враще-
ния сателлитов пВо можно определить по одному из выражений
(4.11-4.13), так как мы условились при разработке схемы ПКП ис-
пользовать только ТДМ со смешанным зацеплением шестерен
(рис. 4.3, а). При этом пВо определяют для той передачи, на кото-
рой они максимальные, а максимальные они там, где относитель-
ные частоты центральных звеньев наибольшие. В нашем примере,
в соответствии с ОКП ПКП (см рис. 4.8), наибольшие относитель-
ные частоты вращения центральных звеньев на второй передаче
заднего хода.
Абсолютные частоты вращения центральных звеньев ПКП
для данной передачи определим из ОКП ПКП (рис. 4.8).
Здесь
— __63
«_2=0; п_у—п---------= -0,56п ; пт=п ---------= -1,16п ;
ле ле
~еи О1С ~ек on
п1=пвщ----= -245^; «-2=^-----= -3,9«ви/.
Для первого ТДМ из табл. 4.5 для определения пВо использу-
ем выражение (4.11). Здесь па1=пещ; пв1 = Пвм =-1,16 ;
ку = 2,2. Подставляя эти значения в выражение (4.11), получим
пв<л = - («ы - и«1) —у? = " к«/ “ (“U6 = - 3,6 пвщ .
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ДВУМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 215
Значение \пВо/пеи^ по абсолютной величине для уравнения 1
заносим в графу 4 табл. 4.5.
Для третьего ТДМ из табл. 4.5 для определения пВо использу-
ем выражение (4.12). Здесь к3=2,6; паз=пвщ>
пв3 = «-1 = -0,56пвщ, пс3 =пем= -1,16 пвщ. Подставляя эти значе-
ния в выражение (4.12), получим
пВоз = <Лз -пвз) ^7 = [-м6 п -(-0,56 = -1,95 .
К3 — 1 2,0 — 1
Аналогично, используя выражения (4.11-4.13), определяют
пВо для других ТДМ и результаты расчетов |иВо/ива/| по абсолют-
ной величине заносят в графу 4 табл. 4.5.
При выборе ТДМ для составления схемы ПКП одним из ос-
новных ограничений является предельная относительная частота
вращения пВо сателлитов, которая должна удовлетворять условию
нормальной работы подшипниковых узлов в течение заданного
срока службы машины.
Применяемые для сателлитов серийные подшипники качения
допускают под нагрузкой относительную частоту вращения колец
пВо до 6000 мин1, а без нагрузки - до 10000 мин’1. Поэтому при
пВо < 6000 мин’1 уравнение кинематики ТДМ считается годным
для дальнейшего исследования, при 6000 < пВо < 10 000 мин-1 -
условно годным, а при пВо >10 000 мин'1 - негодным.
Условно годные ТДМ используются, если на передаче с мак-
симальными относительными частотами вращения сателлитов они
работают без нагрузки. Установить, как нагружен механизм, мож-
но только после построения схемы ПКП.
Предположим, что для исследуемой схемы ПКП частота вра-
щения ведущего вала пвщ = 2000 мин’1. Тогда годными являются
Уравнения 3,10 и 19 (см. графу 4 и 6 табл. 4.5).
Искомая схема ПКП должна включать четыре ТДМ, чтобы
обеспечивать получение четырех передач с передаточными числа-
216
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
ми ир * 1. Следовательно, из трех ТДМ, описываемых годными
уравнениями 3, 10 и 19, построить схему ПКП нельзя. Поэтому в
группы механизмов, входящих в схему ПКП, необходимо вклю-
чить и условно годные ТДМ, описываемые уравнениями 1, 7, 11,
12 и 15.
Составление групп уравнений. Из восьми уравнений, в ко-
торые входят годные 3, 10 и 19 и условно годные 1, 7, 11, 12 и 15
уравнения, описывающие соответствующие ТДМ, нужно соста-
вить различные комбинации по четыре уравнения в группе, так
как в ПКП четыре передачи с передаточными числами ир *1:
с< = 12А2=70.
8 1-2-3-4
Следовательно, в рассматриваемом примере можно составить
70 неповторяющихся групп уравнений по четыре уравнения в каж-
дой группе. Возможные комбинации групп уравнений приведены в
табл. 4.6. Из составленных неповторяющихся комбинаций групп
уравнений отбраковываются группы, в которых каждая из (р + 2),
частот вращения центральных звеньев не встречается хотя бы
один раз. Следовательно, для составления схемы ПКП с заданны-
ми передаточными числами в каждой группе уравнений должны
присутствовать частоты вращения и,, п2, п_г и п_2 тормозных
звеньев, а также частота вращения ведущего пвщ и ведомого
звеньев. По признаку отсутствия какого-либо из перечисленных
звеньев отбраковываются 16 групп уравнений (в табл. 4.6 отмече-
ны выделением ячеек).
Более компактная конструкция ПКП получается, если харак-
теристики к планетарных механизмов, составляющих группу
уравнений, достаточно близки по величине. Поэтому в рассматри-
ваемом примере структурные схемы ПКП строятся только для тех
групп уравнений, в которых характеристика к отличается не более
чем на единицу (см. табл. 4.5). В табл. 4.6 эти группы уравнений
выделены жирным шрифтом с подчеркиванием (32 группы).
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ДВУМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 217
4.6. Комбинации групп уравнений
1.3.7.10 1.3.7.11 1.3.7.12 1.3.7.15 1.3.7.19
1.3.10.11 1.3.10.12 1.3.10.15 1.3.10.19 1.3.11.13
1.3.11.15 1.3.11.19 1.3.12.15 1.3.12.19 1.3.15.19
1.7.10.11 1.7.10.12 1.7.10.15 1.7.10.19 1.7.11.12
1.7.11.15 1.7.11.19 1.7.12.15 1.7.12.19 1.7.15.19
1.10.11.12 1.10.11.15 1.10.11.19 1.10.12.15 1.10.12.19
1.10.15.19 1.11.12.15 1.11.12.19 1.11.15.19 1.12.15.19
3.7.10.11 3.7.10.12 3.7.10.15 3.7.10.19 3.7.11.12
3.7.11.15 3.7.11.19 3.7.12.15 3.7.12.19 3.7.15.19
3.10.11.12 3.10.11.15 3.10.11.19 3.10.12.15 3.10.12.19
3.10.15.19 3.11.12.15 3.11.12.19 3.11.15.19 3.12.15.19
7.10.11.2 7.10.11.15 7.10.11.19 7.10.12.15 7.10.12.19
7.10.15.19 7.11.12.19 7.11.15.19 7.11.15.19 7.12.15.19
10.11.12.15 10.11.12.19 10.11.15.19 10.12.15.19 11.12.15.19
Если из этих групп уравнений не получится хотя бы одна
Удовлетворительная по всем параметрам схема ПКП, то следует
построить схемы и для остальных групп (22 группы уравнений в
табл. 4.6).
218
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
Рис. 4.10. Схема ТДМ со смешанным зацеплением шестерен:
а - кинематическая; б - структурная
Построение структурных схем ТДМ. Общую методику по-
строения структурных схем ТДМ рассмотрим на примере уравне-
ния кинематики (4.4) для ТДМ со смешанным зацеплением шесте-
рен (рис. 4.3):
па + к пс -(1 + к) пв=0.
Кинематическая схема ТДМ (рис. 4.10, а), описываемого дан-
ным уравнением, заменяется структурной схемой (рис. 4.10, б).
На структурной схеме (рис. 4.10, б) водило в изображается го-
ризонтальной линией, солнечная шестерня а - нижней стрелкой,
а эпициклическая шестерня с - верхней стрелкой.
Рассмотрим из табл. 4.5 условно годное уравнение 1 кинема-
тики ТДМ:
п«щ + 2,2 И] — 3,2 п№ — 0.
В данном уравнении солнечная шестерня является ведущим
звеном с частотой вращения пещ, эпициклическая шестерня - тор-
мозным звеном с частотой вращения пх, а водило - ведомым зве-
ном с частотой вращения пвм. Структурная схема данного меха-
низма представлена на рис. 4.11.
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ДВУМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 219
Перенесем структурную схему для
уравнения 1 кинематики ТДМ в графу 5
табл. 4.5. Аналогично строятся структурные
схемы для оставшихся годных и условно
годных уравнений и переносятся в табл. 4.5.
При этом у каждого звена на структурной
схеме ставится индекс, указывающий, с ка-
ким тормозным звеном (2, 2, -7, -2), веду-
щим (вщ) или ведомым (вм) валом это звено
соединяется.
Построение структурных схем ПКП.
Общую методику построения структурной
схемы ПКП рассмотрим на примере группы
уравнений 1. 7.10.11 (табл. 4.6).
Для этого в соответствии с номерами
уравнений, входящих в группу 1. 7. 10. 11,
из графы 5 табл. 4.5 на лист бумаги перено-
схемы ТДМ и делается попытка соединить
вм
вщ
Рис. 4.11. Структур-
ная схема ТДМ:
вщ - ведущее звено;
вм - ведомое звено;
1 - тормозное звено
первой передачи
сятся структурные
между собой все одноименные звенья и вывести их к соответст-
вующим тормозам или валам (см. рис. 4.12, а). У каждого звена
ставится индекс, указывающий, с каким тормозом (1, 2, -1 и -2),
ведущим (вщ) или ведомым (вм) валом это звено соединяется. Но-
мера уравнений ТДМ обведены кружочком.
Если соединить одноименные звенья и вывести их без пересе-
чений с другими звеньями не удается или схема получается очень
сложной (рис. 4.12, а), то структурная схема рядов переставляется
в таком порядке, чтобы одноименные звенья по возможности раз-
местились рядом.
На рис. 4.12, б для сближения ведомых звеньев и звеньев тор-
моза первой передачи структурная схема механизма 77 перестав-
лена с четвертого на первое место. Эта перестановка позволила
также облегчить вывод тормозных звеньев "-7" и "-2" соответст-
венно первой и второй передачи заднего хода. Тормоза на струк-
турных схемах ПКП обозначаются V с соответствующим ин-
дексом.
220
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
а)
Рис. 4.12. Структурные схемы ПКП для группы
уравнений 1,7,10.11
Из выделенных 32 групп уравнений (см. табл. 4.6) удалось по-
строить 20 структурных схем ПКП, приведенных на рис. 4.13.
Схемы 2,4, 5, 6,7, 8, 9,15 и 20 имеют соосные ведущий и ведомый
валы; схемы 3, 10, 11, 12и 13 получились только с параллельными
валами; схемы 14, 16, 17, 18и 19 — с двухсторонним выводом ве-
домого вала, размещенного перпендикулярно ведущему; схема 1 -
с ведомым валом, размещенным в плоскости, перпендикулярной
ведущему валу.
Выбор структурной схемы ПКП производится:
- по обеспечению требований компоновки ПКП в машине;
- по минимальной слоистости валов;
- по возможности оптимальной установки блокировочного
фрикциона для включения прямой передачи;
- по обеспечению максимального КПД ПКП.
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ДВУМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 221
Требования компоновки. Какое взаимное
расположение ведущего и ведомого валов ПКП наиболее целесо-
образно, зависит от принятой общей схемы компоновки трансмис-
сии. Предположим, что в рассматриваемом примере требовани-
ям компоновки трансмиссии удовлетворяют схемы с соосным
размещением ведущего и ведомого валов, т.е. схемы 2, 4, 5, 6, 7, 8,
9,15 и 20 на рис. 4.13.
Обеспечение минимальной слоис-
тости валов. Схемы 4, 6, 7, 8, 9 и 20 (рис. 4.13) четырех-
слойные, а схема 14 - пятислойная. Конструкции ПКП, выполнен-
ные по таким схемам, получаются сложными и их следует отбра-
ковывать. Схемы 2, 5 и 15 - двухслойные, достаточно простые и
рекомендуются для дальнейшего анализа.
Установка блокировочного фрик-
цион а . В соответствии с ОКП ПКП (см. рис. 4.8) наименьший
расчетный момент блокировочного фрикциона получается при
блокировке на нейтрали ведущего звена с тормозным звеном вто-
рой передачи:
^min=^ “ 0,445 М .
ад
В оставшихся для дальнейшего анализа схемах 2, 5 и 15 (см.
рис. 4.13) такую блокировку выполнить невозможно. Нельзя также
сблокировать звенья "вщ" и "Г, "-2" и "2", "-7" и "2".
Во всех трех схемах 2, 5 и 15 наименьший из возможных рас-
четный момент блокировочного фрикциона получается при блоки-
ровке ведомого звена (ем) с тормозным звеном (2) второй переда-
чи. Здесь расчетный момент блокировочного фрикциона
МФ^т=Мвщ = 0,14 Мещ .
од
Следовательно, по обеспечению минимального расчетного мо-
мента блокировочного фрикциона структурные схемы 2, 5 и 15
ПКП идентичны. На указанных структурных схемах (см. рис. 4.13)
блокировочные фрикционы, блокирующие ведомое и тормозное
звено второй передачи, обозначены буквой Ф.
222
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
Рис. 4.13. Структурные
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ДВУМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 223
схемы ПКП
224
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
Определение КПД ПКП. При выборе схемы
ПКП КПД определяется на наиболее часто используемой переда-
че, не считая прямую. Для определения КПД ПКП удобен метод,
предложенный проф. М.А. Крейнесом. Известно, что на р передаче
КПД ПКП определяется по выражению
_ ^отв _ ^вм ®вм _
Nподе Meuf Up
(4.18)
где Nome и Nnode - мощность соответственно отводимая от ПКП и
подводимая к ней; Мвщ и Мт- моменты соответственно на веду-
щем и ведомом валах ПКП; <овм/ и со^ - угловая скорость враще-
ния соответственно ведущего и ведомого валов ПКП; йри ир -
силовое и кинематическое передаточные числа ПКП.
Работами М. А. Крейнеса установлено, что силовое переда-
точное число йр выражается той же аналитической зависимостью,
что и кинематическое передаточное число ир, только при этом
каждая характеристика планетарного ряда к должна быть умно-
жена или разделена на КПД планетарного ряда в относительном
движении г]0 (при остановленном водиле).
Следовательно, если кинематическое передаточное числа
ПКП
up=f(Ki,K2...Ki), (4.19)
то ее силовое передаточное число
йр = f (*1 По1, *2 П? - к, По ) • (4.20)
Здесь Xj - показатель степени х,=+1 или х,=-1.
Суть метода М.А. Крейнеса состоит в том, что уравнение
мощности для элементарного планетарного ряда (рис. 4.14) в от-
носительном движении (при остановленном водиле) с учетом по-
терь в зацеплении шестерен зависит от направления потоков мощ-
ности в механизме.
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ДВУМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 225
При передаче мощности от
солнечной к эпициклической
шестерне (сплошная стрелка на
рис. 4.14)
Ма (па -пв)т\о+Мс(пс-пв) = 0.
Разделив данное уравнение
на (пс-пв), получим
Л/акца + Мс=0.
При передаче мощности от
эпициклической к солнечной
шестерне (пунктирная стрелка
на рис. 4.14)
Рис. 4.14. Потоки мощности в
элементарном планетарном ряде
Ма (Па ~Пв) + Мс(Пс-Пв)Х]о=0.
Тогда, разделив данное уравнение на (пс -пв), найдем
А/ак + А/сг|о =0.
В результате общее выражение для рассмотренных случаев
передачи мощности примет вид:
Л/акПо+А4=0>
где х = +1 или х = -1.
Таким образом, для учета потерь в элементарном планетарном
Ряде необходимо его характеристику к умножить или разделить
на КПД планетарного ряда г)о в относительном движении (при
остановленном водиле).
В сложных механизмах каждая характеристика к,- для z-ro
планетарного ряда умножается на г]а‘, где знак х,- определяется по
выражению
x,=Sign——(4.21)
«„ ОК:
226
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
Здесь символ Sign обозначает "знак" и говорит о том, что
X] =+1, если выражение под знаком сигнатуры положительно, и
X] = -1, если это выражение отрицательно.
Общая методика определения КПД ПКП на любой включен-
ной передаче может быть представлена в виде следующих этапов:
1) по кинематической схеме ПКП с использованием уравне-
ний кинематики ТДМ находят кинематическое передаточное чис-
ло ир на р передаче (см. выражение 4.19);
2) по выражению (4.21) определяют знаки показателей степе-
ни х, у т|0;
3) по выражению (4.20) вычисляют силовое передаточное чис-
ло йр на р передаче;
4) по выражению (4.18) определяется КПД ПКП т|р на р
передаче.
Предположим, что в рассматриваемом примере наиболее час-
то используемой будет вторая передача, которая реализуется при
торможении второго тормозного звена с частотой вращения п2.
Аналитическое определение кинематического передаточ-
ного числа ПКП. Методику аналитического определения переда-
точного числа ПКП с использованием уравнений кинематики ТДМ
рассмотрим на примере структурной схемы 15 (см. рис. 4.13) при
включении второй передачи.
Рассмотрим последовательность действий при нахождении
кинематического передаточного числа ПКП.
а) На структурной схеме ПКП выделяют работающие (на-
груженные) на рассматриваемой передаче планетарные ряды. Не
нагружены те ряды, в которых хотя бы одно звено свободно.
В схеме 15 (рис. 4.13) не нагружен планетарный ряд 10, у ко-
торого свободно водило, соединенное с выключенным тормозом
(-2) второй передачи заднего хода. Планетарные ряды 3, 12 и 11
нагружены, так как солнечная шестерня ряда 3 передает момент от
ведущего вала, через солнечную шестерню ряда 11 передается ре-
активный момент на корпус коробки передач, а планетарный ряд
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ДВУМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 227
12 соединяет ряды 3 и 11. Как видно на структурной схеме
(рис. 4.13), ни одно звено этих рядов не свободно.
б) Для каждого работающего (нагруженного) планетарного
ряда составляют уравнение кинематики, выраженное через ха-
рактеристику к ряда (см. выражение (4.4)). В нашем случае для 3,
12 л 11 планетарных рядов (рис. 4.13) уравнения кинематики име-
ют вид:
«Оз + *з «сз“(1 + *з)«вз =°;
«а12+К12«с12-(1 + К12)«в12=0
«all + *11 «сП — 0 + *п)«вп =0.
(4.22)
в) Составляют уравнения связи на основании кинематической
или структурной схемы 75 ПКП (см. рис. 4.13). Из представленной
схемы ПКП следует, что
Пвщ ~ ПаЮ ~ ПаЗ ’ ПвЗ ~ «с12 ’ «ем ~ «сЗ ~ «в12 “ «сП >
«О12=«вп; «сП =°-
г) В уравнениях кинематики и связи частоты вращения всех
звеньев, связанных с ведущим и ведомым валами, заменяют на пвщ
и пт. В результате уравнения кинематики (4.22) примут вид:
«ви,+кз«вм-(1 + кз)«вз=0;
«а12 + *12 «с!2 ~ 0 + *12> «ем = ®
*11 «вм-(1 + Кц)«в11 =0-
(4.23)
д) Для определения передаточного числа ПКП на второй пе-
редаче и2 -п^/п^ решают систему уравнений (4.23). Сначала из
последнего уравнения системы (4.23) находят
228
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
Поскольку пв11=па12, то после подстановки иа12 во второе
уравнение системы уравнений (4.23) получим
+ *12 «С12 - (1 + *12 ) "ем = 0 •
1 + Кц
Отсюда
1 + *12 *Ц
«С12 = Пвм ---1---—---------
*12 V + *11) *12
(4-24)
Поскольку ис12 = пв3, то после подстановки ив3 по выражению
(4.24) в первое уравнение системы уравнений (4.23) найдем
«^+*3 «вм-0 + *з)«<ш
1 + *12
К12
(1 + Кц ) к12
Из данного уравнения
п
м2=^ = (1 + к3)
пвм
1 + *12
К11
к\2 О + ZCh)K12_
-к3.
После соответствующих преобразований выражение примет
вид
и2 = 1 + Кз +1. (4.25)
О+ *11) *12
ё) Для проверки выполненных аналитических выкладок в урав-
нение (4.25) из табл. 4.5 подставляют значения характеристик
планетарных рядов к3=2,6 , кп = 1,98 , к12=1,64. В результате
найдем
1 + 2,6 ,
и7 =--------------ь 1 = 1,74.
2 (1 + 1,98)1,64
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ДВУМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 229
Так как полученное значение и2 равно заданному в табл. 4.4,
то вывод выражения (4.25) выполнен правильно.
Аналогично найдем аналитические зависимости для опреде-
ления кинематического передаточного числа ПКП на второй
передаче для структурных схем 2 и 5.
а) Из анализа структурных схем 2 и 5 ПКП (см. рис. 4.13) сле-
дует, что на второй передаче (при остановленном тормозном звене
2) нагружены только планетарные ряды 1 и 11, поэтому уравнения
кинематики и связи, а также выражение для определения иг для
них будут одинаковы.
б) Уравнения кинематики для нагруженных планетарных ря-
дов 1 и 77:
nal+Kl «cl -(1 + Kl)«el =0;
«ац+*и "сц-(1 + Кц)"ви =0-
(4.26)
в) Уравнения связи:
^=ncil=nel; neii=nci; naii=Q.
г) Уравнения кинематики (4.26) с учетом уравнений связи
примут вид:
%+*i"ci-(i+*i)«eM=o;| . (427)
*11 ««м-О + КпКп =0- J
д) Определение w2. Из второго уравнения системы (4.27) най-
дем
*п
230
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
После подстановки данного выражения в первое уравнение
системы уравнений (4.27) получим
К.
Пвш +К1 пвм -----U----(1 + К,)и =0»
6Щ 1 &М < v 1 z &М 7
1 + ^11
откуда
1 + кн 1 + кп
(4.28)
е) Для проверки аналитического выражения (4.28) подставим
в него значения характеристик планетарных рядов к, = 2,2 и
к,! = 1,98. В результате вычислим
1 + 2,2 + 1,98
w, =--------------= 1,74,
2 1 + 1,98
что соответствует заданному значению и2 в табл. 4.4. Следова-
тельно, аналитическая зависимость (4.28) для определения кине-
матического передаточного числа ПКП для структурных схем 2 и
5 (рис. 4.13) получена верно.
Определение знаков показателей степени у рассмот-
рим на примере структурной схемы 15 ПКП (рис. 4.13).
Для этой схемы согласно выражению (4.25)
1 + к,
и2 =---------—
(1 + Кц) к12
Тогда, используя выражение (4.21),
к, ди-,
х3 = Sign —--------
и2 дк3
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ДВУМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 231
В рассматриваемом примере, как и в большинстве случаев,
частная производная
t/Y U'V-V'U
v)~ V2
Тогда
(1 + Кц)К12
дк3
___ +4______________+1_________
к, 1 + (1+ *,.)*,, - О л
.---:----------------------------+ 0 = +1
1 + *3 н (1 + Кц)Ч22
(1 + Кц)К12
Аналогично определяются
5кп
. ^17 О . ^17
= Sign -12- —= Sign —-—12—
и2 дк12 1 + *3
(1 + кп) к12
(1 + Кц)К12
5*12
Для структурных схем 2 и 5 ПКП (рис. 4.13) согласно выра-
жению (4.28) имеем
1 + к, + к,.
м, =----!--—.
1 + *п
232
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
Тогда
1 + К] +кп
- 1 + Кц -
дк{
%! j = Sign—= Sign -——-
U2 (кц 1 + Х?! +Кц
1 + Кц
1 + к, + ки
. 1 + Кц .
Силовое передаточное число на второй передаче определя-
ется по выражению (4.20). Тогда для структурной схемы 15
(рис. 4.13) имеем
1 + к3 По3 1 _ 1 + 2,6-0,96+1
(1 + кп л?1) «и П? ~ (1 +1,98 • 0,96’*) 1,64 • 0,96’*
для структурных схем 2 и 5 (рис. 4.13)
1 + кх п? + Кп т|? 1 + 2,2 • 0,96+1 +1,98 • 0,96"1
1 + КцП?1 ~ 1 + 1,98-0,96^
Определение КПД ПКП на второй передаче. Для структур-
ной схемы 15 ПКП
й2 1,666
П, = — =--------= 0,955
2 и2 1,74
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ДВУМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 233
Рис. 4.15. Кинематическая схема ПКП
а для структурных схем 2 и 5
w,
п2=—
и2
^ = 0,971.
1J4
Таким образом, структурные схемы 2 и 5 ПКП имеют более
высокий КПД на наиболее часто используемой второй передаче по
сравнению со схемой 15. Однако в схеме 2 по сравнению со схе-
мой 5 несколько проще могут получиться конструкции звеньев,
связанных с ведущим валом и тормозом первой передачи (см. рис.
4.13). Поэтому схема 2 принимается нами для дальнейшей конст-
руктивной проработки как более простая.
На рис. 4.15 приведена кинематическая схема ПКП, выпол-
ненная по структурной схеме 2 (см. рис. 4.13). Тормозом 7] вклю-
чается первая передача. В этом случае под нагрузкой работает
только планетарный ряд 1. Тормозом Т2 включается вторая пере-
дача. Здесь под нагрузкой работают планетарные ряды 7 и 77.
Фрикционом Ф включается третья (прямая) передача и под на-
грузкой работают планетарные ряды 7 и 77. Тормозом Т1 включа-
234
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
ется первая передача заднего хода и нагружается планетарный ряд
3. Тормозом Т_2 включается вторая передача заднего хода и на-
гружаются планетарные ряды 3, 10.
Таким образом, используя метод синтеза ПКП, мы выбрали
наиболее рациональную ее кинематическую схему.
Определение чисел зубьев шестерен в планетарной
коробке передач
В ТДМ, которые относятся к соосным зубчатым механизмам,
нельзя произвольно назначать числа зубьев шестерен, так как не-
обходимо прежде всего обеспечить совпадение осей вращения их
центральных звеньев. Кроме того, при наличии нескольких сател-
литов необходимо обеспечить возможность сборки механизма, а
также отсутствие задевания сателлитов одного ряда друг за друга.
При этом число зубьев наименьшей шестерни ТДМ должно ис-
ключать вероятность подрезания ножки зуба.
Таким образом, при подборе чисел зубьев шестерен ТДМ не-
обходимо обеспечить соблюдение условий соосности, сборки и
соседства.
Условие соосности. Выполнение этого условия обеспечивает
соосность центральных зубчатых колес ТДМ. Для наиболее ком-
пактного и самого распространенного в схемах ПКП одновенщо-
вого ТДМ со смешанным зацеплением шестерен (рис. 4.3, а) усло-
вие соосности записывается в виде:
т Zc = т Za +2mZBo,
где т - модуль зацепления; Za, Zc и Zg0 - число зубьев соответ-
ственно солнечной шестерни, эпицикла и сателлита.
Так как модуль у всех шестерен одинаков, то
Z, =Z;+2Z,,„. (4.29)
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ДВУМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 235
Из условия соосности (4.29) вытекает важное практическое
правило при подборе числа зубьев: солнечная шестерня и эпицикл
должны иметь или четное, или нечетное число зубьев, чтобы их
разность была четной величиной. В противном случае сателлиты
будут иметь дробное число зубьев
7
Во 2 ’
Для ТДМ с двухвенцовыми сателлитами (рис. 4.3, б) условие
соосности примет вид:
^(^+^a) = wc(zc-z5c).
Здесь та и тс - модуль соответственно солнечной шестерни
и эпицикла; ZBa и ZBc - число зубьев сателлита, зацепляющегося
соответственно с солнечной шестерней и эпициклом.
На практике обычно применяют ТДМ, у которых та = тс.
В общем виде для ТДМ с одно- и двухвенцовыми сателлитами
(см. рис. 4.3 и рис. 4.6,а и б) можно записать:
тм (ZM ±ZB ) = тБ (ZB ±ZB ),
где тм и тБ- модуль соответственно малого и большого цен-
трального зубчатого колеса; ZM и ZB - число зубьев соответст-
венно малого и большого центрального зубчатого колеса; ZBu и
ZBs - число зубьев сателлита, зацепляющегося соответственно с
малым и большим центральным зубчатым колесом; знак "+" выби-
рают для внешних зацеплений шестерен, знак - для внутрен-
них.
Для ТДМ, в которых используют сателлиты, состоящие из
Двух сцепляющихся друг с другом зубчатых колес (см. рис. 4.4 и
Рис. 4.6, в и г), условие соосности можно выразить векторным ра-
236
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
венством (рис. 4.16)
+ ^Во + Re ~ 0 ’
в котором модули векторов
m(ZM+ZBM) m(ZBM + ZB6)
~2 , RBo~ ~2---------.
n _ m (ZB ~ ZB6 )
Здесь m - модуль зацепления; ZM и ZB - число зубьев соот-
ветственно малого и большого центрального зубчатого колеса;
ZBm и ZB6 - число зубьев сателлита, зацепляющегося соответст-
венно с малым и большим центральным зубчатым колесом; знак
"+" - для внешних зацеплений шестерен, а знак - для внутрен-
них.
Для схемы на рис. 4.16, a ZM =Za,& ZB = Zc\ для рис. 4.16, б -
ZM = Za«^ ZB = Za6 ; для рис. 4.16,в- Z^Z^, a ZB=Zc6.
Условие сборки. Это условие определяет возможность сбор-
ки ТДМ, т.е. возможность одновременного зацепления сателлитов
с центральными зубчатыми колесами.
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ДВУМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 237
Рассмотрим в качестве примера одновенцовый ТДМ со сме-
шанным зацеплением шестерен (рис. 4.3, а), у которого сателлит В
должен одновременно находиться в зацеплении с солнечной шес-
терней а и эпициклом с. Это возможно только при условии, когда
Z +Z
с- а = у, (4.30)
где d-число сателлитов; у - любое целое число.
Таким образом, условие сборки одновенцового ТДМ со сме-
шанным зацеплением шестерен заключается в том, что сумма чи-
сел зубьев солнечной шестерни и эпицикла должна быть кратна
числу сателлитов.
Для присоединяемых планетарных рядов (см. рис. 4.4) это
условие примет вид:
d
где ZE и ZM - число зубьев соответственно большого и малого
центрального зубчатого колеса.
При характеристике планетарного ряда к = 1 ZB = ZM .
Возможность сборки ТДМ с положительным внутренним пе-
редаточным числом, когда
Юа-(Йв_,е
и сателлитами, состоящими из двух соединяющихся друг с другом
Шестерен (рис. 4.6, в и г), определяется условием
d
238
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
Здесь число сателлитов d должно быть кратно разности чисел
зубьев Zc эпицикла и Za солнечной шестерни.
Условие соседства. Выполнение этого условия исключает
задевание сателлитов друг о друга и чрезмерные потери мощности
на "барботаж" масла (зазор между вершинами зубьев двух сосед-
них сателлитов должен быть более 3...5 мм). Условие соседства
чаще всего проверяют графически. Установлено, что для обеспе-
чения зазора между вершинами зубьев сателлитов более 3...5 мм
зазор между их начальными окружностями должен быть не менее
1/5 диаметра начальной окружности наименьшей шестерни плане-
тарного ряда.
Подбор чисел зубьев необходимо начинать с наименьшей
шестерни, число зубьев которой должно быть не менее 12-14. Та-
ким образом Zmin = 12... 14, что исключает вероятность подрезания
ножки зуба.
В ТДМ со смешанным зацеплением шестерен и одновенцо-
выми сателлитами (рис. 4.3, а) в зависимости от характеристики
к ряда меньшее число зубьев может иметь солнечная шестерня
или сателлит.
Если характеристика планетарного ряда к > 3, то Zmin - на
солнечной шестерне. Тогда из условия сборки (4.30)
7
а 1 + к'
Если к < 3, то Zmin - на сателлите. Тогда из условия соосно-
сти (4.29)
= Za(K~1} . (4.32)
Подставляя Za из выражения (4.31) в (4.32), получим
_ к-1 dy
”7ЙТ‘
(4.33)
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ДВУМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 239
При к = 3 солнечная шестерня и сателлит имеют одинаковое
число зубьев, которое можно определить можно проводить по вы-
ражению (4.31) или (4.33).
Рассмотрим в качестве примера схему ПКП, представленную
на рис. 4.15. Для обеспечения достаточной простоты конструкции
ТДМ, входящих в схему ПКП, примем для всех ее четырех рядов
одинаковое число сателлитов - d = 3. Рассмотрим последователь-
но все четыре планетарных ряда, входящих в схему ПКП.
Для планетарного ряда 3 к3 = 2,6. Так как к3 < 3, то по
выражению (4.33), принимая у = 30, определим число зубьев са-
теллита
_к3—1 dy _ 2,6-1 3-30
Bo3 к3+\ 2 2,6 + 1 2
Тогда число зубьев солнечной шестерни
2Z^ = ^0
03 к-1 2,6-1
а число зубьев эпицикла
Zc3 = Za3 к3 = 25 • 2,6 = 65.
Для планетарного ряда 1 кх = 2,2. Так как кх<3, то, при-
нимая у = 32, получим:
к,-1 2,2-1 3-32 .
Во1 zq+1 2 2,2 + 1 2
9 7 9.1 R
Zal=—^ = ^- = 30; Z^Z^ =30-2,2 = 66.
к-1 2,2-1
Для планетарного ряда 11 ки =1,98. Так как кх <3, то,
принимая у = 32, получим ZSoll = 16, Zall = 32 и Zcll = 64. При
этом уточненное значение характеристики планетарного ряда
Ku = ZcJZaXX = 64/32 = 2,0.
240
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
Для планетарного ряда 10 к10=1,78. Так как к10<3, то
Zmin = ^во Однако Для этого ряда при d = 3 не удается обеспечить
выполнение условия сборки (4.30). Поэтому, принимая d = 4, по-
лучим ZBol0 = 14, ZaV) = 36 и Zcl0 = 64.
Поскольку при подборе чисел зубьев шестерен планетарных
рядов характеристика ряда 11 изменилась незначительно, то сле-
дует уточнить значение передаточного числа ПКП для наиболее
часто используемой передачи, исключая прямую. В нашем случае
мы приняли, что наиболее часто используемой в эксплуатации бу-
дет вторая передача.
Тогда для нее, согласно выражению (4.28), уточненное значе-
ние кинематического передаточного числа
1 + К]+кп 1 + 2,2+ 2,0
и. =----1---— =------------= 1,733,
1 + кп 1 + 2,0
которое отличается от исходного значения и2 = 1,74 всего на
0,4 %.
Примечание: при подборе чисел зубьев шестерен
планетарных рядов коробки передач допускается корректировка
передаточных чисел до 3 %.
В нашем случае передаточное число на наиболее часто йс-
пользуемой передаче изменилось всего на 0,4 %, что допустимо.
Следовательно, числа зубьев шестерен планетарных рядов подоб-
раны верно.
Кинематический анализ планетарной
коробки передач
Задачей кинематического анализа является уточнение переда-
точных чисел ПКП (если при подборе чисел зубьев шестерен пла-
нетарных рядов изменялись их характеристики к) и аналитичес-
кое определение абсолютных частот вращения всех центральных
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ДВУМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 241
звеньев и относительных частот вращения сателлитов на всех пе-
редачах.
Кинематический анализ ПКП основан на использовании
уравнений кинематики ТДМ.
Рассмотрим схему ПКП (рис. 4.15) и проанализируем ее рабо-
ту на всех передачах.
Для этого запишем уравнения кинематики для всех ТДМ, вхо-
дящих в схему ПКП, в порядке их расположения на схеме:
Па\0 *10 ПсЮ ~ 0 + *ю) ПвЮ = 0 ’
ИйЗ+Кз«еЗ-(1 + Кз)«вЗ=();
Па1+К1 «el-O + KlXl =0;
ПаП + КП Пс11 -0 + Кц) ИвЦ=0.
Первая передача. Она обеспечивается включени-
ем тормоза 7]. Здесь под нагрузкой работает только планетарный
ряд 1.
Перепишем уравнение кинематики ТДМ для этого ряда:
«О1+*1 «ci-O + kMi =0.
При включении тормоза 7] пс1 =0 (см. рис. 4.15), а
««1 = Пвщ И Пв1=Пвм-
Тогда уравнение кинематики примет вид:
%-(!+*) ^=0-
Отсюда передаточное число ПКП на первой передаче
М1 ~ пвщ/Пем = 1 + = 1 + 2,2 = 3,2.
Из схемы ПКП следует, что
% = паХ = по3 = па10 = 2000 мин"1; псХ = ив11 = 0 мин’1;
242
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
"сз = "el = "ell = "«« = Пвщ/Щ = 2000/3,2 = 625 мин"1.
Из уравнения кинематики для планетарного ряда 3 с учетом
уравнений связи определим
^вЩ + ^3 ^вМ 1 AA« -1
"сю = "вз = —:-------=1007 мин •
1 + к3
Аналогично для планетарного ряда 10 найдем
ею 1 7
I + к10
а для планетарного ряда 77 с учетом, что пеП =0 мин-1,
"all =-Кц "сП = -1250 мин"1.
Вычислим относительные частоты вращения всех сателлитов
ПКП при включенной первой передаче. Для этого используем
выражение (4.11). В результате получим:
2 2
"вою = - ("aio - "ею)-7=-(2000-1364) =-1631 мин-1;
к10-1 1,78-1
2 2
"«о, -------- = -(2000-1007)——=-1241мин-'
к3-1 2,6-1
2 2
= -(2000-625)—— = -2292мин-' ;
1 Z^Z 1
"Boll =- ("all - "oil) ~^— = -(-1250-0)—^— = 2500 мин"1.
кн-1 2-1
Для оценки возможности использования заданной схемы ПКП
нас интересуют абсолютные величины частот вращения всех ее
звеньев. Поэтому в табл. 4.7 занесем результаты выполненных
расчетов по абсолютной величине (без учета знака).
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ДВУМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 243
4.7. Частоты вращения всех центральных звеньев ПКП
и относительные частоты вращения сателлитов, мин'1
Передача 1 2 3X1 ЗХ2
Нагруженные ряды ПКП 1 1 и 11 3 ЗиЮ
Пвщ ~ Па\ ~ ПаЗ ~ ПМ 2000 2000 2000 2000
пс3=пл=плх=пвм 625 1160 768 2330
Пс\0 ~ ПвЗ 1007 1390 0 1007
ПвЮ 1364 1610 720 0
0 770 2030 4300
Па\Х 1250 0 4300 8330
ПВо\ 2292 1400 4600 7220
ПВоП 2500 1540 4540 8060
ПВоЗ 1241 760 2500 1110
ПВо10 1631 1000 3560 5130
Вторая передача обеспечивается включением
тормоза Г2, и здесь под нагрузкой работают планетарные ряды 1
и 11.
Передаточное число ПКП на данной передаче мы определяли
раньше:
1 + к, +к,, ,
м, =-----!--= 1,733.
1 + Ки
Частоты вращения центральных звеньев ПКП и относитель-
ных частот вращения сателлитов на второй передаче находят ана-
логично (см. табл. 4.7).
244
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
Третья передача получается включением блоки-
ровочного фрикциона Ф, и под нагрузкой работают планетарные
ряды 1 и 11. Здесь все центральные звенья ПКП заблокированы и
вращаются с частотой вращения пвщ ведущего звена, а относи-
тельная частота вращения сателлитов всех планетарных рядов
равна нулю. Передаточное число ПКП на третьей передаче и3 = 1.
Поскольку частоты вращения звеньев ПКП на третьей (прямой)
передаче не представляют интереса для оценки ее кинематической
схемы, то эти результаты не заносятся в табл. 4.7.
Первая передача заднего хода. Вклю-
чен тормоз Т!, под нагрузкой работает планетарный ряд 3.
Для определения передаточного числа ПКП на данной пере-
даче перепишем уравнение кинематики ТДМ для планетарного
ряда 3:
паз+кзпез-(1 + кз)пез=в-
Здесь (см. рис. 4.15) ив3=0; ио3=ивм/; пс3=пвм.
Тогда с учетом уравнений связи уравнение кинематики при-
мет вид:
Отсюда передаточное число ПКП на первой передаче заднего
хода
w-i =%/"«« =-^3 =“2,6.
Частоты вращения всех центральных звеньев ПКП и относи-
тельные частоты вращения сателлитов определяются так же, как и
для первой передачи переднего хода. Результаты выполненных
расчетов занесены в табл. 4.7.
Вторая передача заднего хода обеспе-
чивается включением тормоза Т_2. Здесь под нагрузкой работают
планетарные ряды 3 и 10.
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ДВУМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 245
Перепишем уравнения кинематики ТДМ для указанных пла-
нетарных рядов:
4,10 + *10 ПМ -(1 + *ю) 4,10 = 0 ; 4,3 + *3 «еЗ ~0 + *з) 4,3 = <> •
На данной передаче (см. рис. 4.15) ив10 = 0; па10 = па3 = пвщ;
4l0 ~ ПвЗ ’ ПсЗ ~ Пш •
Решая уравнения кинематики с учетом уравнений связи,
определим передаточное число ПКП:
1 + Кз+К10
Уточненные частоты вращения центральных звеньев ПКП и
относительные частоты вращения сателлитов найдем так же, как и
для первой передачи (см. табл. 4.7).
В табл. 4.7 относительные частоты вращения сателлитов, ра-
ботающих по нагрузкой, выделены.
Из анализа частот вращения всех звеньев ПКП видно, что при
работе под нагрузкой они не превосходят допустимых пределов.
Частоты вращения сателлитов первого и одиннадцатого планетар-
ных рядов на второй передаче заднего хода достигают соответст-
венно 7200 и 8060 мин'1 только при работе без нагрузки, что до-
пустимо. Солнечная шестерня планетарного ряда 11 вращается на
данной передаче без нагрузки с частотой вращения
пл] = 8330 мин-1, что также допустимо.
Таким образом, полученная в результате синтеза схема ПКП
обеспечивает работу всех подшипников в области допустимых для
них частот вращения.
Силовой анализ планетарной коробки передач
Силовой анализ ПКП производится с целью определения мак-
симальных крутящих моментов, нагружающих фрикционные эле-
менты и шестерни планетарных рядов, что необходимо для их по-
следующего расчета.
246
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
Крутящие моменты, действующие на звенья планетарного
ряда. В ТДМ со смешанным зацеплением шестерен (см. рис. 4.3)
абсолютные величины моментов Ма на солнечной шестерне,
Мв на водиле и Мс на эпицикле связаны соотношениями:
Мв=Мй(1 + к); (4.34)
Мс=Мак-, (4.35)
Мв=Мс —. (4.36)
к
Отметим основные свойства этих со-
отношений:
1) они справедливы для любого режима работы ТДМ
(блокировка, вращение двух звеньев при заторможенном третьем
звене, вращение всех звеньев под нагрузкой);
2) если момент одного из звеньев равен нулю, то два других
тоже равны нулю и весь ТДМ не нагружен (это свойство
используется при определении нагруженных рядов ПКП);
3) зная момент, подведенный к одному звену, можно опреде-
лить два других момента;
4) совпадающие по направлению моменты солнечной шестер-
ни и эпицикла направлены против момента водила и весь ТДМ
уравновешен.
Для ТДМ внешнего зацепления шестерен (см. рис. 4.4, а) -
присоединяемых планетарных рядов - справедливы следующие
соотношения моментов:
4=^(1+*); <4-37)
(4-38)
М.=М„В —. (4.39)
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ДВУМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 247
Здесь МаМ и МаБ - крутящий момент соответственно на ма-
лой и большой солнечных шестернях.
В ТДМ смешанного зацепления шестерен (см. рис. 4.4, б) -
присоединяемом ряде
JH,=4m(1 + k); (4.40)
= Мм к; (441)
м.=м1В —, (442)
к
где МсМ и МсБ - крутящий момент соответственно на малой и
большой эпициклических шестерн.
Рассмотрим свойства соотношений (4.3—4.39) и (4.40-4.42):
- первые три свойства аналогичны ТДМ со смешанным заце-
плением шестерен;
- совпадающие по направлению моменты на солнечных шес-
тернях (для ТДМ с внешним зацеплением шестерен) или на эпи-
циклах (для ТДМ со смешанным зацеплением шестерен) направ-
лены против момента водила и весь ТДМ уравновешен.
В ТДМ с положительным внутренним передаточным числом
(см. рис. 4.6) моменты, действующие на центральные зубчатые
колеса, противоположны по направлению, а момент, действующий
на водило и равный их алгебраической сумме, по направлению
совпадает с моментом центрального колеса, вращающегося при
неподвижном водиле с большей скоростью.
Определение тормозных моментов. Тормозные моменты по
отношению к ПКП являются внешними. Кроме тормозного мо-
мента при включении передачи с передаточным числом ир Ф1 на
ПКП действуют еще два внешних момента: Мвм/на ее ведущем
валу и Мем - на ведомом (рис. 4.17).
248
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
Рис. 4.17. Схема внешних моментов, действующих
на ПКП с двумя степенями свободы
Запишем условие равновесия системы:
Мвщ+МТр-Мвм=0,
где МТр - момент трения тормоза нар передаче.
Принимая
MeM=Meufuprjp,
найдем
MTP=Meut(upiip-l).
Пренебрегая потерями в ПКП (ошибка не превышает 3 %),
окончательно получим
MTp=M„(up-l). (4.43)
Выражение (4.43) позволяет определить расчетный момент
тормоза на любой передаче в ПКП с учетом знака передаточного
числа ир.
В качестве примера вычислим расчетные моменты на солнеч-
ных шестернях всех планетарных рядов выбранной нами ранее
схемы ПКП (см. рис. 4.15), ее тормозов и блокировочного фрик-
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ДВУМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 249
циона. Здесь необходимо рассмотреть работу ПКП на всех переда-
чах.
Первая передача. Под нагрузкой работает плане-
тарный ряд 1.
Расчетный момент тормоза первой передачи определим по
выражению (4.43).
Тогда
Мп = Мс1 = Мвщ -1) = Мвщ (3,2 -1) = 2,2 Мещ .
Момент на солнечной шестерне планетарного ряда 1 (см.
рис. 4.15)
41=^-
Вторая передача. Под нагрузкой работают плане-
тарные ряды 1 и 11. Тогда, используя выражение (4.43) и уравне-
ния кинематики и связи для этих рядов, получим
мт2 =мм= Мвщ (и2 -1) = Мвщ (1,74 -1) = 0,74 Мв1#;
мл=мвщ.
Третья передача. Включен блокировочный фрик-
цион Ф и под нагрузкой работают планетарные ряды 7 и 77:
К = = 0,733 К, ;
1 + Кц 1 + Кц 1 + Кц 1 + 2
Ч, =мвщ.
Первая передача заднего хода. Вклю-
чен тормоз Т_ ]. Под нагрузкой работает планетарный ряд 3:
Mr_, = М., = (и., -1) = М.щ (-2,6 -1) = -3,6 ;
МаЗ ~~ Мвщ •
250 Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
4.8. Нагрузки на элементы ПКП
Пере- дача Расчетный момент в долях от Мвщ
МТ\ мт_2 мф ма3 ма1 маи
1 2,2 0 0 0 0 0 0 1 0
2 0 0,74 0 0 0 0 0 1 0,74
3 0 0 0 0 0,733 0 0 1 0,733
3X1 0 0 3,6 0 0 0 1 0 0
зх2 0 0 0 1,86 0 0,67 0,33 0 0
Вторая передача заднего хода. Вклю-
чен тормоз Г 2. Под нагрузкой работают планетарные ряды 3 и 10.
мт_2 = Мм=Мвщ (и_2 ~^=мвщ (-0,86-1) = -!,86^;
Чю = = ~1,86М^ = -0,67 М ;
а0 1 + к10 1 + 1,78
Ма3 = = Мвщ U~2 = = -0,33 м .
к3 к3 к3 2,6
Результаты выполненных расчетов занесем в табл. 4.8.
Расчеты планетарных рядов коробки передач необходимо вы-
полнять по максимальным нагружающим моментам, величины
которых выделены в табл. 4.8.
Составление схем планетарных коробок передач с
использованием присоединяемых рядов
При синтезе схем ПКП кроме одновенцовых ТДМ смешанно-
го зацепления шестерен (рис. 4.3, а) наиболее часто используют
ТДМ внешнего (рис. 4.4, а) и смешанного (рис. 4.4, б) зацепления.
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ДВУМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 251
Такие механизмы позволяют иметь малые значения характеристик
к планетарного ряда (1 < к < 1,5) и их обычно компонуют с одно-
венцовыми ТДМ смешанного зацепления шестерен (рис. 4.3, а),
образуя компактные структуры ПКП с присоединяемыми рядами
(рис. 4.5).
Получаемые компактные структуры упрощают конструкцию
ПКП, так как в двух рядом расположенных независимых ТДМ на-
считывают лишь четыре центральных звена вместо шести: две
солнечные шестерни, эпицикл и общее водило (рис. 4.5,а) или два
эпицикла, солнечную шестерню и общее водило (рис. 4.5,6).
Недостатком присоединяемых рядов, как было показано вы-
ше, является низкий КПД в относительном движении, что снижает
общий КПД ПКП.
Однако присоединяемые ряды в настоящее время применяют
в схемах ПКП, где они работают, как правило, на не основных ма-
ло используемых по времени передачах.
Условием присоединения (создания компактных структур
ПКП) является совпадение индексов двух центральных звеньев,
включая водило, у основного и присоединяемого планетарных ря-
дов.
Если у основного планетарного ряда совпадающий индекс
кроме водила имеет солнечная шестерня, то присоединяемый ряд
будет внешнего зацепления с двумя последовательно связанными
сателлитами (рис. 4.4, а).
Если в основном ряде совпадающий индекс кроме водила
имеет эпицикл, то присоединяемый ряд будет смешанного зацепле-
ния с двумя последовательно связанными сателлитами (рис. 4.4, 6).
Построение структурных схем присоединяемых рядов.
Общую методику построения структурных схем присоединяемых
рядов внешнего зацепления рассмотрим на примере уравнения их
кинематики (4.5):
ПаМ+К ^-(I + К) Пв=0.
Кинематическая схема механизма (рис. 4.4, а), описываемого
Данным уравнением, заменяется структурной схемой (рис. 4.18, а),
252
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
а) б)
Рис. 4.18. Структурные схемы присоединяемых рядов:
а - внешнего зацепления; б - смешанного зацепления
где водило с частотой вращения пв изображается горизонтальной
линией, малая солнечная шестерня с частотой вращения паМ -
нижней стрелкой, а большая солнечная шестерня с частотой вра-
щения паБ - верхней стрелкой. При одинаковых размерах солнеч-
ных шестерен верхняя стрелка обозначает одну их этих шестерен.
Присоединяемые ряды смешанного зацепления (рис. 4.4, б),
согласно уравнению их кинематики (4.6), заменяются также струк-
турной схемой (рис. 4.18, б). Здесь водило изображается горизон-
тальной линией, малая эпициклическая шестерня - нижней стрел-
кой, а большая эпициклическая шестерня - верхней стрелкой. При
одинаковых размерах эпициклических шестерен нижняя стрелка
обозначает одну их этих шестерен.
Построение схем ПКП с использованием присоединяемых
рядов. Рассмотрим пример построения схемы ПКП, используя из
табл. 4.5 уравнения 10, 7, 1 и 2 кинематики ТДМ. Здесь мы допол-
нительно к годному уравнению 10 и условно годным 7 и 1 добави-
ли уравнение 2, которое ранее нами было отбраковано по величине
к характеристики планетарного ряда. Для уравнения 2 характери-
стика планетарного ряда к = 1,35. Ее величина может быть реали-
зована в схеме ПКП путем использования присоединяемого ряда
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ДВУМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 253
внешнего или смешанного зацепления (см. рис. 4.4). Структурная
схема ПКП для группы уравнений 10. 7. 1. 2 представлена на
рис. 4.19, а. На схеме у основного ряда 1 и присоединяемого 2
совпадают индексы у водила, а также солнечной шестерни основ-
ного ряда и индекс верхней стрелки для присоединяемого ряда.
а)
Рис. 4.19. Схема ПКП с присоединенным рядом
внешнего зацепления:
а - структурная; б - кинематическая
254
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
Тогда, согласно правилу, если у основного планетарного ряда
совпадающий индекс кроме водила имеет солнечная шестерня, то
присоединяемый ряд будет внешнего зацепления с двумя последо-
вательно связанными сателлитами.
На структурной схеме ПКП большая солнечная шестерня при-
соединяемого ряда внешнего зацепления обозначена штриховой
стрелкой, так как данная солнечная шестерня является общей для
основного ряда 1 и присоединяемого 2, а связь между солнечными
шестернями этих рядов обозначена штриховой линией. Это обо-
значение введено для удобства построения кинематической схемы
ПКП, которая представлена на рис. 4.19, б. Здесь видно, что сол-
нечная шестерня основного ряда 1 одновременно является боль-
шой солнечной шестерней присоединяемого ряда 2 внешнего за-
цепления.
Таким образом, мы получили кинематическую схему ПКП с
присоединенным рядом внешнего зацепления, обеспечивающую
получение трех передач переднего хода и двух заднего. Здесь пря-
мая передача обеспечивается включением блокировочного фрик-
циона Ф.
Рассмотрим пример построения схемы ПКП с присоединен-
ным рядом смешанного зацепления, используя из табл. 4.5 уравне-
ния 11, 1, 3 и 16 кинематики ТДМ. Здесь мы дополнительно к
годному уравнению 3 и условно годным 11 и 1 добавили уравне-
ние 16, которое ранее нами было отбраковано по величине к ха-
рактеристики планетарного ряда. Для уравнения 16 характеристи-
ка планетарного ряда к = 1,07. Ее величина, как и в ранее рас-
смотренном примере, может быть реализована в схеме ПКП путем
использования присоединяемого ряда внешнего или смешанного
зацепления (см. рис. 4.4).
Структурная схема ПКП для группы уравнений 11. 1. 3. 16
представлена на рис. 4.20, а. На схеме у основного ряда 3 и при-
соединяемого 16 совпадают индексы у водила, а также эпицикла
основного ряда и индекс нижней стрелки для присоединяемого
ряда.
Тогда, согласно правилу, если у основного планетарного ряда
совпадающий индекс кроме водила имеет эпицикл, то присоеди-
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ДВУМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 255
а)
Рис. 4.20. Схема ПКП с присоединенным рядом
смешанного зацепления:
а - структурная; б - кинематическая
няемый ряд будет смешанного зацепления с двумя последователь-
но связанными сателлитами. Следовательно, в рассматриваемом
примере можно использовать присоединяемый ряд смешанного
зацепления.
256
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
На структурной схеме ПКП малый эпицикл присоединяемого
ряда смешанного зацепления обозначен штриховой стрелкой, так
как он является общим для основного ряда 3 и присоединяемого
16, а связь между эпициклами этих рядов обозначена штриховой
линией. Это обозначение, как и в ранее рассмотренном примере,
введено для удобства построения кинематической схемы ПКП,
которая представлена на рис. 4.20, б. Здесь видно, что эпицикл ос-
новного ряда 3 одновременно является малым эпициклом присое-
диняемого ряда 16 смешанного зацепления.
Полученная схема ПКП с присоединенным рядом смешанного
зацепления обеспечивает, как и в ранее рассмотренном примере,
получение трех передач переднего хода и двух заднего.
Для принятия решения о выборе наиболее рациональной схе-
мы ПКП необходимо выполнить все этапы ее синтеза.
4.3. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
С ТРЕМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ
Кинематический и силовой анализ планетарных
коробок передач с тремя степенями свободы
В качестве примера на рис. 4.21 представлена кинематическая
схема ПКП с тремя степенями свободы, которая вместе с конечной
передачей составляет единый агрегат трансмиссии машины.
Кинематическая схема ПКП (рис. 4.21) включает ведущий
вал, четыре ТДМ, шесть элементов управления (четыре дисковых
тормоза Т], Т4, Т5, Т6 и два блокировочных фрикциона Ф2 и Ф3)
и ведомый вал. Здесь для включения какой-либо передачи и тор-
можения ведомого вала ПКП необходимо воздействовать сразу на
два элемента управления, указанные знаком "+" в табл. 4.9.
Присоединенный ряд 1 внешнего зацепления (рис. 4.21) со-
вместно с основным рядом 2, представляющим собой одновенцо-
вый ТДМ смешанного зацепления, образуют компактную структу-
ру ПКП, обеспечивающую малые осевые размеры коробки передач
и реализацию характеристики к} = 1,1 планетарного ряда 1. Ряды 3
и 4 ПКП представляют собой одновенцовые ТДМ смешанного за-
цепления.
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ТРЕМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 257
Рис. 4.21. Кинематическая схема ПКП с тремя
степенями свободы
Конечная передача данного агрегата представляет собой од-
новенцовый планетарный ряд смешанного зацепления, у которого
эпицикл связан с неподвижным корпусом.
Кинематический анализ ПКП. Он основан на использова-
нии уравнений кинематики ТДМ (4.4—4.6).
В данном случае (см. рис. 4.21) ПКП состоит из четырех ТДМ,
поэтому ее работа описывается системой четырех уравнений. То-
гда, учитывая, что ряд 1 является присоединенным внешнего заце-
258
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
4.9. Включение элементов управления в ПКП
Передача Включаемые элементы Нагру- женные ряды
Ту Ф2 Ф3 Т4 Т5 т6
I 4- 4- 3,4
II + 4- 2,4
III 4- 4- 2, 3,4
IV 4- 4- 1,4
V + 4- 1,3,4
VI + 4- 1,2,4
VII 4- 4- 1,2,3, 4
зх 4- 4- 3,4
Торможение ведомого вала 4- 4- 4
пления, а ряды 2, 3 и 4 - одновенцовыми ТДМ смешанного зацеп-
ления, получим:
и«1+к1 «й2-(1+^)«в1=0;'
«й2+^2«С2-(1 + ^)«в2=0; (4 44)
"йз+кзисЗ-(1 + кз)"вз=°;
«а4+К4ИС4-(1 + К4)«в4=0^
где пл, па2, па3, па4 - частоты вращения солнечных шестерен
соответственно 1, 2, 3 и 4 рядов ПКП; пс2, пс3, пс4 - частоты
вращения эпициклов соответствующих рядов ПКП; ив1, пв2, пв3,
пв4 - частоты вращения водил вышеуказанных рядов; к}, к2, к3,
к4 - характеристики соответствующих планетарных рядов
(к, =1,1; к2 = 2,0; к3 =4,57; к4 =2,14).
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ТРЕМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 259
Для данной схемы ПКП (рис. 4.21) запишем уравнения связи:
%=«а2=«а3;
пл=пв2=пв3=пс4-,>
«в4=«вм»
(4.45)
где neuf и пш - частоты вращения ведущего и ведомого валов
ПКП.
Тогда с учетом жестких кинематических связей (4.45) система
уравнений (4.44), описывающая работу ПКП, примет вид:
пви1+к2Пс2-(\ + к2)пс4=0;
^+^"сЗ-(1 + Кз)"С4=0;
(4.46)
па4+к4пс4-(1 + к4)пвм=0.
Работа конечной передачи описывается уравнением
was+^«cfi-(l + ^)«e£=0,
где паБ, псБ и пвБ - частота вращения соответственно солнечной
шестерни, эпицикла и водила конечной передачи; кБ = 3,64 - ха-
рактеристика планетарного ряда конечной передачи.
Поскольку в конечной передаче псБ =0 (см. рис. 4.21), то ее
передаточное число
иБ=ПаБ1ПвБ=^КБ =4,64.
Силовой анализ ПКП. Он проводится с целью определения
Максимальных крутящих моментов, нагружающих элементы
Управления, шестерни планетарных рядов и детали крепления для
260
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
Рис. 4.22. Схема внешних моментов, действующих на ПКП
с тремя степенями свободы
их последующего расчета. При силовом анализе ПКП используют
соотношения внутренних моментов (4.34-4.36) - для ТДМ сме-
шанного зацепления, (4.37-4.39) - для присоединяемых планетар-
ных рядов внешнего зацепления или (4.40-4.42) - для присоеди-
няемых планетарных рядов смешанного зацепления.
Определение тормозных моментов.
В ПКП с тремя степенями свободы включение передачи осуществ-
ляется одновременным воздействием сразу на два элемента управ-
ления (два тормоза, тормоз и фрикцион или два фрикциона). Тор-
мозные моменты являются внешними по отношению к ПКП
(рис. 4.22).
Запишем условие равновесия системы:
Мвщ+Мп+МТ2~Мвм = 0,
где МТ} и МТ2 - момент трения соответственно первого и второ-
го тормоза на р передаче.
Принимая, что суммарный момент трения двух тормозов
= MTi + МГ2,
а крутящий момент на ведомом валу
^вм Мв1ц Up Т]р
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ТРЕМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 261
й пренебрегая потерями в ПКП, получим
М^=Мвщ{ир-\у
(4-47)
Выражение (4.47) справедливо для любых типов ПКП.
В ПКП с тремя степенями свободы при включении передачи с
помощью фрикциона и тормоза выражение (4.47) определяет од-
нозначное значение момента трения тормоза, так как момент тре-
ния блокировочного фрикциона является внутренним по отноше-
нию к коробке передач. Для рассматриваемой схемы ПКП (см.
рис. 4.21 и табл. 4.9) по данному выражению, зная величину кине-
матического передаточного числа ир на р передаче, находят мо-
мент трения тормоза на передачах I, III, V и VI и передаче заднего
хода.
Если включение передачи осуществляется сразу двумя тормо-
зами (передачи II и IV), то по выражению (4.47) определяется сум-
марный момент трения сразу двух тормозов. При этом для нахож-
дения момента трения каждого из тормозов используют соотно-
шения (4.34-4.42) внутренних моментов.
Определение моментов блокиро-
вочных фрикционов. Моменты блокировочных
фрикционов зависят от моментов, действующих на блокируемые
звенья ПКП. Вследствие этого общих формул, по которым можно
найти момент трения фрикциона, нет.
Определение моментов, нагружающих блокировочные фрик-
ционы, проводят в следующей последовательности:
1) выделяют нагруженные на рассматриваемой передаче пла-
нетарные ряды и фрикционные устройства и составляют их част-
ную кинематическую схему;
2) по частной кинематической схеме устанавливают, моменту
каких звеньев планетарных рядов равен момент Мф
блокировочного фрикциона. Тогда, используя соотношения (4.34—
4.42) внутренних моментов, определяют момент Мф;
262
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
3) в случае невозможности простого определения момента
Мф, на частной схеме необходимо расставить знаки направления
моментов, начиная со звена ПКП, нагруженного лишь двумя мо-
ментами, которые для обеспечения равновесия системы должны
быть направлены в противоположные стороны;
4) начиная с выбранного звена расставить знаки, характери-
зующие направление моментов, используя третий закон Ньютона,
условие равновесия сателлитов и ПКП в целом;
5) по схеме направлений моментов составить условие равно-
весия для нагруженных планетарных рядов ПКП и из него по со-
отношению внутренних моментов (4.34-4.42) определить момент
трения Мф блокировочного фрикциона.
Используя методику кинематического и силового анализа,
рассмотрим в качестве примера работу ПКП с тремя степенями
свободы (рис. 4.21) на передачах I, II и VI.
Первая передача. Здесь включены фрикцион Ф3 и тормоз Т4
(см. табл. 4.9) и под нагрузкой работают планетарные ряды 3 и 4.
Частная схема ПКП на данной передаче представлена на рис. 4.23,
Работа ПКП на передаче I согласно (4.46) описывается сис-
темой уравнений
%+^^з-(1+к3)«С4=о;
ио4+к4ис4-(1 + к4)«аи=0.
(4.48)
Из второго уравнения системы (4.48) выразим
_(\ + к4)пвм-па4
Г1с4 ~
К4
Подставив пс4 в первое уравнение системы (4.48), получим
и.ч+^3-(1+^)(1 + К4)”" "-4=0. (4.49)
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ТРЕМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 263
Рис. 4.23. Частная схема нагруженных планетарных рядов ПКП
при включении передачи I
С учетом того, что пс3 -па4=0 (см. рис. 4.23), из выражения
(4.49) определим кинематическое передаточное число ПКП на
передаче I.
(4.50)
Пвм к4
При к3 =4,57 и к4 =2,14 их =8,17.
Первая передача реализуется включением тормоза Т4, нагру-
жающий момент которого МТ4 будет внешним, и блокировочным
фрикционом Ф3, момент которого Мф3 будет внутренним.
Поэтому, согласно выражению (4.47), расчетный момент
тормоза Т4 найдем из выражения
мт, = (и, -1) = м.щ (8,17 -1) = 7,17 М,щ.
Расчетный момент МФЗ блокировочного фрикциона Ф3 из
Условия равновесия механизма (см. рис.4.21 и 4.23) будет равен
264
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
моменту эпицикла планетарного ряда 3. Тогда, согласно выраже-
нию (4.35),
МФЗ = МсЗ = МаЗ К3 = МвщК3 = 4>57 Мви1
Солнечная шестерня третьего планетарного ряда нагружается
ведущим моментом (рис. 4.23)
Маз=Мви1.
Расчетный момент на солнечной шестерне четвертого
планетарного ряда определяется из соотношения внутренних
моментов (рис. 4.23)
Ме4=Мвм=Ма4 (1 + к4).
Тогда
Мвм ^МвщЩ 8,17
1 + к4 1 + к4 1 + 2,14
По величинам расчетных моментов Ма3 и Ма4 и характери-
стикам к3 и к4 планетарных рядов находят размеры их шестерен с
соблюдением условий соосности, сборки и соседства.
Определим силовое передаточное число щ на передаче I. Си-
ловое передаточное число в ПКП с тремя степенями свободы на-
ходят по выражению (4.20), как и в ПКП с двумя степенями свобо-
ды. Тогда с учетом выражения (4.50) получим
(1 + к3 7о3) О + к4 *7о4)
(4.51)
где Т]о =0,96- КПД одновенцового планетарного ряда смешанно-
го зацепления при относительном движении.
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ТРЕМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 265
Согласно выражению (4.21) определим знаки х3 и х4 соот-
ветственно для третьего и четвертого планетарных рядов:
с- кз ди\ ,1 с- к4 <4 1
x3=Sign ——L = +l; x4=Sign——L = -l.
ux дк3 W] дк4
Подставив x3 и x4 в выражение (4.51), получим
к 9 14
(1 + к3 70)(1 + —^) (1 + 4,57-0,96)(l + f£)
и, =-----------
*4
70
Тогда, согласно
передаче
Вторая передача. Она получается одновременным включе-
нием тормозов Т4 и Т6 (см. табл. 4.9). В этом случае нагружен-
ными являются планетарные ряды 2 и 4 (рис. 4.24).
Работа ПКП на передаче II согласно (4.46) описывается сле-
дующей системой уравнений:
«ви,+К2Ис2-(1 + Кг)Иг4=0;'
Иа4+*4Иг4-(1 + К4)Ив«=(\
2,14
0,96
выражению (4.18), КПД ПКП на первой
«1 7,75
rj, = — =-----= 0,95.
1 и, W
(4.52)
Согласно схеме (рис. 4.24) пс2 = па4 =0. Тогда система урав-
нений (4.52) примет вид
пвш ~ 0 + К2 ) пс4 =0;
щ (4.53)
К4«с4-(1 + ^4)"ви =0-,
266
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
Рис. 4.24. Частная схема нагруженных планетарных
рядов ПКП при включении передачи II
Выразим из первого уравнения системы (4.53)
и, подставив ее во второе уравнение, определим кинематическое
передаточное число ПКП на передаче 1Г.
U2=^~ = Q + K2)(1 + K4) (4 ф54)
Пвм *4
В рассматриваемой схеме ПКП к2 =2,0 , а к4 = 2,14. Тогда
и2 = 4,4.
Поскольку на передаче II одновременно включены два тормо-
за Т6 и Т4, то по выражению (4.47) найдем их суммарный тор-
мозной момент
М^2 = МТ6 + МТ4 = (и2 -1) = Мвщ (4,4 -1) = 3,4 Мвщ.
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ТРЕМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 267
Из условия равновесия механизма (см. рис. 4.24) тормозной
момент МТ6 равен моменту Мс2 эпицикла второго ряда:
МТ6=Мс2=Ма2 К2=Мвщ К1=2Мвщ .
Тогда тормозной момент тормоза Т4 найдем из выражения
МГ4 = - МТ6 = 3,4 Мвщ -2 Мвщ= 1,4 Мвщ .
Солнечные шестерни планетарных рядов 2 и 4 нагружены со-
ответственно крутящими моментами Ма2 и Ма4.
Из схемы, представленной на рис. 4.24, следует, что
Ма2=Мвщ, Ма4=Мт4 = 1,4Мвщ .
Силовое передаточное число й2 на передаче II с учетом (4.54)
определяется по выражению
_(1 + к270Х2)(1 + к470Х4)
И'у — •
*4 По"
Здесь
. к2 ди2 . с. к4 ди2 .
х2= Sign——- = +1; x4=Sign——- = -1.
и2 дк2 и2 дк4
Тогда, при условии, что rj0 = 0,96, й2 = 4,23.
КПД ПКП на передаче II
7, =^ = ^ = 0,961.
и2 4,4
Шестая передача. Здесь включены тормоз Т4 и фрикцион
Ф2 (см. табл. 4.9). Фрикцион Ф2 блокирует первый и второй ТДМ
ПКП. Следовательно, под нагрузкой работают планетарные ряды
1>2ъ4 (рис. 4.25, а).
268
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
Рис. 4.25. Схема нагруженных планетарных рядов ПКП при
включении передачи УГ.
а - частная схема; б - расстановка знаков моментов
Работа ПКП на передаче VI описывается согласно (4.46) сле-
дующей системой уравнений:
Па1+К1 «eu,-(1 + KlH4=0;
п^+к2Пс2-(1 + к2)пс4=0;>
па4+к4пс4-(\ + к4)пвм=0.
(4.55)
Блокировочный фрикцион Ф2 (рис. 4.25, а) блокирует сол-
нечную шестерню ряда 7 с эпициклом ряда 2. Следовательно, все
звенья первого и второго ряда ПКП и эпицикл ряда 4 вращаются
как одно целое с частотой вращения пвщ ведущего вала. Поэтому
кинематическое передаточное число на передаче VI определяется
из третьего уравнения системы (4.55). Учитывая, что пс4 = ,
апа4 = 0, получим
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ТРЕМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 269
откуда
Мб=^±=1 + к1 = м7 (4.56)
к4
Тормозной момент МТ4, нагружающий солнечную шестерню
ряда 4, определяется по выражению (4.47):
Мт. = Мвщ(и6-\) = 0,41Мвщ-,
ма4 = мт4 = 0,47 м^.
Момент Мф2 блокировочного фрикциона равен моменту
Ма1 солнечной шестерни присоединенного планетарного ряда 1 и
моменту Мс2, нагружающему эпицикл основного ряда 2:
Определение Мф2 со стороны ведущего вала невозможно, так
как вторая солнечная шестерня ряда 1 одновременно является сол-
нечной шестерней ряда 2, а действующие на них моменты различ-
ны по величине и направлению. Для расстановки знаков крутящих
моментов, нагружающих данную солнечную шестерню, предста-
вим ее в виде двух шестерен, связанных с ведущим валом (рис.
4.25, б). Одну из них с нагружающим моментом М2 отнесем к ос-
новному планетарному ряду 2, а другую с моментом МБ1 - к при-
соединенному ряду 1. Аналогично широкий сателлит представим
также в виде двух шестерен. Расстановку знаков действующих
моментов необходимо проводить с ведущего и ведомого валов
ПКП, нагруженных противоположными по направлению момен-
тами. При расстановке знаков на схеме (см. рис. 4.25, б) точкой
обозначено направление действия момента по часовой стрелке, а
крестиком - против часовой стрелки.
Для равновесия сблокированных фрикционом Ф2 шестерен
моменты Мм} и М2 должны быть противоположными, тогда про-
тивоположными будут и моменты МБХ и М2. Больший из них
270
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
должен уравновесить два других момента, действующих на ведо-
мый вал в одном направлении.
Согласно схеме (рис. 4.25, б)
Мб\ = Ммх к\ = Мф2 ^1»
М2=^ = ^.
«2 *2
Из полученных выражений следует, что МБХ > М2.
Тогда, исходя из равновесия ведущего вала, можно записать:
МБ1 = Мвщ+М2 •
Подставив в данное выражение МБХ и М2, получим
К
МФ2=Мвщ------ = 1,67Л/ .
кх к2 -1
Момент МаХ, нагружающий малую солнечную шестерню
присоединенного ряда 7, равен моменту МФ2 блокировочного
фрикциона Ф2:
МаХ=МФ2=\#1Мещ.
Большая солнечная шестерня этого ряда, одновременно яв-
ляющаяся солнечной шестерней ряда 2, нагружена двумя противо-
положными по направлению моментами МБХ и М2 (рис. 4.25, б).
Тогда
Мф2
Ма2=МБХ-М2=Мф2 кх------^- =
к2
1,67 М
= 1,67^ кх------= 1,002 Meuf.
К2
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ТРЕМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 271
Силовое передаточное число й6 на передаче VI с учетом
(4.13) определяется по выражению
~1 + к4г|оХ4 "6 “ X, ’ *4 V
где С- к4 диб 1 х4 = Sign——- = -1. «6 dK4
Тогда й6 = Х + К^° =1,448. Кд/По
КПД ПКП на передаче VI
и^ = 1Л48 =
«6 1,47
Кинематический и силовой анализ ПКП на остальных переда-
чах выполняется аналогично.
В ПКП с тремя степенями свободы каждый планетарный ряд
и каждый элемент управления обычно работают на нескольких
передачах, где воспринимают различную силовую нагрузку. По-
этому для них необходимо определять нагружающие моменты на
всех передачах, а результаты расчетов свести в табл. 4.10. Макси-
мальные нагружающие моменты для каждого элемента управления
и звена ПКП выделены в табл. 4.10. Дальнейший расчет элементов
управления и звеньев ПКП выполняют по максимальным величи-
нам нагружающих моментов.
Уравнения кинематической связи между звеньями
планетарной коробки передач
Жесткая кинематическая связь между ведущим и ведомым ва-
лами в ПКП с тремя степенями свободы реализуется включением
Двух элементов управления (двух тормозов, двух фрикционов,
тормоза и фрикциона).
4.10. Нагрузки на элементы ПКП
Пере- дача Расчетный момент в долях Пр
Мт\ Л/Г6 Л/7.5 Mr4 Мг>2 -Л/фз Ма1 Ма2 Ма3 4,4
I 0 0 0 7,17 0 4,57 0 0 1,0 2,6 0,95
II 0 2,0 0 1,4 0 0 0 1,0 0 1,4 0,961
III 0 2,48 0 0 0 1,1 0 1,24 0,24 1,1 0,965
IV 0,9 0 0 0,89 0 0 0,9 1,0 0 0,89 0,971
V 1,03 0 0 0 0 0,645 1,03 1,14 1,0 0,645 0,923
VI 0 0 0 0,47 1,67 0 1,67 1,002 0 0,47 0,985
VII 0 0 0 0 1,78 0,318 1,78 1,18 0,07 0,318 1,0
3.x 0 0 15,3 4,57 0 0 0 0 1,0 4,57 0,935
272 Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ТРЕМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 273
В отличие от ПКП с двумя степенями свободы, в которых каж-
дый элемент управления используется только один раз для вклю-
чения какой-либо передачи, в ПКП с тремя степенями свободы
один и тот же элемент управления может быть использован на не-
скольких передачах (см. табл. 4.9).
Указанные механизмы дают существенный выигрыш в числе
используемых ТДМ и количестве элементов управления, что по-
зволяет создавать малогабаритные конструкции ПКП с достаточ-
ным количеством различных режимов работы. Так, при полном
использовании пяти элементов управления (см. табл. 4.2) в ПКП с
тремя степенями свободы можно получить 10 передач.
В некоторых случаях целесообразно применять ПКП с непол-
ным использованием элементов управления, что приводит к
уменьшению общего числа возможных передач, но при этом дает
и существенные добавочные преимущества:
- уменьшение общего количества ТДМ в ПКП;
- возможность применения муфты свободного хода в качестве
одного из элементов управления;
- отсутствие необходимости в специальном остановочном
тормозе;
- наличие оптимальной последовательности включения эле-
ментов управления, что позволяет переключать только один эле-
мент передачи (тормоз или фрикцион), так как другой элемент
управления остается включенным (см. схему ПКП на рис. 4.2 и
табл. 4.1). Одновременное включение двух элементов управления
требуется только при трогании машины с места.
Уравнение кинематики между звеньями ПКП с тремя степе-
нями свободы имеет вид
(4-57)
Здесь пвщ и nm- частота вращения соответственно ведущего
и ведомого валов ПКП; пр и nq - частота вращения управляемых
звеньев соответственно р и q.
274
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
Так как работа любого ТДМ описывается линейными уравне-
ниями с постоянными коэффициентами, то для ПКП с тремя сте-
пенями свободы уравнение кинематической связи в общем виде
представляется зависимостью
aneuf+eneM+cnP+dng =0, (4.58)
где в общем случае постоянные коэффициенты а, в, с и d не равны
нулю.
ПКП с тремя степенями свободы обладает свойством блоки-
ровки, которая осуществляется включением двух блокировочных
фрикционов. В этом случае все звенья ПКП вращаются с частотой
вращения пвщ ведущего звена, реализуя прямую передачу. Анали-
тически это условие выполняется, если сумма постоянных коэф-
фициентов при частотах вращения центральных звеньев ПКП в
уравнении (4.58) равна нулю:
a + e + c + d = 0. (4.59)
Система уравнений (4.58) и (4.59) является основной характе-
ристикой ПКП с тремя степенями свободы.
Графическое представление уравнений кинематических
связей планетарной коробки передач
Как и при рассмотрении ПКП с двумя степенями свободы,
здесь за единицу измерения частот вращения центральных звеньев
целесообразно принять частоту вращения ведущего звена, условно
принятую за единицу (пвщ = 1). Как следствие принятого, отноше-
ния пем1пещ , пР1пвщ , пч!пвщ ... будем называть частотами враще-
ния ведомого вала ПКП и управляемых звеньев р, q и т.д., сохра-
няя принятые обозначения ( па, пР, nq ...). В данном случае часто-
ты вращения всех центральных звеньев ПКП представляются в
безразмерном виде. Тогда уравнение кинематической связи между
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ТРЕМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 275
ведущим, ведомым и тормозными звеньями р и q ПКП представ-
ляется в виде
(4.60)
В этом уравнении постоянные коэффициенты при частотах
вращения центральных звеньев могут быть положительными и
отрицательными, но не равными нулю. При этом по условию бло-
кировки
a?+e<?+c<? (4-61)
Уравнение (4.60) представляет собой алгебраическое уравне-
ние первой степени относительно трех переменных и в простран-
стве определяет некоторую плоскость.
На рис. 4.26 представлена пространственная прямоугольная
система координат, по оси абсцисс которой отложена частота вра-
щения пр, по оси ординат - , а по оси аппликат - и. Коорди-
натная плоскость Пр О пем связана с неподвижным звеном, напри-
мер с картером ПКП.
В выбранной системе координат построим плоскость
п = пвщ -1, отражающую частоту вращения ведущего звена ПКП,
условно принятую за единицу, и плоскость ABCD, описываемую
уравнением (4.60) и определяющую частоту вращения nq звена q.
Выбрав удобные для последующих построений масштабы из-
мерения на прямой AD пересечения плоскостей и = пвщ = 1 и
п = nq, отметим точку £(1; 1; 1) и ее проекцию е(1; 1; 0) на плос-
кость пР О пвм . Если через прямую AD провести плоскость (на-
пример ADDjA,), параллельную оси On, то аппликата какой-
либо точки плоскости п„ = а„ + в„ п.м +с„пр в масштабе
еЕ = пвщ = 1 будет пропорциональна расстоянию от прямой ВС,
определяемой уравнением nq = aq + eq пвм + cq пР = 0, до проекции
этой точки на плоскости пр О пвм в масштабе, равном расстоянию
276
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
Рис. 4.26. Геометрическое отражение уравнений,
описывающих работу ПКП с тремя степенями свободы
между параллельными прямыми ВС и AXDX. Следовательно, пря-
мую AjDt можно рассматривать как масштабную (nq = 1) в плос-
кости пр О пем.
Из рассмотренного следует, что каждому алгебраическому
уравнению вида (4.60) в пространственной системе координат бу-
дет соответствовать своя плоскость, обладающая теми же харак-
терными свойствами, что рассмотренная п = nq = aq + eq пвм + cq пР
и проходящая через единичную точку £(1,1,1). Таким образом,
если в ПКП с двумя степенями свободы геометрическим смыслом
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ТРЕМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 277
Рис. 4.27. Координатная плоскость с нулевыми и
масштабными прямыми
уравнений кинематических связей между частотами вращения
центральных звеньев является пучок прямых, проходящих через
единичную точку (см. рис. 4.7 и рис. 4.8), то для ПКП с тремя сте-
пенями свободы эта связь между центральными звеньями выража-
ется связкой плоскостей.
На рис. 4.27 представлена координатная плоскость пр О пвм
(п = 0) пространственного графика, показанного на рис. 4.26, со
следами (нулевыми прямыми) плоскостей п - пР, п = пвм, п = пд и
прямыми пР = 1, ngM=l, nq -1, проходящими через точку е(1; 1),
называемую масштабной. Условимся в дальнейшем нулевые пря-
мые обозначать символами звеньев, к которым эти прямые отно-
сятся.
На рис. 4.27 показано, что нулевая прямая q, описываемая
Уравнением nq = aq + eq пт + cq пР = 0, отсекает на оси абсцисс,
278
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
совмещенной с нулевой прямой вм , отрезок -aqlcq , а на оси ор-
динат, совмещенной с нулевой прямой р, отрезок -aqlbq .
С помощью плоского кинематического плана (рис. 4.27) рас-
смотрим процесс включения передачи в ПКП с тремя степенями
свободы, полагая, что его начало соответствует троганию машины
с места.
При выключенных элементах управления ПКП отсутствует
кинематическая связь между ее ведущим и ведомым валами. В
данном случае состояние ПКП неопределенное. Ему может соот-
ветствовать любая точка на нулевой линии вм (см. рис. 4.27). По-
ложение этой точки зависит от внутренних сопротивлений в меха-
низмах ПКП и практически не поддается определению расчетом.
Рассмотрим процесс включения тормозного элемента управ-
ления q. При полном включении тормоза частота вращения звена
q nq =aq +eqneM +cqnp = 0, но ведомый вал ПКП остается не-
подвижным, так как в ней остаются еще две степени свободы (од-
ну степень свободы мы убрали путем наложения одной связи -
включением одного тормоза). В этом случае кинематическое со-
стояние ПКП становится вполне определенным, так как каждое ее
звено приобретает определенную частоту вращения. На рис. 4.27
это состояние ПКП характеризуется точкой В пересечения нуле-
вых прямых q и вм . Следовательно, частота вращения звена р в
масштабе, равном расстоянию от нулевой прямой р до точки
е(1;1), равна nP=-aq/cq.
Дальнейшее включение заданной передачи в ПКП осуществ-
ляется воздействием водителя на второй элемент управления р.
При этом по мере включения тормоза частота вращения пР тор-
мозного звена р уменьшается, а частота вращения пш ведомого
звена увеличивается. Здесь текущее состояние ПКП определяется
соответствующим значением коэффициента пробуксовки вклю-
чаемого тормоза р и на рис. 4.27 характеризуется точкой на нуле-
вой прямой q, непрерывно перемещающейся вдоль отрезка ВС
При пр = 0 частота вращения ведомого вала будет определяться
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ТРЕМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 279
точкой С пересечения нулевых прямых р и q. Здесь neu = -aq!bq .
Эту точку, характеризующую состояние ПКП на данной передаче,
условимся далее называть рабочей и обозначать символами двух
образующих ее нулевых прямых (в нашем случае точка С на
рис. 4.27 имеет обозначение pq).
Координатные оси на рис. 4.27 являются нулевыми прямыми
двух основных звеньев ПКП с тремя степенями свободы. При этом
ось абсцисс является нулевой прямой вм ведомого звена и будет
описываться уравнением пвм = 0. Осью ординат служит нулевая
прямая элемента управления р, которая описывается уравнением
пР =0.
Таким образом, как было показано выше, пользуясь рис. 4.27,
можно проводить анализ работы ПКП с тремя степенями свободы
на всех ее режимах нагружения.
Ордината рабочей точки равна обратной величине кинемати-
ческого передаточного числа ПКП на заданной передаче. Эта ве-
личина определяется точкой пересечения двух нулевых прямых
управляемых звеньев, что следует из выражения
”вм 1 = 1
% пР = пч = 0 пещ/пем Пр = nq= 0
где u?q - передаточное число ПКП с тремя степенями свободы на
г-й передаче при включении звеньев управления pwq.
Каждая рабочая точка на плане соответствует определенному
передаточному числу ПКП. Поэтому количество рабочих точек
всегда равно количеству возможных передач в ПКП при полном
использовании возможных комбинаций включения элементов
Управления.
На рис. 4.27 имеется лишь одна рабочая точка pq. Для полу-
чения большего числа рабочих точек необходимо провести не-
сколько нулевых прямых элементов управления.
280
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
Рис. 4.28. Кинематический план ПКП
На рис. 4.28 мы имеем шесть рабочих точек, каждой из кото-
рых соответствует определенная частота вращения пвм ведомого
вала, а следовательно, и передаточное число ПКП. Тогда при пол-
ном использовании всех возможных комбинаций включения эле-
ментов управления ПКП обеспечивает получение шести передач,
среди которых одна передача заднего хода (см. рабочую точку
4г).
Следовательно, для ПКП с тремя степенями свободы с задан-
ными передаточными числами можно совершить и обратный про-
цесс построения координатной плоскости с нулевыми и масштаб-
ными прямыми. Для этого необходимо на оси ординат в масштабе,
определенном положением произвольно выбранной масштабной
точки е(1; 1), отложить отрезки, равные обратным значениям ки-
нематических передаточных чисел, и провести нулевые прямые
так, чтобы ординаты точек их попарного пересечения были равны
заданным частотам вращения ведомого вала проектируемой ПКП.
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ТРЕМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 281
Рис. 4.29. Кинематический план ПКП
Рассмотрим пример построения нулевых линий для ПКП с
тремя степенями свободы, реализующей следующие передаточные
числа: щ = 6,0; иг = 3,0; и3 = 2,0; и4 = 1,4; и5 -1,0; и_х = -6,0.
Как было доказано ранее, частота вращения пвм ведомого вала
ПКП в безразмерном виде (при пвщ -1) откладывается по оси ор-
динат и определяется как пвм = \/ut, где w; - кинематическое
передаточное число ПКП на передаче /. На рис. 4.29 показан один
из вариантов построения нулевых прямых такой ПКП. Такой гра-
фик принято называть кинематическим планом ПКП. При по-
строении кинематического плана выясняется, что не всегда
ординаты полученных рабочих точек совпадают с заданными
частотами вращения пвм ведомого вала ПКП.
В процессе построения кинематического плана ПКП обнару-
живается, что при нанесении нулевой прямой s кроме двух рабо-
чих точек ps и qs, ординаты которых совпадают с заданными
значениями пвм, получается одна непроизвольная рабочая точка
rs, ордината которой не совпадает с заданным значением пвм.
282
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
При заданном количестве т элементов управления в ПКП с
тремя степенями свободы максимальное число рабочих точек по-
парного пересечения, соответствующих этим элементам нулевых
прямых,
-2 _ т(т-1)
77 —
т 2
Тогда максимальное число попарного пересечения т нулевых
прямых, ординаты которых могут совпадать с заданными значе-
ниями частот вращения пвм ведомого вала (число произвольных
рабочих точек), находится из выражения
ппр =1 + 2(т-2) = 2 т-3.
Число точек, получающихся при построении основы плана
частот вращения ПКП непроизвольно,
(т -2) (т- 3)
И = п — п —--------------.
непр пр 2
Из анализа представленных расчетных зависимостей следует,
что при четырех элементах управления (т = 4) соответствующие
им нулевые прямые образуют шесть рабочих точек попарного пе-
ресечения ( п = 6), но из них только пять могут быть согласованы с
кинематическим заданием на проектирование ПКП ( ппр = 5 ). По-
ложение непроизвольной рабочей точки может быть скорректиро-
вано незначительным изменением значения передаточного числа
на одной передаче. В результате удается использовать как рабочие
все точки попарного пересечения нулевых прямых и таким обра-
зом обеспечить возможность построения кинематической схемы
ПКП с полным использованием элементов управления.
Кинематический план планетарной коробки передач
с тремя степенями свободы
На кинематическом плане ПКП с тремя степенями свободы
должны быть представлены все характерные составные части, ко-
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ТРЕМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 283
торые составляют ее схему. К таким составным частям относятся
тормозные звенья, блокировочные фрикционы, ТДМ, ведущее и
ведомое звенья.
Выше были рассмотрены режимы работы ПКП при включе-
нии тормозных элементов управления. Однако в конструкциях
ПКП применяют в качестве элементов управления и блокировоч-
ные фрикционы, протекание нулевых прямых которых имеет свои
закономерности.
Особенность представления ТДМ на кинематическом
плане. Уравнение кинематики ТДМ в общем виде может быть за-
писано как
а пр + b nq - (а + Ь) пг = 0.
Это уравнение, согласно первому свойству уравнения кинема-
тики, можно привести к нормальному виду с наименьшим коэф-
фициентом, равным единице при частоте вращения солнечной
шестерни.
Например, при а < b, оно примет вид:
np+Knq — (1 + к) иг =0,
где к = Ь/а - характеристика планетарного ряда.
Из уравнения кинематики ТДМ, независимо от формы его за-
писи, следует, что при частоте вращения двух его звеньев, равных
нулю, третье звено будет также неподвижным.
На кинематическом плане это состояние планетарного ряда
изображается узловой точкой С пересечения трех нулевых прямых
пр = 0, nq = 0 и пг = 0, из которых ни одна не проходит через
масштабную точку е (рис. 4.30). Условимся в дальнейшем струк-
туру ТДМ обозначать трехзначным символом по наименованию
пересекающихся в одной точке нулевых линий, например prq .
Изображение на кинематическом плане блокировочных
Фрикционов. Для любого планетарного механизма, звенья кото-
рого кинематически не связаны с тормозными устройствами, воз-
никает особый режим работы, когда все его составные части вра-
щаются с частотой вращения ведущего звена. Этот режим блоки
284
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
ровки звеньев, вращающихся как одно целое, характеризуется со-
отношением
«ем =np^nq= Пг =Пвщ= 1,0 .
При блокировке любых двух звеньев планетарного ряда его
передаточное число становится равным единице.
Относительная частота вращения пг блокируемых фрикцио-
ном звеньев р и q ТДМ (рис. 4.31) представляется зависимостью
nr=”p-nq=npq.
При полном включении блокировочного фрикциона происхо-
дит выравнивание частот вращения соединяемых звеньев р и q. В
результате nr - npq = 0.
На кинематическом плане (рис. 4.31) этот режим состояния
механизма характеризуется прямой г, соединяющей точку пересе-
чения С двух нулевых прямых р и q с масштабной точкой е.
Следовательно, если какая-либо из трех нулевых прямых, пе-
ресекающихся в одной точке, проходит через масштабную точку е
(см. рис. 4.31), то она отображает блокировочный фрикцион, со-
единяющий основные звенья, которым соответствуют две другие
нулевые прямые.
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ТРЕМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 285
Рис. 4.32. Графическое отображе-
ние ТДМ и блокировочных
фрикционов
Рис. 4.31. Графическое
отображение на плане блоки-
ровочного фрикциона
Структура механизма с блокировочным фрикционом обозна-
чается трехзначным символом по наименованию пересекающихся
в одной точке нулевых прямых, но при этом соединительное звено
располагается в середине символа и обозначается сверху крышеч-
кой, например prq.
Если в одной точке пересекаются четыре нулевые прямые
(рис. 4.32), но одна из них проходит через масштабную точку е, то
четыре сочетания трех нулевых прямых ( ) позволяют получить
один ТДМ pqr и три блокировочных фрикциона psr, qsr и
Psq.
Нулевые прямые всех блокировочных фрикционов ПКП с
тремя степенями свободы проходят через масштабную точку е.
Поэтому при включении двух таких фрикционов осуществляется
прямая передача.
Следовательно, в ПКП с тремя степенями свободы должно
быть предусмотрено не более двух блокировочных фрикционов,
одновременное включение которых обеспечивает получение
286
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
прямой передачи с передаточным числом, равным единице. Одна-
ко при неполном использовании всех возможных комбинаций
включения элементов управления иногда может быть выгодным
число блокировочных фрикционов более двух.
Геометрическое представление нулевой прямой ведущего
звена. В процессе выбора наиболее рациональной схемы ПКП
возможна блокировка с помощью фрикциона s (рис. 4.33) одного
из центральных звеньев ТДМ р с ведущим звеном вщ. В этом слу-
чае нулевая прямая s блокировочного фрикциона пройдет через
масштабную точку е параллельно нулевой прямой звена р. Если
бы существовала точка пересечения нулевых прямых s и р, то в
этой точке должна быть равной нулю и частота вращения ведуще-
го звена. Но это исключается, так как рассмотрению подлежит ус-
тановившийся режим работы динамической системы "двигатель -
ПКП с тремя степенями свободы", ведущий вал которой вращается
с частотой пвщ = 1. Поэтому нулевые прямые s и р должны быть
параллельны.
Рис. 4.33. Графическая интерпретация нулевой прямой
ведущего звена
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ТРЕМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 287
На кинематическом плане ни одна из нулевых прямых основ-
ных звеньев р, q, г, s, f, вм не имеет общих точек (при конечных
значениях отрезков) с нулевой прямой ведущего звена - вщ. Это
обстоятельство позволяет предположить, что все точки нулевой
прямой ведущего звена удалены в бесконечность, сохраняя свой-
ства нулевых прямых основных звеньев ПКП.
Отсюда следует, что геометрической интерпретацией нулевой
прямой ведущего звена на кинематическом плане ПКП с тремя
степенями свободы является окружность бесконечно большого
диаметра.
Вспомогательные звенья. Вспомогательные или соедини-
тельные звенья составляют необходимую часть ПКП, с помощью
которых создается жесткая кинематическая связь между ее основ-
ными звеньями.
Нулевые прямые этих звеньев на кинематическом плане про-
водятся с целью получения необходимого количества узловых
точек.
На рис. 4.29, представленном в качестве примера обеспечения
шести передач (щ =6,0; w2=3,0; w3=2,0; и4 = 1,4 ; и5 = 1,0;
=-6,0) с помощью четырех элементов управления (тормозов),
включаемых на каждой передаче попарно, нет ни одной точки, в
которой пересекались бы три нулевые прямые. Следовательно
нельзя образовать ни одного ТДМ, входящего в схему ПКП.
На кинематическом плане нулевая прямая вспомогательного
звена должна проходить не менее чем через две точки, в каждой из
которых пересекаются нулевые прямые двух других управляемых
основных звеньев. Такие точки называются двойными. Нулевые
прямые, соответствующие вспомогательным звеньям, обозначают-
ся буквами греческого алфавита и изображаются на плане штрихо-
выми линиями.
Если нулевая прямая вспомогательного звена пройдет через
три двойные точки, то потребное число вспомогательных звеньев
и ТДМ снизится на единицу. Поэтому при построении кинемати-
ческого плана ПКП с тремя степенями свободы заданные переда-
288
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
Рис. 4.34. Образование узловых точек с помощью
нулевой прямой вспомогательного звена
точные числа целесообразно скорректировать так (в пределах, не
изменяющих тяговые показатели машины), чтобы можно было
провести хотя бы одну нулевую прямую вспомогательного звена
через три двойные точки. Разместить три двойные точки в преде-
лах кинематического плана удается крайне редко.
Выше было показано, что каждая нулевая прямая в бесконеч-
ности пересекается с нулевой прямой ведущего звена, образуя
двойную точку. Следовательно, нулевая прямая вспомогательного
звена, проведенная через две двойные точки параллельно нулевой
прямой одного из основных звеньев, позволяет получить три ТДМ
(рис. 4.34).
На плане нулевые прямые основных звеньев ПКП обозначены
цифрами, а вспомогательное звено греческой буквой а. На
рис. 4.34 нулевая прямая вспомогательного звена а проходит че-
рез точки пересечения нулевых прямых основных звеньев 1, 4 и 2,
вм и параллельна нулевой прямой 3. В результате такого построе-
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ТРЕМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 289
ния получаются три узловые точки, одна из которых находится в
бесконечности, что позволяет при намеченном положении мас-
штабной точки е создать три ТДМ: 7 а 4, 2 вм а и а вщ 3.
Элементами управления ПКП с тремя степенями свободы мо-
гут служить не только тормоза, но и блокировочные фрикционы.
Поэтому для исключения возможности получения на кинематичес-
ком плане неуправляемого фрикциона нулевая прямая вспомога-
тельного звена, образующая узловую точку в пересечении с нуле-
выми прямыми двух других основных звеньев, не должна прохо-
дить через масштабную точку е. Кроме этого, при нанесении на
кинематический план ПКП нулевых прямых вспомогательных
звеньев необходимо помнить, что если ведущее и ведомое звенья
являются элементами только блокировочных фрикционов и не
входят в состав ТДМ, то при включении любой пары тормозов эти
звенья окажутся не связанными друг с другом. Следовательно, пе-
редачи, которые должны быть обеспечены включением указанных
пар тормозов, не могут быть осуществлены.
Основные свойства кинематического плана планетарной
коробки передач с тремя степенями свободы
Предварительно рассмотрим ряд особенностей кинематиче-
ского плана ПКП с тремя степенями свободы.
1. Ордината рабочей точки плана равна обратной величине
передаточного числа ПКП, что позволяет непосредственно по пла-
ну определять режим ее работы, а также функцию элементов
управления (тормозов и блокировочных фрикционов).
2. На нулевой прямой, проходящей через масштабную точку е
плана, не должно быть двух различных узловых точек. В против-
ном случае такой план будет характеризоваться наличием двух
элементов управления, выполняющих функцию блокировочных
Фрикционов, имеющих один и тот же индекс и включаемых одно-
временно, вызывая блокировку ПКП.
3. Нулевая прямая вспомогательного звена не может прохо-
дить через масштабную точку е, иначе кинематический план ПКП
будет содержать некоторый неуправляемый фрикцион. Кроме то-
290
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
го, узловые точки, в образование которых входит нулевая прямая
вспомогательного звена, не должны располагаться только на нуле-
вых прямых блокировочных фрикционов. В противном случае по-
строение кинематического плана ПКП становится невозможным.
4. Ведущее и ведомое звенья не должны вводиться в схему
ПКП с тремя степенями свободы только при помощи блокировоч-
ных фрикционов. В противном случае при включении передачи с
помощью тормозных устройств передача потока мощности с ве-
дущего на ведомый вал ПКП осуществляться не будет.
Определение структуры ТДМ и характеристики к плане-
тарных рядов. Структура ТДМ, составляющих схему ПКП с тре-
мя степенями свободы, определяется на кинематическом плане
взаимным расположением масштабной точки е и узловых точек,
образованных пересечением нулевых прямых основных звеньев
соответствующих ТДМ.
Для получения характеристики к планетарного ряда со зна-
ком минус, что позволяет при составлении кинематической схемы
ПКП использовать одновенцовые ТДМ смешанного зацепления
(см. рис. 4.3, а), необходимо назначить водилом то звено, нулевая
прямая которого отделена от масштабной точки е двумя другими
нулевыми прямыми. При этом числовое значение характеристики
к планетарного ряда в зависимости от расположения масштабной
точки е на плане и рассматриваемых нулевых прямых может быть
определено несколькими способами как отношение направленных
отрезков.
Способ 1 . Рассмотрим рис. 4.35, где нулевые прямые
основных звеньев р, q и г при взаимном пересечении образуют
узловую точку с. Здесь видно, что на представленном кинематиче-
ском плане звено г является водилом, так как его нулевая прямая
пг = 0 отделена от масштабной точки е двумя нулевыми прямыми
пр = 0 и nq = 0 основных звеньев р и q.
Для определения характеристики к планетарного ряда через
масштабную точку е проводится произвольная прямая ss, пере-
секающая соответствующие нулевые прямые в точках рх, qx и •
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ТРЕМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 291
Рис. 4.35. Определение характеристики планетарного ряда
В этом случае внутреннее передаточное число одновенцового
планетарного ряда смешанного зацепления prq , в котором звено
г является водилом, определяется из зависимости
иг =пд~пг_д^ р^е
ЧР ”р-пг РЛ qxe
(4-62)
Если вычисленное по выражению (4.62) значение |w'p| > 1, то
звено q будет солнечной шестерней, а звено р - эпициклом. При
этом характеристика данного планетарного ряда к = |.
Если вычисленное значение | < 1, то солнечной шестерней
будет звено р, а характеристика планетарного ряда к = 1 /|ы|.
При |w^,| = l характеристика планетарного ряда к = 1.Вэтом
случае у планетарного ряда оба звена q и р могут быть или сол-
нечными шестернями или эпициклами (см. рис. 4.4).
В рассматриваемом примере звено q является солнечной шес-
Терней, а звено р - эпициклом.
292
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
Для определения характеристики к планетарного ряда более
простым способом проведем через масштабную точку е прямую
nr = 1, параллельную нулевой прямой пг = 0 водила г и пересе-
кающую нулевые прямые звеньев р и q в точках р2 и q2.
Тогда
К1=
Пд ~ПГ
пр-пг
так как из рис. 4.35 видно, что q2e < р2е. Поэтому nq > пр и, сле-
довательно, звено q является солнечной шестерней, а звено р -
эпициклом.
Способ 2. На кинематическом плане (рис. 4.35) в про-
извольном месте проводится прямая, например т т, параллельная
прямой ес и пересекающая нулевые прямые звеньев р, г и q в
точках р3, г3 и q3.
Тогда внутреннее передаточное число планетарного ряда
qrp, в котором функцию водила выполняет звено г, найдем из
выражения
г _ ПЧ ~пг _ ЧзГ3
Uqp •
Пр~Пг РзГ3
При этом характеристика к планетарного ряда зависит от ве-
личины w^p и определяется, как и в ранее рассмотренном примере.
Нулевой прямой солнечной шестерни (см. рис. 4.35) будет та
прямая, которая наиболее удалена от водила г по линии т т. В
данном случае солнечной шестерней является звено q с нулевой
прямой nq = 0.
Рассмотрим способ определения характеристики к планетар-
ного ряда, в состав которого входит ведущее звено вщ •
Кинематическая связь ведущего звена с остальными звеньями
ТДМ может иметь место лишь в том случае, когда на плане
имеются по крайней мере две параллельные прямые. В этом
случае эти прямые, пересекаясь между собой и с нулевой прямой
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ТРЕМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 293
пересекаясь между собой и с нулевой прямой ведущего звена, в
бесконечности образуют узловую точку, которой соответствует
ТДМ, составной частью которого является ведущее звено.
Определение структуры такого ТДМ и его характеристики
осуществляется рассмотренным выше способом.
Сама же структура ТДМ и величина его внутреннего переда-
точного числа будут зависеть от расположения на плане масштаб-
ной точки.
Если масштабная точка е расположена между параллельными
прямыми пр = 0 и nq = 0 (рис. 4.36), то ведущее звено является
водилом. В этом случае внутреннее передаточное число планетар-
ного ряда находят в следующей последовательности:
- через масштабную точку е проводится произвольная прямая
АА, пересекающая нулевые прямые пр - 0 и nq =0 соответствен-
но в точках и <7j;
- определяется внутреннее передаточное число планетарного
ряда:
вщ _ пр ~пвщ _ <he
Upq
ПЧ~Пвщ Р\е
В данном примере |w^| > 1, так как qxe> рхе (см. рис. 4.36).
Следовательно, характеристика планетарного ряда к = |w^|, а сол-
нечной шестерней ряда является звено р с нулевой прямой пр = 0.
Эпициклом ряда является звено q с нулевой прямой на плане
«9=0.
Если масштабная точка е расположена вне параллельных
прямых пр = 0 и пг = 0 (рис. 4.36), то в этом случае водилом
ТДМ будет звено г, нулевая прямая пг - 0 которого на кинемати-
ческом плане отделена от масштабной точки е второй нулевой
прямой пр = 0. Метод определения характеристики к планетарно-
го ряда здесь такой же, как и в предыдущем случае. Проводится
294
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
Рис. 4.36. Анализ ТДМ, содержащего ведущее звено
произвольная прямая АА, пересекающая указанные нулевые пря-
мые в точках /), и г,. Используя общую зависимость для опреде-
ления величины внутреннего передаточного числа планетарного
ряда применительно к рассматриваемому случаю, можно записать
г ^пвщ~пг рге
ивщ р •
Пр~Пг РЛ
Солнечной шестерней будет звено вщ, если |ы^р|>1. При
этом характеристика планетарного ряда к = |м^р|. При
к = ’а солнечной шестерней будет звено р.
В рассматриваемом примере ТДМ солнечной шестерней
является звено р, так как рхе < рр\.
Способ 3 для случая трех параллельных нулевых пря-
мых. Три параллельные прямые образуют сложную узловую точ-
ку, дающую возможность создать четыре различных ТДМ
(рис. 4.37): вщрг, вщгц, etqpq и prq. Любой из них, содер-
жащий ведущее звено вщ, при определении его структуры и
внутреннего передаточного числа сводится к двум предыдущим
случаям. Особенность составляет ТДМ, в состав которого входят
звенья р, г и q. В данном случае структура ТДМ и его характери-
стика зависят от расположения на кинематическом плане мас-
штабной точки е. Если масштабная точка е на плане окажется
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ТРЕМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 295
размещенной между нулевыми прямыми, например, пр = 0 и
п<1 = 0 (см. рис. 4.36), то функцию водила выполняет звено г. Для
определения внутреннего передаточного числа такого механизма
через масштабную точку е так же, как и для ТДМ, содержащих
ведущее звено вщ, необходимо провести произвольную прямую
линию АА, пересекающую нулевые прямые звеньев р, q иг соот-
ветственно в точках Р\, q\ и t\. Это дает возможность использо-
вать расчетную зависимость, аналогичную (4.62):
,/ _яр~^_Р1г1 <he
u pq •
Я71 Р7
Нулевой прямой солнечной шестерни станет прямая пр =0,
если полученная абсолютная величина |w^| >1. При этом харак-
теристика планетарного ряда к = |w'J • В противном случае сол-
нечной шестерней рассматриваемого планетарного ряда станет
звено q, а характеристика планетарного ряда к = 1 /|м^ |.
Если масштабная точка е на кинематическом плане распо-
лагается вне рассматриваемых нулевых прямых пр = 0, nq = 0 и
пг = 0 (рис. 4.37), то водилом такого ТДМ будет звено, нулевая
прямая которого окажется между двумя нулевыми прямыми. В
нашем случае водилом является звено р с нулевой прямой пр = 0.
Метод определения структуры ТДМ и характеристики плане-
тарного ряда аналогичен ранее рассмотренному. Через масштаб-
ную точку е кинематического плана проводится произвольная
прямая АА, пересекающая нулевые прямые пр=0, «9=0 и
пг = 0 в точках р2, q2 и г2.
Внутреннее передаточное число планетарного ряда qрг оп-
ределяется в этом случае по выражению
иР ^П9~ПР -41Р1
V nr-np r2p2 q2e
296
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
Рис. 4.37. Анализ ТДМ,
содержащего ведущее
звено
Нулевой прямой солнечной шестерни станет прямая пд =0
при |4| >1. Тогда характеристика планетарного ряда к = |м£.|.
Если окажется <1, то солнечной шестерней станет звено г,
а характеристика планетарного ряда к = 1 /|н£ |.
Построение кинематической схемы планетарной
коробки передач
Составление кинематической схемы ПКП с тремя степенями
свободы по заданным величинам передаточных чисел рассмотрим
на примере ПКП, обеспечивающей получение двух передач пе-
реднего хода и одной передачи заднего хода с передаточными
числами и, = 2,5, и2 = 1,0 и и_х = -2,0.
Для обеспечения получения трех передач в ПКП с тремя сте-
пенями свободы согласно табл. 4.3 необходимо иметь три элемен-
та управления и два ТДМ.
Так как кинематическим заданием предусмотрена прямая пе-
редача (w2 = 1,0), то в состав ПКП должны войти два блокировоч-
ных фрикциона.
Таким образом, проектируемая схема ПКП будет содержать
два ТДМ и три элемента управления (два блокировочных фрик-
циона и один тормоз).
При трех нулевых прямых, отображающих основные звенья
ПКП, оснащенные элементами управления, построение кинемати-
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ТРЕМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 297
ческого плана не вызывает затруднений. Примем, что звено 1 свя-
зано с тормозом, а звенья 2 и 3 - с блокировочными фрикционами.
Рассмотрим один из возможных вариантов построения кине-
матического плана ПКП (рис. 4.38). Для этого по оси ординат от-
ложим частоту вращения пвм ведомого звена, а по оси абсцисс -
частоту вращения пх основного звена 1, связанного с тормозом.
В плоскости пвмОпх наметим место расположения масштабной
точки е. Для обеспечения заданных передаточных чисел орди-
наты пересечения двух нулевых прямых основных звеньев ПКП
должны быть равны величине, обратной передаточному числу на
соответствующей передаче. В соответствии с этим на плане про-
ведем три горизонтальные линии: = 1; пвм - 0,4 и пвм = -0,5.
Построение кинематического плана начнем с получения пер-
вой передачи. Для этого нулевая прямая п2 = 0 основного звена 2,
связанного с блокировочным фрикционом, должна проходить че-
рез масштабную точку е и рабочую точку 12 пересечения нулевых
прямых = 0 и п2 = 0. Ордината этой точки на плане равна
пвм = °,4 •
Рабочую точку 13, обеспечивающую на плане получение пе-
редачи заднего хода, получим в результате пересечения нулевых
прямых пх = 0 и п3 = 0. Поскольку основное звено 3 ПКП связа-
но с блокировочным фрикционом, то его нулевая прямая п3 = 0
проходит через масштабную точку е кинематического плана. При
этом ордината точки 13 равна пвм = -0,5.
Рабочая точка 23, ордината которой на плане равна пвм = 1, по-
лучается пересечением нулевых прямых п2 = 0 и п3 = 0 в масштаб-
ной точке е.
Таким образом, мы получили на плане три рабочие точки 12,
23 и 13, обеспечивающие получение в ПКП соответственно первой
и второй передачи и передачи заднего хода.
Как было показано выше, для построения кинематической
схемы ПКП с заданными передаточными числами необходимо
Иметь два ТДМ. Следовательно, на кинематическом плане должны
298
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
Рис. 4.38. Кинематический
план ПКП
быть две узловые точки, в которых пересекаются не менее трех
нулевых прямых.
Первую узловую точку получим с помощью нулевой прямой
«р = О вспомогательного звена р. проходящей через точку С пере-
сечения нулевых прямых пт =0 и
п3=0 параллельно нулевой прямой
п2=0. Вторую нулевую прямую
па = 0 вспомогательного звена а
проведем также через точку С па-
раллельно нулевой прямой п} = 0. В
результате на кинематическом плане
ПКП в бесконечности получается
узловая точка.
Таким образом, полученные на
кинематическом плане узловые точ-
ки позволяют образовать два ТДМ
(вщ 1а и а вм Р ) и четыре блокиро-
вочных фрикциона (вщ 2^, а Звм,
Р 3 ел/, а 3 Р ).
Определим внутренние передаточные числа для каждого из
образованных ТДМ.
Для ТДМ вщ 1 а (см. рис. 4.38) водилом является звено 1, ну-
левая прямая которого щ = 0 от масштабной точки е отделена ну-
левой прямой па = 0. Тогда внутреннее передаточное число для
данного планетарного ряда при условии, что звено 1 является во-
дилом,
1 _ а'е _ о
а г
Следовательно, здесь характеристика планетарного ряда
к = |«^а| = 2, звено вщ является солнечной шестерней, а звено а -
эпициклом.
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ТРЕМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 299
Для ТДМ а.вм р (рис. 4.38) водилом является звено вм, нуле-
вая прямая которого пвм = 0 от масштабной точки е отделена дву-
мя другими нулевыми прямыми па = 0 и = 0. Тогда внутреннее
передаточное число для данного планетарного ряда при условии,
что звено вм является водилом,
«5=4—и.
еа
Здесь, как и в предыдущем случае, характеристика планетар-
ного ряда к = |Ср| = 1,5 • Тогда солнечной шестерней является
вспомогательное звено а, а эпициклом - звено р.
Так как характеристики к образованных планетарных рядов
ей/1а и а&мр 1,5 <к <4,5 то, следовательно, для составления
схемы ПКП можно использовать одновенцовые ТДМ смешанного
зацепления (см. рис. 4.3,а).
Прежде, чем приступить к построению кинематической схемы
ПКП, целесообразно составить ее структурную схему. Методика
составления структурной схемы ПКП с тремя степенями свободы
аналогична методике составления такой же схемы для ПКП с дву-
мя степенями свободы.
Структурную схему ПКП с тремя степенями свободы необхо-
димо строить в следующей последовательности:
1) на лист бумаги переносятся структурные схемы ТДМ и де-
лается попытка соединить между собой одноименные элементы;
2) основные звенья, связанные с тормозами, выводятся к соот-
ветствующим тормозам;
3) блокировочные фрикционы, связывающие между собой со-
ответствующие звенья ПКП, на структурной схеме показывают
значками >< .
При составлении структурной схемы ПКП с заданными пере-
даточными числами из четырех блокировочных фрикционов
(вщ 2 р, а 3 вм, р Звм, аЗР) должен быть обязательно исполь-
300
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
вм
а)
Рис. 4.39. Схема ПКП с тремя степенями свободы:
а - структурная; б - кинематическая
зован фрикцион вщ 2 р, так как только он в своей структуре со-
держит управляемое звено 2, без которого невозможно получить
соответствующую схему коробки передач. Их трех оставшихся
фрикционов ( а 3 вм, р 3 вм , а 3 р ) при составлении структурной
схемы ПКП можно использовать любой. В рассматриваемом при-
мере будем использовать фрикцион Р 3 вм .
На рис. 4.39, а представлена структурная схема ПКП, а ее ки-
нематическая схема - на рис. 4.39, б.
Использование муфт свободного хода в качестве
элементов управления
При разработке ПКП с тремя степенями свободы с полуавто-
матическим или автоматическим переключением передач необхо-
димо обратить внимание на возможность замены фрикционных
элементов управления муфтами свободного хода (МСХ). МСХ по-
зволяет связанному с ней звену ПКП вращаться только в одном
направлении относительно неподвижной опоры или относительно
другого подвижного звена.
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ТРЕМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 301
Рис. 4.40. Замена фрикционного элемента управления МСХ
Рассмотрим в качестве примера кинематический план ПКП с
тремя степенями свободы (рис. 4.40). Здесь тормозное звено р в
любой незаштрихованной области вращается в направлении веду-
щего звена. В любой точке заштрихованной области В звено р
вращается в противоположную сторону. Очевидно, что если эле-
мент управления р выполнить в виде МСХ, то его частота враще-
ния может быть равной нулю или совпадать по направлению с час-
тотой вращения пвщ ведущего вала ПКП. Однако при этом ни одна
из возможных частот вращения пвм ведомого вала ПКП, ха-
рактеризуемых рабочими точками в заштрихованной зоне В ки-
нематического плана (в запрещенной области), не может быть реа-
лизована.
Следовательно, установка МСХ в ПКП возможна, если все
используемые рабочие точки кинематического плана находятся в
разрешенной области для МСХ. При этом нулевая прямая МСХ
пр = 0 будет давать в пересечении с другой нулевой прямой
пригодную рабочую точку, если последняя пересекает ось абсцисс
в запрещенной области В работы МСХ.
302
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
Учитывая сказанное, в приведенном примере рабочие точки
st, sq, tq, pt и ps являются пригодными для использования и
могут соответствовать некоторым режимам работы ПКП с тремя
степенями свободы. Вместе с тем нулевая прямая nq = 0 не дает
пригодной рабочей точки с нулевой прямой пр = 0 МСХ, так как
здесь возможен режим работы, характеризуемый рабочей точкой
qeM пересечения нулевых прямых пд=0 и пт = 0. В данном
режиме ведомый вал ПКП останавливается (ПКП выполняет
функцию рабочего тормоза). Рабочую точку pq, характеризую-
щую передачу заднего хода, здесь получить невозможно. Следова-
тельно, применение МСХ в ПКП с тремя степенями свободы при
полном использовании элементов управления не позволяет полу-
чать передачи заднего хода.
Рассмотрим некоторые режимы работы ПКП по данному ки-
нематическому плану.
Так, при включении только элемента управления s частота
вращения пш ведомого вала будет стремиться к нулю. При этом
режим работы ПКП характеризовался бы рабочей точкой звм
кинематического плана. Однако эта точка попала в запрещенную
область В работы МСХ, что приводит к ее автоматическому вклю-
чению и остановке звена р. В результате режим работы ПКП будет
определяться рабочей точкой ps пересечения нулевых прямых
пв =0 и п = 0.
р *
Предположим, что в ПКП включены два элемента управления
s и t (два блокировочных фрикциона), что обеспечивает получение
прямой передачи, так как их нулевые прямые пересекаются в мас-
штабной точке е. При выключении одного из фрикционов, напри-
мер s, мы получаем на плане рабочую точку pt.
Следовательно, применение МСХ в качестве элемента
управления упрощает процесс управления ПКП.
Необходимо отметить, что при использовании нескольких
МСХ число реализуемых рабочих точек на плане уменьшается.
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ТРЕМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 303
Рассмотрим пример построения
структурной схемы ПКП по заданно-
му кинематическому плану, на кото-
ром тормозное звено s связано с МСХ
(рис. 4.41).
На плане есть три узловые точки,
позволяющие образовать три ТДМ
(2а вм, s вм Р и вщ Р а), и четыре
узловые точки, позволяющие образо-
вать четыре блокировочных фрикцио-
на (s 1 а ,вщ 3p,ew/3 а и аЗР).
При построении структурной
схемы ПКП применение блокировоч-
ного фрикциона 5 1а обязательно,
так как только он содержит в своей
структуре управляемое звено 1.
Из трех оставшихся блокировочных фрикционов
(вщЗ$,вщЗа и аЗР) для построения структурной схемы ПКП
может быть использован любой.
Структурная схема ПКП с блокировочным фрикционом
вщ 3 р, построенная по данному кинематическому плану, пред-
ставлена на рис. 4.42. Методика построения структурной схемы
ПКП подробно рассмотрена выше.
ПвМ
Рис. 4.41. Кинематический
план ПКП с тремя
степенями свободы
Рис. 4.42. Структурная схема ПКП
304
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
По структурной схеме ПКП далее может быть построена ее
кинематическая схема.
Особенности построения схем планетарных коробок
передач с неполным использованием элементов управления
Схемы ПКП с тремя степенями свободы характеризуются ко-
эффициентом КИ использования элементов управления, который
равен отношению реализуемой комбинации попарного включения
элементов управления к числу всех возможных их комбинаций.
При полном использовании элементов управления КИ = 1. В на-
стоящее время широкое распространение в трансмиссиях колес-
ных и гусеничных машин получили ПКП, у которых
#я=0,5...0,7.
Построение кинематических схем ПКП с неполным использова-
нием элементов управления рассмотрим на нескольких примерах.
Пример 1. На рис. 4.43 показан кинематический план ПКП,
реализующий четыре передачи переднего хода и одну передачу
заднего хода с передаточными числами щ = 3,57, и2 = 2,13,
и3 -1,39, w4 = 1,0 и w_j = -3,0. Кинематический план содержит
пять элементов управления (три тормоза и два блокировочных
фрикциона). При этом из десяти возможных комбинаций попарно-
го включения элементов управления (Cj=10) используются
только пять. Следовательно, коэффициент использования элемен-
тов управления КИ = 0,5 .
На кинематическом плане ПКП (рис. 4.43) мы имеем шесть
узловых точек, позволяющих построить пять ТДМ (2 1 вщ,
вщ 1 а, 5 вм 1, вщ а 2 и 2 а 1) и четыре блокировочных фрикцио-
на (135, 13&м, 5 3 ам и а 4 5).
Структурная схема ПКП, построенная с использованием трех
ТДМ (2 1 вщ, вщ 1 а, и 5 вм 7), двух блокировочных фрикционов
(135 и а 4 5) и одного вспомогательного звена а представлена на
рис. 4.44.
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ТРЕМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 305
Рис. 4.43. Кинематический план ПКП
Из анализа кинематического плана (рис. 4.43) следует, что по-
парное включение элементов управления 1 и 3, 1 и 5 или 3 и 5
приводит к остановке ведомого вала ПКП. Следовательно, ПКП
может выполнять функцию тормоза. При включении тормозов 1 и
2 останавливается ведущий вал ПКП. При включении же тормоза
2 и фрикциона 4 получается дополнительная не регламентируемая
заданием на проектирование ПКП передача.
Рис. 4.44. Структурная схема ПКП
306
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
Рассмотренный пример показывает, что в ПКП с неполным
использованием элементов управления нереализуемые комбина-
ции попарного включения этих элементов могут обеспечить:
- торможение ведомого вала;
- торможение ведущего вала;
- наличие дополнительных передач, не предусмотренных тех-
ническим заданием на проектирование ПКП;
- дублирование одного и того же кинематического состояния
ПКП включением разных элементов управления.
Таким образом, при неполном использовании элементов
управления каждой схеме ПКП соответствует свой конкретный
кинематический план частот вращения ее звеньев, основа которого
указывает число и виды неиспользуемых режимов. В результате,
рассмотрев все множество пригодных кинематических планов,
можно построить рациональные кинематические схемы ПКП с не-
полным использованием элементов управления.
Некоторые рекомендации по выбору числа элементов управ-
ления и ТДМ для проектируемой ПКП с неполным использовани-
ем элементов управления приведены в табл. 4.11. Рекомендации
даны для ПКП, содержащих в своей структуре два блокировочных
фрикциона, одновременное включение которых обеспечивает по-
лучение прямой передачи.
Пример 2. Построить кинематическую схему ПКП с тремя
степенями свободы, обеспечивающую реализацию передаточных
чисел W] = 4,5, и2 = 3,0, и3 = 1,5 и и4 = 1,0 , и проанализировать ее
работу на всех передачах. В данной машине передачи заднего хода
осуществляются реверсом, который устанавливается между ком-
плексной гидродинамической передачей и проектируемой короб-
кой передач.
Из табл. 4.11 следует, что для реализации заданных четырех
передач в ПКП с тремя степенями свободы должно быть четыре
элемента управления (тм = 4) и минимум два или максимум три
ТДМ. Поскольку техническим заданием предусмотрена прямая
передача (w4=l,0), то из четырех элементов управления два
должны выполнять функцию блокировочных фрикционов.
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ТРЕМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 307
4.11. Рекомендации по выбору числа элементов
управления и ТДМ
Число пере- дач, Z Число элементов управления т Коэффициент исполь- зования элементов управления Ки Число ТДМ
мини- маль- ное рекомен- дуемое при ми- нималь- ном числе элементов управле- ния при реко- мендуе- мом числе элементов управле- ния мини- маль- ное реко мен- дуемое
4 4 4 0,67 0,67 2 2-3
5 4 5 0,83 0,50 2 2-3
6 4 5 1,00 0,60 3 3
7 5 5 0,70 0,70 3 4
7 5 6 0,70 0,47 3 3
8 5 6 0,80 0,53 3 3-1
Частота вращения ведомого звена ПКП на каждой из четырех
передач на кинематическом плане в выбранном масштабе будет
определяться ординатами четырех рабочих точек, получаемых в
результате взаимного попарного пересечения нулевых прямых,
соответствующих четырех элементов управления.
При построении кинематического плана управляемым звень-
ям ПКП присвоим символы 1, 2, 3 и 4. Примем, что звенья 1 и 2
ПКП связаны с тормозами, а звенья 3 и 4 - с блокировочными
Фрикционами.
Для построения кинематического плана ПКП примем систему
координат, в которой осью абсцисс назначим частоту вращения пх
Управляемого звена 1, а осью ординат - частоту вращения пем
ведомого вала.
Проведем в заданной системе координат тонкие линии, парал-
лельные оси абсцисс, ординаты которых равны величинам, обрат-
308
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
ным передаточным числам ПКП на заданных в техническом зада-
нии передачах. В соответствии с этим на плане проведем четыре
горизонтальные линии: пвм = 1/их =0,222; пвм = 1/м2 =0,333;
««« = Vw3 =0,666 и пы = 1/м4 =1,0.
Построение кинематического плана ПКП в рассматриваемом
случае (рис. 4.45) целесообразно начинать со второй передачи
(м2 = 3,0;«вЛ) = \/и2 =0,333), поскольку известно положение нуле-
вой прямой «1 = 0 звена 1, а звено 3 входит в состав блокировоч-
ного фрикциона. Следовательно, нулевая прямая и3 = 0 звена 3
проходит через масштабную точку е. Тогда на кинематическом
плане для получения рабочей точки ПКП на второй передаче не-
обходимо провести нулевую прямую п3 = 0 через масштабную
точку е до пересечения с нулевой прямой пх = 0 в точке 13, орди-
ната которой равна пш = 0,333. Точка пересечения нулевых пря-
мых И] = 0 и «3=0 станет рабочей точкой 13, определяющей со-
стояние ПКП на второй передаче.
Для определения состояния ПКП на первой передаче прове-
дем из точки А пересечения нулевых прямых «3 = 0 и «^ = 0
нулевую прямую «2 = 0 звена 2 так, что при пересечении ее с
нулевой прямой пх = 0 звена 1 мы получаем рабочую точку 12,
ордината которой равна «вЛ( = 1/их =0,222. Полученная таким обра-
зом рабочая точка 12 определяет работу ПКП на первой передаче.
Так как звено 4 ПКП связано с блокировочным фрикционом,
то для получения рабочих точек, определяющих работу ПКП на
третьей и четвертой передачах, проведем нулевую прямую «4 = 0
звена 4 через масштабную точку е параллельно нулевой прямой
пх = 0. При этом пересечение нулевых прямых п2 = 0 и п4 = 0
образует рабочую точку 24, характеризующую состояние ПКП на
третьей передаче (п^ =0,666), а пересечение нулевых прямых
«з = 0 и «4=0 образует рабочую точку 34, совпадающую с мас-
штабной точкой е и характеризующую работу ПКП на четвертой
передаче («^ =1,0).
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ТРЕМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 309
Рис. 4.45. Кинематический план ПКП
В результате на кинематическом плане ПКП мы получаем
структуру блокировочного фрикциона вщ41.
В точке А кинематического плана ПКП пересекаются три ну-
левые прямые «3=0, «^ = 0 и «2=0, образуя узловую точку.
При этом, поскольку одна из нулевых прямых «3 = 0 проходит
через масштабную точку е, мы получаем структуру блокировочно-
го фрикциона 23 «и. Для образования структуры первого ТДМ,
входящего в схему ПКП, необходимо на кинематическом плане
получить узловую точку.
Для этого из точки А пересечения нулевых прямых «3 = 0 и
««„ = 0 и «2=0 проведем нулевую прямую па = 0 вспомогатель-
ного звена а параллельно нулевой прямой п1 = 0. В результате на
плане в бесконечности получим узловую точку пересечения нуле-
вых прямых пещ = 0, па = 0 и «] = 0.
Эта узловая точка позволяет образовать ТДМ вща 1. В дан-
ном ТДМ звено а является водилом, так как его нулевая прямая
«а = 0 от масштабной точки е отделена другой нулевой прямой
«1=0.
310
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
Методика определения структуры ТДМ на кинематическом
плане ПКП подробно рассмотрена выше. Внутреннее передаточ-
ное число и^щ ] этого планетарного ряда определяется по вышеиз-
ложенной методике:
«^=^=-2.
CjC3
Следовательно, характеристика первого планетарного ряда,
входящего в структуру ПКП, к} = |«^, | = 2 . Тогда звено вщ явля-
ется солнечной шестерней, а звено 1 - эпициклом.
В результате проведения из точки А нулевой прямой па = О
вспомогательного звена а на кинематическом плане ПКП мы по-
лучили две узловые точки.
Первая узловая точка, расположенная в бесконечности, позво-
ляет образовать ТДМ вщ а 1.
Вторая узловая точка А позволяет образовать один ТДМ
2вм а и три блокировочных фрикциона (23 вм,а3 2 иаЗам).
В ТДМ 2 вм а звено вм является водилом, так как его нуле-
вая прямая пт = 0 отделена от масштабной точки е двумя другими
нулевыми прямыми п2 = 0 и па = 0. Внутреннее передаточное
число данного планетарного ряда при условии, что звено вм явля-
ется водилом,
«2 а = = = -2-
с2е
Следовательно, характеристика второго планетарного ряда,
входящего в структуру ПКП, к2 = |м^| = 2. Тогда звено 2 является
солнечной шестерней, а звено а - эпициклом.
Используя кинематический план ПКП (рис. 4.45), можно по-
строить три варианта ее схемы. Это связано с тем, что для
построения схемы ПКП нужно иметь всего два блокировочных
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ТРЕМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 311
Рис. 4.46. Схема ПКП с блокировочным фрикционом а 3 2:
а - структурная; б- кинематическая
фрикциона, а полученный кинематический план позволяет образо-
вать четыре блокировочных фрикциона. При этом один блокиро-
вочный фрикцион вщ41 является обязательным элементом всех
возможных схем ПКП, так как только он в своей структуре содер-
жит звено 4, без которого невозможно получить соответствующую
схему коробки передач. Каждый из оставшихся трех блокировоч-
ных фрикционов (23 вм, аЗ 2 и аЗ вм ) может быть использован
самостоятельно в схеме ПКП.
На рис. 4.46-4.48 представлены структурные и кинематичес-
кие схемы ПКП, отвечающие кинематическому заданию на проек-
тирование.
Рис. 4.47. Схема ПКП с блокировочным фрикционом 23 вм :
а - структурная; б - кинематическая
312
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
Рис. 4.48. Схема ПКП с блокировочным фрикционом аЗ вм:
а - структурная; б - кинематическая
Из анализа представленных на рис. 4.46-4.48 схем ПКП сле-
дует, что наиболее простая для конструктивной проработки - схе-
ма ПКП с блокировочным фрикционом 2Зел/ (рис. 4.47). Поэто-
му дальнейший анализ будет поводиться только этой схемы.
В сложных многоступенчатых ПКП с тремя степенями, как
правило, невозможно обеспечить точные значения заданных пере-
даточных чисел. Если в ПКП с двумя степенями свободы с помо-
щью уравнений кинематики проводится уточнение характеристик
планетарных рядов, то для ПКП с тремя степенями свободы в
большинстве случаев решается обратная задача, т.е. определяются
кинематические передаточные числа ПКП по известным характе-
ристикам планетарных рядов, составляющих схему ПКП, которые
могут быть определены графически по кинематическому плану.
Проведем оценку полученной схемы ПКП (рис. 4.47).
ПКП включает два ТДМ, четыре элемента управления (два
тормоза Г] и Т2 и два блокировочных фрикциона Фз и Ф4) и од-
но вспомогательное звено а, осуществляющее кинематическую
связь между двумя ТДМ.
Работа ПКП (см. рис. 4.47, б) описывается системой уравне-
ний:
woi+*iwci-(i+Ki)«ei=0;
па2+к2пс2-(1 + к2)пв2=0,
(4.64)
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ТРЕМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 313
где паХ и па2 - частоты вращения солнечных шестерен соответст-
венно 1 и 2 рядов ПКП; псХ и пс2 - частоты вращения эпициклов
1 и 2 рядов ПКП; пв1 и пе2 - частоты вращения водил выше ука-
занных рядов; К] = к2 = 2,0 - характеристики первого и второго
планетарных рядов.
В ПКП имеют место постоянные жесткие кинематические
связи:
па1=пещ; пе1=пс2; пе2=Пвм. (4.65)
Тогда система уравнений (4.64) с учетом выражений (4.65)
примет вид:
пвщ+кхпсХ-(1 + кх)пс2=0;]
”а2+к2 Пс2~^ + к2>Пем = 0 J
Анализ работы ПКП выполним по ранее изложенной методике.
Первая передача. Здесь включены тормоза Т\ и Т2 (см.
рис. 4.45) и под нагрузкой работают планетарные ряды 7 и 2
(рис. 4.47, б). Работа ПКП на передаче I описывается системой
уравнений (4.66), где псХ = 0 и па2 - 0.
Решая систему уравнений (4.66), находим зависимость для
определения кинематического передаточного числа их на первой
передаче
_(1 + к1)(1 + к2)_(1 + 2)(1 + 2)_
U\ — — — •
1 к2 2
По кинематической схеме ПКП (рис. 4.47, б) с учетом систе-
мы уравнений (4.66) и уравнений связи определим частоты враще-
ния всех основных звеньев.
В нашем случае паХ=пвщ; ис1=0; пй2=0; пв2=пвм;
п
пвм = п /их = п,/4,5 = 0,222 п ; пвХ = пс2 = —е-^~ = 0,333 п .
1 + к2
Относительную частоту вращения сателлитов пВо на переда-
че /найдем с использованием выражений (4.11^.13).
314
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
Тогда для планетарного ряда 1
для планетарного ряда 2
ПВо2 = ~(Па2 ~Пв2>—~— = -(0-пвм)-^— =• 2 =• 2 = 0,44 И .
Во2 \ а2 в22 *"'2-1 Щ 4,5
Предположим, что максимальная частота вращения ведущего
вала ПКП пещ - 4000 мин”1 с учетом частоты вращения турбины
комплексной гидродинамической передачи и передаточного числа
реверса. Следовательно, в проектируемой ПКП на передаче I час-
тоты вращения всех основных звеньев и относительные частоты
вращения сателлитов планетарных рядов не превышают допусти-
мых значений.
Поскольку включение передачи I осуществляется двумя тор-
мозами Тх и Т2, то суммарный расчетный момент трения двух
тормозов определяется по выражению (4.47):
= Мтх + МТ2 = Мещ (их -1) = Мещ (4,5 -1) = 3,5 Мещ.
Тормозной момент, действующий на эпицикл первого плане-
тарного ряда,
мт\ = МС1 = МаХ Kx=Meut-2 = 2,0Мещ .
Тогда тормозной момент, развиваемый тормозом Т2,
МТ2 =М^~ Мтх = 3,5 - 2,0 = 1,5 Мещ.
Солнечная шестерня первого планетарного ряда на передаче I
нагружена
~ Мвщ ?
а второго планетарного ряда -
Ма2 = МТ2 = 1,5 .
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ТРЕМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 315
Вторая передача. Для ее реализации включены тормоз Т\ и
блокировочный фрикцион Фз (см. рис. 4.45). Под нагрузкой рабо-
тают планетарные ряды 7 и 2 (рис. 4.47, б). Работа ПКП описыва-
ется первым уравнением системы (4.66), так как все звенья плане-
тарного ряда 2 сблокированы блокировочным фрикционом Ф3 и
вращаются с частотой вращения водила планетарного ряда 7. Учи-
тывая кинематические связи ( псХ = 0, па2 = пе2 = пс2 = пе} = пт ),
передаточное число и2 ПКП на передаче II определяется зависи-
мостью
и2 = 1 + к, = 3,0.
Частота вращения основных звеньев ПКП и относительная
частота вращения сателлитов на этой передаче не превышают до-
пустимых пределов:
Па\=Пвщ’ «С1=О;
Пв\ = Пс2 = Пв2 = Пш = - 0,333 п ;
ol CZ оХ сии 7 &Ш 7
и2 3,0
2 к 2-2
nBoi = (nai - "cl) Т7 = (пвщ - 0) тг— = 1,33 пещ ; пВо2 = 0.
кх — 1 z — 1
Расчетный момент тормоза Т\
Мп = Мвщ (и2 -1) = Мвщ (3 -1) = 2,0 Мещ.
Момент блокировочного фрикциона Ф3 равен моменту Ма2
солнечной шестерни планетарного ряда 2 (см. рис. 4.47, б):
== 1>5 м
к2 к2 к2 к2
Солнечная шестерня планетарного ряда 7 нагружена момен-
том МаХ = Мвщ , а планетарного ряда 2 - Ма2 = 1,5 Мещ.
Третья передача. Третья передача реализуется включением
тормоза 7г и блокировочного фрикциона Ф4 (см. рис. 4.45). Под
316
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
нагрузкой работают планетарные ряды 7 и 2 (см. рис. 4.47, б). Ра-
бота ПКП описывается вторым уравнением системы (4.66), так как
звенья планетарного ряда 7 вращаются с частотой вращения neuf
ведущего вала. Учитывая кинематические связи ПКП на этой пе-
редаче (па2 =0 и пл -пв} =nci =пвщ), находим выражение для
передаточного числа
к2
По кинематической схеме ПКП (рис. 4.47, б) с учетом систе-
мы уравнений (4.66) и уравнений связи определим частоты враще-
ния всех основных звеньев.
В данном случае:
«ai=«ei=«ci=%; «а2=°; ««2=^= — = -77 = 0,666^.
и3 1,5
Относительная частота вращения сателлитов для планетарно-
го ряда 7 пВо1 = 0, а для планетарного ряда 2
, . 2к, .. .2-2 ,
ПВо2 = (П«2 -”с2) -3-7 = (0“7 = ~1’33 Пещ ‘
Здесь, как и в ранее рассмотренных передачах, частота враще-
ния основных звеньев ПКП и относительная частота вращения са-
теллитов не превышает допустимых пределов.
Расчетный момент тормоза Т2 на передаче 777
МТ2 = Мещ («з -1) = Мвщ (1,5 -1) = 0,5 Мвщ.
Момент А/ф4, нагружающий блокировочный фрикцион Фц,
однозначно определен быть не может, так как с ведущим валом
ПКП жестко связаны солнечная шестерня планетарного ряда 7 и
блокировочный фрикцион Ф4.
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ТРЕМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 317
а) б)
Рис. 4.49. Частная схема нагруженных планетарных рядов ПКП:
а - на передаче III; б - на передаче IV
Для определения расчетного момента Мф4 блокировочного
фрикциона Ф4 составим частную схему ПКП на передаче III
(рис. 4.49, а), на которой расставим знаки направления моментов,
нагружающих основные ее звенья.
Рассматривая равновесие ведущего вала ПКП (рис. 4.49, а),
получим
мвщ - мф4+Мй1 = мф4 + ^=л/ф4 + ^-=мф4 .
К1 К]
Отсюда
К
Мф4-М -—^— = 0,666 м .
1 + К]
Солнечная шестерня планетарного ряда 1 нагружена крутя-
Щим моментом Mai = Мвщ - Мф4 = Мвщ - 0,666 Мещ = 0,334 Мвщ
(см. рис. 4.49, а), а солнечная шестерня планетарного ряда 2 - мо-
ментом Ма2 = МТ2 = 0,5 Мещ.
Четвертая передача. Она реализуется включением блокиро-
вочных фрикционов Ф3 и Ф4 (см. рис. 4.45). Все звенья ПКП
вращаются с частотой вращения пвщ ведущего вала. Поэтому от-
носительная частота вращения сателлитов пВо равна нулю. Под
нагрузкой работают планетарные ряды 1 и 2.
318
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
Нагружающие блокировочные фрикционы Ф3 и Ф4 моменты
соответственно Мф3 и А7Ф4 определяются из частной схемы ПКП
(рис. 4.49, б) с учетом расстановки знаков направления моментов.
Запишем условие равновесия ведомого вала ПКП с учетом то-
го, что на передаче IV Мш = Мвщ:
<2 = Мвм +МФЗ = Мвгц + МФЗ.
В свою очередь
Мв2 = Ма2 О + *2) = МФЗ (1 + *2) ’
Следовательно
Мф3 (1 + к2) = Мвщ+МФЗ.
Тогда расчетный момент блокировочного фрикциона Ф3
МФЗ=^ = 0,5Мтц.
*2
Таким же моментом нагружается солнечная шестерня плане-
тарного ряда 2 (Ма2 = Мф3 = 0,5 Мвщ ).
Момент Мф4, нагружающий блокировочный фрикцион Ф4
планетарного ряда 7, определяется из условия равновесия ведуще-
го вала ПКП (см. рис. 4.49, б):
, z . z . z lz > z i г 1T К»
М - Мф4 + Ма1 = Мф4 ч----= Мф4 ч----= Мф4-----.
К1 К] Kj
Отсюда
К
Мф4=м—^- = 0,666 мвщ.
1 ч- Kj
Тогда, согласно схеме расстановки направления моментов на
рис. 4.49, б, момент, нагружающий солнечную шестерню плане-
тарного ряда 7,
Ма1 = Мвщ - Мф4 = Мвщ - 0,666 = 0,334 Мвщ .
ПЛАНЕТАРНЫЕ КП С ТРЕМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ 319
4.12. Нагрузки на элементы ПКП
Переда- ча Расчетный момент в долях Мвщ П>
МТ\ ^ФЗ ^Ф4 Ма2
~ I 2,0 1,5 0 0 1,0 1,5 0,961
II 2,0 0 1,5 0 1,0 1,5 0,973
III 0 0,5 0 0,666 0,334 0,5 0,987
IV 0 0 0,5 0,666 0,334 0,5 1,0
Результаты силового анализа ПКП занесем в табл. 4.12, где
максимальные нагружающие моменты для каждого элемента
управления и звена ПКП выделены.
Величину КПД ПКП на каждой передаче определим по ранее
изложенной методике.
Первая передача. Запишем выражение для силового переда-
точного числа й]:
0 + ^1 П?) 0 + ^2 По2)
Находим знаки х\ и хг‘.
к, дщ о. к.
х = Sign——L = Sign —---г-С-----
W] S/С] (1 + Ki) (1 + Кг)
(1 + к,)(1 + к2)
К2
К2
Определим величину силового передаточного числа щ :
(1 + к, По) (1 + к2 /По) _ (1 + 2• 0,96) (1 + 2/0,96) _
ц
к2/По 2/0,96
320
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
По величинам силового йх и кинематического их передаточ-
ных чисел находим КПД ПКП на передаче I
йх 4,32
-л, = —L =------ 0,961.
1 щ 4,5
Вторая передача.
, х, о- *1 ^М2 о- *1 д(1 + К<) ,
М2=1 + К1ПО1; -^Slgn-L—— = Slgn—J--------------—L- = +l;
w2 дкх 1 + K] okx
л 2 92
й2 =1 + ^ т|о =1 + 2-0,96 = 2,92; т|2= —=
и2
= 0,973.
3,0
Третья передача.
1 + к2
К2
дк2
д
^Sign^Sign^
к2 По и3 дк2 1 + К2
К2
^. (1 + к2/г]о)_ (1 + 2/0,96) _ =i = i48
3 К2/Х]о 2/0,96 3 и3 1,5
Значения КПД ПКП на всех передачах занесем в табл. 4.12.
По результатам силового и кинематического анализа схему
ПКП (см. рис. 4.47, б) можно отнести к рациональной и рекомен-
довать ее для дальнейшей конструкторской проработки.
4.4. ОСОБЕННОСТИ КОНСТРУИРОВАНИЯ И РАСЧЕТА
ПЛАНЕТАРНЫХ ПЕРЕДАЧ
Применение в планетарных передачах нескольких параллель-
но работающих сателлитов уменьшает нагрузку на зубья шесте-
рен, что позволяет уменьшить размеры передачи.
Теоретически при d сателлитах в ТДМ каждый из них пере-
дает 1/d часть нагрузки. Однако из-за неточностей изготовления
(ошибок в окружном шаге, неравномерности в толщинах зубьев,
ошибок в межосевом расстоянии и угловом размещении сателли-
ОСОБЕННОСТИ КОНСТРУИРОВАНИЯ И РАСЧЕТА ПИ 321
тов, нарушения соосности центральных звеньев и других причин)
добиться равномерного распределения нагрузки между сателлита-
ми очень трудно.
Неравномерность распределения нагрузки между сателлитами
учитывается при расчетах поправочным коэффициентом кс, пред-
ставляющим собой отношение максимального момента Мв maji
передаваемого сателлитом, к его теоретическому моменту Мв:
„ _ MBmaii
к. — *
Мв
В практике расчетов для удовлетворительно изготовленных
планетарных передач при числе сателлитов d = 2...5 принимают
кс=1,2...1,4.
Таким образом, при расчете зубчатых колес ТДМ расчетная
нагрузка должна быть увеличена в кс раз.
Следовательно, неравномерность распределения нагрузки ме-
жду сателлитами ТДМ вызывает увеличение массы и удорожание
передачи. Поэтому при конструировании планетарных передач
стремятся обеспечить возможно более равномерное распределение
нагрузки между сателлитами. Достигается это комплексом конст-
руктивных и технологических мероприятий, основными из кото-
рых являются:
- высокая точность производства;
- подбор зубчатых колес с одинаковыми зазорами в зацеплении;
- применение "плавающих" звеньев (как центральных, так и
сателлитов);
- применение зубчатых колес с гибким ободом;
- применение упругой связи между венцами сателлита.
Точность изготовления планетарных передач должна возрас-
тать с увеличением действующих нагрузок, окружных скоростей в
зацеплении и числа сателлитов.
Качество зацепления повышают применением для изготовле-
ния зубчатых колес легированных сталей. При этом центральные
зубчатые колеса изготовляют из более прочного материала, чем
322
Глава 4. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
сателлиты, так как рабочие поверхности зубьев центральных зуб-
чатых колес находятся в соприкосновении с зубьями нескольких
сателлитов и больше времени работают под нагрузкой.
Водило при конструировании стремятся выполнить как можно
более жестким и подвергают статической и динамической балан-
сировке в сборе с сателлитами.
Венцы блока сателлитов (см. рис. 4.3, б) выполняют из одной
заготовки только при малом различии в их диаметрах или в слу-
чае, когда можно обойтись без шлифования поверхностей зубьев.
Для обеспечения возможности шлифования поверхностей зубьев
венцы блока сателлитов часто выполняют составными и соединя-
ют между собой с помощью шлицев, штифтов, винтов, конусов
или резьбы. При этом должна быть обеспечена надежная центров-
ка венцов блока сателлита относительно друг друга, а для их пра-
вильного расположения при сборке на торцы венцов наносят спе-
циальные метки.
Для каждой передачи подбирают свой комплект сателлитов с
проверкой их по зазорам в зацеплении с эталонными центральны-
ми зубчатыми колесами. При этом сателлиты устанавливают так,
чтобы зазоры в направлении передачи основной нагрузки были
равны нулю.
Достичь полной равномерности распределения нагрузки меж-
ду сателлитами только повышением точности производства, мон-
тажа и подбором сателлитов не всегда возможно и экономически
целесообразно. Поэтому в планетарных передачах для решения
указанной задачи широко применяют "плавающие" центральные
звенья, обеспечивающие достаточное радиальное перемещение
центральных колес и водила и тем самым равномерное распреде-
ление нагрузки между сателлитами. Это обеспечивается соедине-
нием центральных зубчатых колес с валом или корпусом с помо-
щью эвольвентных шлицев с зазором. При этом водило и сателли-
ты жестко располагаются на своих опорах относительно корпуса, а
центральные колеса благодаря зазорам в шлицах могут самоуста-
навливаться ("плавать") в радиальном направлении.
В других конструкциях планетарных передач центральные
колеса и водило жестко центрируются относительно вала или кор-
ОСОБЕННОСТИ КОНСТРУИРОВАНИЯ И РАСЧЕТА ПП 323
пуса, а сателлиты "плавают" относительно водила, так как уста-
навливаются со свободой перемещения в радиальном направле-
нии, например, с помощью масло- и теплостойких вкладышей из
эластичных материалов. В результате кроме обеспечения более
равномерного распределения нагрузки между сателлитами суще-
ственно снижается шум при работе передачи.
Выравнивание нагрузок достигается установкой упругой свя-
зи между венцами блока сателлитов, которую иногда применяют в
сочетании с гибкими ободами центральных колес. Упругая связь
центральных колес с валами или корпусом также способствует
выравниванию нагрузки между сателлитами и уменьшению дина-
мических нагрузок на зубья.
Для исключения возникновения гидравлических ударов при
работе в масле зубчатых колес с внутренним зацеплением в них
выполняют дренажные отверстия.
Глава 5
ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ И ГИДРООБЪЕМНЫЕ
ПЕРЕДАЧИ
5.1. ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
Гидродинамическая передача состоит из лопастных колес с
общей рабочей полостью, в которой крутящий момент передается
между входным и выходным звеном за счет изменения момента
количества движения рабочей жидкости, проходящей через лопа-
стные колеса.
Гидродинамическую передачу, преобразующую крутящий
момент, называют гидродинамическим трансформатором (гидро-
трансформатором), не преобразующую крутящий момент - гидро-
динамической муфтой (гидромуфтой), а обеспечивающую работу
одного и того же агрегата в зависимости от внешней нагрузки как
в режиме гидротрансформатора, так и в режиме гидромуфты -
комплексной гидродинамической передачей.
Гидродинамические муфты. Гидромуфта (рис. 5.1, а) состо-
ит из двух основных элементов: насосного колеса 2, установленно-
го на ведущем валу 1, и турбинного колеса 4, закрепленного на
ведомом валу 5. Ведущий вал 1 связан с двигателем. Насосное ко-
лесо соединено с кожухом 3, охватывающим турбинное колесо.
Насосное и турбинное колеса тракторных и автомобильных
гидромуфт изготовляют обычно с плоскими радиальными лопас-
тями. Пространство, ограниченное поверхностями межлопастных
каналов лопастных колес и другими поверхностями, направляю-
щими движение рабочей жидкости между венцами лопастей, на-
зывают рабочей полостью. Сечение рабочей полости плоскостью,
проходящей через ось вращения гидромуфты, называют меридио-
нальным сечением рабочей полости.
При вращении насосного колеса оно своими лопатками захва-
тывает рабочую жидкость, которая участвует одновременно в двух
ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
325
Рис. 5.1. Схема гидромуфты:
а - принципиальная с планом скоростей; б - с кольцевой перегородкой;
в - с камерой опорожнения
движениях: вращается вместе с лопатками насосного колеса и пе-
ремещается от центра к периферии вдоль этих лопаток. Рассмот-
рим частичку жидкости в точке С межлопаточного пространства
насосного колеса (рис. 5.1, а). Она перемещается с переносной
скоростью Uc вместе с лопатками насосного колеса и с относи-
тельной скоростью Wc вдоль этих же лопаток. При этом перенос-
ная скорость Uc зависит от радиуса г расположения частички
жидкости относительно оси вращения насосного колеса, а относи-
тельная скорость Wc - от площади межлопаточных проходных
сечений. В результате частичка жидкости движется в меридио-
нальном сечении рабочей полости с абсолютной скоростью Vc по
траектории вихревого кольца. При этом величина и направление
вектора абсолютной скорости Vc зависят от места расположения
частички жидкости в меридиональном сечении рабочей полости.
В процессе перемещения жидкости по межлопаточным кана-
лам насосного колеса возрастают скорость движения и напор. Вы-
ходящий из насосного колеса поток рабочей жидкости поступает
на лопатки турбинного колеса, создавая на них скоростной напор,
и движется по ним от периферии к центру, заставляя турбинное
колесо вращаться.
326
Глава 5. ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
Если частоты вращения насосного пн и турбинного пт колес
равны, то отсутствует движение рабочей жидкости, так как цен-
тробежные силы, развиваемые жидкостью в межлопаточном про-
странстве колес, взаимно уравновешиваются. Следовательно, для
обеспечения движения рабочей жидкости в меридиональном сече-
нии рабочей полости гидромуфты необходимо соблюдать нера-
венство пн Фпт. Это означает, что при работе гидромуфты тур-
бинное колесо всегда проскальзывает относительно насосного.
При трогании трактора с места, когда частота вращения турбинно-
го колеса пт = 0, проскальзывание будет наибольшим (100 %), а
при установившейся работе оно составляет 2.. .4 %.
Гидромуфты по сравнению с фрикционными сцеплениями
имеют следующие преимущества:
- снижают динамические нагрузки в трансмиссии трактора и
двигателя в 1,5.. .4 раза на переходных режимах;
- допускают длительную работу с большой пробуксовкой
входного и выходного звеньев;
- не требуют регулировки в эксплуатации, так как детали гид-
ромуфты практически не изнашиваются;
- упрощают управление машиной;
- повышают проходимость МТА.
Однако гидромуфты имеют и недостатки. Они не обеспечи-
вают "чистоты" выключения, так как при вращении насосного ко-
леса на турбинном колесе всегда есть остаточный момент, что за-
трудняет переключение передач в КП. Кроме того, даже на самых
выгодных режимах гидромуфта всегда работает со скольжением
2...4 %, что приводит к снижению КПД передачи, производитель-
ности МТА и перерасходу топлива.
Гидромуфты целесообразно применять на машинах, рабо-
тающих при переменных режимах, когда требуется часто изменять
направление движения, переключать передачи при резком измене-
нии рабочего сопротивления (бульдозеры, дорожно-строительные
машины, лесопромышленные тракторы и т.д.).
Недостатки, свойственные гидромуфтам, устраняют различ-
ными способами.
Глава 5. ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
327
Мероприятия, улучшающие "чистоту" выключения гидро-
муфты, можно разделить на две группы: полностью обеспечиваю-
щие "чистоту" выключения и частично улучшающие ее.
Для полного обеспечения "чистоты" выключения гидромуфты
перед ней или за ней устанавливают фрикционное сцепление, ко-
торое позволяет разорвать поток мощности между двигателем и
КП при переключении передач. Однако введение дополнительного
фрикционного сцепления усложняет конструкцию передачи и уве-
личивает ее массу.
Если в трансмиссии за гидромуфтой установлена планетарная
КП или коробка передач с переключением передач на ходу, то
роль фрикционного сцепления выполняют фрикционные элементы
управления КП.
Среди мероприятий, частично улучшающих "чистоту" вы-
ключения гидромуфты, следует отметить установку кольцевой пе-
регородки 6 в меридиональном сечении рабочей полости (рис. 5.1,
б) в месте выхода потока жидкости из турбинного колеса. При
большой частоте вращения насосного колеса центробежные силы,
действующие на рабочую жидкость, велики, и циркулирующий
поток располагается ближе к периферии меридионального сечения
полости. В результате кольцевая перегородка б не препятствует
движению потока жидкости. При снижении частоты вращения на-
сосного колеса центробежные силы, действующие на жидкость,
уменьшаются и поток жидкости приближается к центру меридио-
нального сечения. В этом случае кольцевая перегородка препятст-
вует циркуляции жидкости, что уменьшает остаточный момент на
турбинном колесе.
С этой же целью лопатки насосного 2 и турбинного 4 колес
Делают разной длины и под лопатками насосного колеса выпол-
няют полость 7 - камеру опорожнения (рис. 5.1, в). При снижении
частоты вращения турбинного колеса камера заполняется, количе-
ство циркулирующей жидкости и, соответственно, остаточный
момент на турбинном колесе уменьшаются.
Для повышения производительности и экономичности МТА
применяют блокирование гидромуфты, которое может осуществ-
ляться принудительно или автоматически. В качестве блокировоч-
328
Глава 5. ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
ных устройств применяют фрикционные сцепления различных
конструкций, при включении которых происходит соединение на-
сосного и турбинного колес.
При работе гидромуфты может возникнуть вибрация лопастей
рабочих колес. Поэтому для исключения возникновения резонанса
число лопастей насосного и турбинного колес делают различным.
В процессе работы гидромуфты повышается температура ра-
бочей жидкости, в результате чего увеличивается ее объем. По-
этому с целью снижения перегрузки уплотняющих устройств и
утечек рабочей жидкости из рабочей полости ее заполняют жидко-
стью приблизительно на 0,9 объема.
КПД гидромуфты
NT Мт пт
^гм=-^~ = \Т-2-^
Мн пн
где NH и NT - мощность, подводимая к насосному колесу и сни-
маемая с турбинного колеса; Мн и Мт - крутящий момент соот-
ветственно на насосном и турбинном колесах.
Так как у гидромуфты Мн = Мг (см. рис. 5.1, а), то
Дли = пт/пн = ^!игм ’ (5-1)
где игм - кинематическое передаточное число гидромуфты.
Для оценки буксования гидромуфты вводят понятие ее сколь-
жения
S = (nH-nT)lnH.
С учетом выражения (5.1) скольжение гидромуфты
5 = 1- пГЛ/.
Момент, передаваемый гидромуфтой,
М = МН =МТ =yXn2HD5, (5.2)
где у - удельный вес рабочей жидкости, Н/м3; X- коэффициент
момента, мин2/м; D - активный диаметр гидромуфты (наибольший
диаметр рабочей полости), м.
ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
329
Рис. 5.2. Внешняя характеристика
гидромуфты:
1 - простой; 2 - с кольцевой
перегородкой; 3 - с камерой
опорожнения
6)
Внешняя характеристика гидромуфты. Это экспе-
риментальная характеристика зависимости крутящего момента М,
передаваемого гидромуфтой, ее КПД г|гм и скольжения S от от-
ношения пт1пн при постоянной частоте вращения пн насосного
колеса (рис. 5.2, а).
КПД гидромуфты не может быть равным единице, так как при
равенстве частот вращения насосного и турбинного колес она не
может передавать крутящий момент. При этом максимальный
КПД гидромуфты ПГМтах = 0,97 .
На практике очень часто внешнюю характеристику гидромуф-
ты представляют в другом виде (рис. 5.2, б). Здесь вместо зависи-
330
Глава 5. ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
мости изменения крутящего момента М, передаваемого гидромуф.
той, приведена зависимость изменения ее коэффициента момента
X от отношения пт/пн при постоянной частоте вращения пн
насосного колеса. Эта зависимость является общей для подобных
гидромуфт.
Проектирование гидромуфт. При проектировании гид-
ромуфт широкое распространение получил закон подобия. Со-
гласно этому закону, прежде чем приступить к расчету гидромуф-
ты, необходимо подобрать прототип, хорошо себя зарекомендо-
вавший в эксплуатации в аналогичных для проектируемой гидро-
муфты условиях работы.
Закон подобия основывается на том, что если КПД цГЛ/ и
удельный вес у рабочей жидкости у прототипа и проектируемой
гидромуфты одинаковы, то их коэффициенты моментов А равны.
Рассмотрим последовательность проектирования гидромуфты.
1. По данным испытаний гидромуфты, принятой за прототип,
строят ее внешнюю характеристику (рис. 5.2,6).
2. Определяют коэффициент момента Ас гидромуфты при
максимальном ее КПД (см. рис. 5.2, б).
3. Поскольку у прототипа и проектируемой гидромуфты ко-
эффициенты моментов А равны, то из выражения (5.2)
определяют активный диаметр D проектируемой гидромуфты:
п I М
Ь> = 5 --J", М.
Здесь А - Ас; М - Мдн; у = 9000 Н/м3.
4. Определяют отношение
b = D/Dn,
где Dn - активный диаметр гидромуфты, принятой за прототип.
5. Определяют размеры меридионального сечения проекти-
руемой гидромуфты умножением размеров меридионального се-
чения прототипа на коэффициент 5. При 5 > 1 размеры проекти-
руемой гидромуфты увеличиваются, при 5 < 1 - уменьшаются.
ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
331
Проектирование гидромуфты с использованием закона подобия
дает хороший результат, если размеры проектируемой гидромуфты по
отношению к прототипу изменяются не более чем на 30 %.
Для работы гидромуфты с тракторным двигателем большое
значение имеет отношение максимальной величины коэффициента
момента Хтах к величине коэффициента момента Хс при макси-
мальном КПД (рис. 5.2, в). Это отношение называют коэффициен-
том прозрачности гидромуфты:
77 — X /Хс •
У простых гидромуфт (кривая 1 на рис. 5.2, в) коэффициент
прозрачности П > 9 . В трансмиссиях тракторов такие гидромуфты
не применяют, так как они сильно перегружают двигатель при
резком изменении тягового сопротивления. Их используют только
в приводах вспомогательных агрегатов, например в приводах вен-
тиляторов системы охлаждения двигателя.
Коэффициент прозрачности у гидромуфт с кольцевой перего-
родкой 77 = 3...4 (кривая 2 на рис. 5.2, в). Такие гидромуфты при-
меняются на автомобилях и легких колесных тракторах, значи-
тельную часть времени используемых на транспортных работах.
Это связано с тем, что при незначительной перегрузке двигателя
они обеспечивают хорошую динамику разгона машины.
У гидромуфт с камерой опорожнения (кривая 3 на рис. 5.2, в)
коэффициент прозрачности еще ниже и составляет П = 2,2...2,5 .
Эти гидромуфты получили широкое распространение на тракто-
рах, так как обеспечивают улучшение тяговой динамики благодаря
высоким защитным свойствам и плавный разгон МТА.
Гидродинамические трансформаторы. Гидротрансформа-
торы в отличие от гидромуфт имеют два подвижных (насосное 7 и
турбинное 2) и одно неподвижное (реактор 3) колеса (рис. 5.3).
Реактор служит для изменения направления движения протекаю-
щей жидкости и воспринимает реактивный момент от корпуса.
Способность гидротрансформатора изменять подведенный к
нему крутящий момент объясняется следующим. При входе пото-
ка жидкости в насосное колесо его средняя струйка (изображена
332
Глава 5. ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
Рис. 5.3. Гидротрансформатор:
а - схема; б - изменение направления потока жидкости
штриховой стрелкой на рис. 5.3, а) движется с абсолютной скоро-
стью УНБ (рис. 5.3, б), которую можно разложить на две состав-
ляющие: переносную (окружную) и относительную Ло-
пасти насосного колеса захватывают рабочую жидкость и застав-
ляют ее двигаться по кругу циркуляции от входных участков меж-
лопастных полостей колеса к выходным. В результате на выходе
из насоса скорости UHA, WHA и VHA потока рабочей жидкости уве-
личиваются (см. рис. 5.3, б). На рассмотренной части круга цирку-
ляции энергия потока жидкости увеличивается за счет мощности,
подводимой к насосному колесу от вала двигателя.
Разность моментов количества движения жидкости относи-
тельно оси вращения колес при выходе из насосного колеса и вхо-
де в него представляет собой крутящий момент на насосном
колесе:
мн = Qp(RA Vha cos а - RB УНБ cos0),
(5.3)
ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
333
где Q ~ расход рабочей жидкости через меридиональное сечение
гидротрансформатора, м3/с; р - плотность рабочей жидкости,
кг/м3; а и р - угол между абсолютной и окружной скоростью
струйки жидкости соответственно на выходе из насоса и входе в
него; Ra и Re - радиус траектории средней струйки жидкости
соответственно на выходе из насоса и турбины (входе в насос), м.
Абсолютные скорости потока жидкости и углы между абсо-
лютной и окружной скоростями на выходе жидкости из насосного
колеса и входе в турбинное колесо одинаковы. При движении
жидкости от входа к выходу межлопаточных полостей турбинного
колеса ее абсолютная скорость изменяется по величине и направ-
лению. В результате на турбинное колесо действует момент
Мт = Qp(RE Утб cosY-ra vha cosa)> (5.4)
где у - угол между абсолютной и окружной скоростью струйки
жидкости на выходе из турбины.
Жидкость, протекающая через неподвижный реактор, нагру-
жает его моментом
МР = Qр(RB VHB cosр -RB VTE cosy). (5.5)
При сложении уравнений (5.3), (5.4) и (5.5) видно, что алгеб-
раическая сумма моментов, действующих на насосное, турбинное
и реакторное колеса гидротрансформатора, равна нулю:
МН+МТ+МР=О. (5.6)
При постоянной частоте вращения пн насосного колеса и не-
подвижном реакторе (пр = 0) частота вращения пт турбинного
колеса постоянно изменяется в зависимости от сопротивления дви-
жению машины. Следовательно, согласно выражению (5.6) в
зависимости от условий движения машины изменяется и крутя-
щий момент Мт на турбинном колесе. С уменьшением частоты
вращения турбинного колеса момент Мт увеличивается, а с уве-
личением частоты вращения - уменьшается. Таким образом гид-
ротрансформатор сам приспосабливается к условиям движения
машины.
334
Глава 5. ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
Если бы реакторное колесо 3 отсутствовало (см. рис. 5.3), то
существовали бы равенства УТБ = УНБ и у - 0, а гидротрансформа-
тор преобразовался бы в гидромуфту. В результате выражение
(5.6) приняло бы вид:
Мfj + М? — о.
По числу турбинных колес гидротрансформаторы классифи-
цируют на одно-, двух- и трехступенчатые соответственно с одним
турбинным колесом (рис. 5.4, а, б и в), с двумя (рис. 5.4, е) и тремя
(рис. 5.4, ж).
Одноступенчатые гидротрансформаторы просты и экономич-
ны и их применяют почти на всех типах тракторов. Однако макси-
мальный КПД гидротрансформатора не превышает 0,85...0,92.
При этом область работы передачи по частоте вращения турбин-
ного колеса с высоким КПД очень узкая.
Поэтому с целью расширения области работы передачи с вы-
соким КПД реакторное колесо устанавливают на муфту свободно-
го хода (рис. 5.4, г). При этом передача может работать в режиме
гидротрансформатора при неподвижном реакторном колесе и пе-
реходит в режим гидромуфты при его вращении. Такие передачи
называют комплексными гидродинамическими.
С целью расширения зоны высокого КПД комплексные гид-
родинамические передачи иногда выполняют с двумя реакторами
(рис. 5.4, б).
В случае, когда при применении одного турбинного колеса не
удается получить необходимые свойства гидродинамической пере-
дачи, применяют двух- и трехступенчатые гидротрансформаторы.
В зависимости от направления потока жидкости при ее отно-
сительном движении вдоль лопаток турбины различают гидро-
трансформаторы с центростремительной, осевой и центробежной
турбинами.
У гидротрансформаторов с центростремительной турбиной
поток рабочей жидкости вдоль лопаток турбинного колеса направ-
лен от периферии к центру. Центростремительная турбина распо-
ложена в рабочей полости гидротрансформатора строго напротив
насосного колеса (рис. 5.4, а).
ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
335
е) ж)
Рис. 5.4. Схемы гидротрансформаторов:
а, б, в- одноступенчатый с турбиной соответственно
с Центростремительной, осевой, центробежной; г, д - комплексная гидро-
передача соответственно с одним и двумя реакторами; е - двухступенча-
тый гидротрансформатор; ж - трехступенчатый гидротрансформатор;
1 - насосное колесо; 2 - турбинное колесо; 3 - реакторное колесо;
4 - муфта свободного хода
336
Глава 5. ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
Осевые турбинные колеса (рис. 5.4, б) располагаются по пе-
риферии рабочей полости так, что поток рабочей жидкости в них
направлен примерно параллельно оси вращения ведомого и веду-
щего валов гидротрансформатора.
Центробежные турбинные колеса (рис. 5.4, в) расположены
над насосными и поток жидкости движется по ним, как и в насос-
ных колесах, от центра к периферии.
С изменением типа турбинного колеса меняется положение
колеса реактора.
На современных тракторах применяются только гидротранс-
форматоры с центростремительной турбиной.
В двухступенчатых (рис. 5.4, е) и трехступенчатых
(рис. 5.4, ж) гидротрансформаторах различные ступени турбин-
ных колес выполняют центробежными и центростремительными.
В гидромеханических передачах современных промышленных
тракторов общего назначения наибольшее распространение полу-
чили одноступенчатые комплексные гидродинамические передачи
с одним или двумя реакторными колесами (рис. 5.4, г, д).
Комплексные гидродинамические передачи обычно принято
называть гидротрансформаторами, несмотря на то, что они могут
работать как в режиме гидротрансформатора, так и в режиме гид-
ромуфты.
Внешняя характеристика гидротрансформатора.
Это экспериментальная характеристика зависимости крутящего
момента Мн на насосном и Мт на турбинном колесах гидро-
трансформатора и его КПД т)^ от отношения пт / пн при посто-
янной частоте вращения пн насосного колеса (рис. 5.5, а). Из ана-
лиза этой характеристики можно сделать следующие выводы.
1. Крутящий момент Мт на валу турбинного колеса имеет
максимальное значение при трогании трактора с места. При этом
пт = 0, КПД гидротрансформатора = 0. С увеличением часто-
ты вращения турбинного колеса крутящий момент Мт на его ва-
лу уменьшается. При Мт = 0, КПД гидротрансформатора г]^- = 0 •
е)
Рис. 5.5. Внешняя характеристика:
а - гидротрансформатора; б, в - комплексной гидродинамической передачи соответственно с одним и
двумя реакторами; г - непрозрачного гидротрансформатора; д - прозрачного гидротрансформатора;
е - комплексной гидродинамической передачи с переменной прозрачностью фирмы "Даймлер-Бенц"
ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ 337
338
Глава 5. ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
2. Силовое передаточное число гидротрансформатора (коэф-
фициент трансформации) имеет максимальное значение при тро-
гании трактора с места:
й/т =КТ =МТ/МН =2,5...3,5 ,
где Кт - коэффициент трансформации.
3. В диапазоне отношений пт/пн =0,65...0,85 есть точка, где
силовое передаточное число гидротрансформатора (коэффициент
трансформации) =КТ -1,0 .
4. КПД гидротрансформатора достигает максимального зна-
чения Л/т max =0,85.„0,92 примерно в середине рабочего диапазо-
на, резко снижаясь по краям.
На рис. 5.5, а показано, что при частоте вращения пт турбин-
ного колеса, соответствующей точке А, силовое передаточное чис-
ло гидротрансформатора = Кт = 1,0, так как здесь Мн = Мт.
Левее точки А момент Мн на насосном колесе совпадает по на-
правлению с моментом Мр на реакторе. В результате момент на
турбинном колесе Мт = Мн + МР. Правее точки А момент МР на
реакторе направлен в противоположную сторону. В результате
Мт = Мн - МР < Мн. Кроме того, при работе гидротрансформа-
тора в рассматриваемом диапазоне частот вращения пт турбинно-
го колеса резко снижается КПД. Следовательно, работа гидро-
трансформатора в данном режиме нецелесообразна.
Расширение диапазона высокого КПД гидротрансформатора
привело к созданию комплексных гидродинамических передач,
которые в зависимости от нагрузки могут работать как в режиме
гидротрансформатора, так и в режиме гидромуфты. Схема такой
передачи с одним реактором приведена на рис. 5.4, г, а ее внешняя
характеристика на рис. 5.5, б. Здесь при частотах вращения тур-
бинного колеса, обеспечивающих работу передачи левее точки А,
реакторное колесо с помощью муфты свободного хода блокирует-
ся с неподвижным корпусом и передача работает в режиме гидро-
трансформатора. Правее точки А момент, создаваемый потоком
ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
339
рабочей жидкости на реакторе, направлен в противоположную
сторону, что приводит к свободному вращению реактора и работе
передачи в режиме гидромуфты с более высоким КПД.
Для расширения диапазона высокого КПД применяют ком-
плексные гидродинамические передачи с двумя реакторами, уста-
навливаемыми на муфтах свободного хода (рис. 5.4, д). Внешняя
характеристика такой передачи приведена на рис. 5.5, в. Здесь при
частотах вращения турбинного колеса, обеспечивающих работу
передачи левее точки В, оба реакторных колеса с помощью муфт
свободного хода заблокированы с неподвижным корпусом и пере-
дача работает в режиме гидротрансформатора. Правее точки В на-
чинает вращаться первое реакторное колесо, а правее точки С -
второе реакторное колесо, и передача переходит в режим работы
гидромуфты. В результате расширяется диапазон работы передачи
с высоким КПД. Однако такая характеристика всегда имеет более
низкий КПД по сравнению с обычной механической передачей,
так как при работе комплексной гидродинамической передачи в
режиме гидромуфты ее максимальный КПД Л™max = 0>97 .
Следовательно, для обеспечения передачи мощности с мини-
мальными потерями целесообразно на некоторых режимах работы
МТА применять блокировку насосного и турбинного колес с по-
мощью фрикционной муфты.
По форме кривой КПД комплексной гидродинамической пе-
редачи можно определить число реакторных колес в этой переда-
че. Если на характеристике КПД одна выпуклость (см. рис. 5.5, б),
то комплексная гидродинамическая передача выполнена с одним
реактором, если две выпуклости (рис. 5.5, в) - с двумя реакторами.
Моменты на насосном и турбинном колесах гидротрансфор-
матора определяют из выражений:
(5.7)
Мт - y^Tn2H D59
где и кт - коэффициент момента соответственно насосного и
турбинного колес, мин2/м.
340
Глава 5. ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
Кинематическое передаточное число гидротрансформатора
U гр — / ^7’ •
Силовое передаточное число гидротрансформатора (коэффи-
циент трансформации)
UГт — Кт — т /Н —^т /'^"Н ’
КПД гидротрансформатора
т ^^т ^т м гр
Мн Мн пн игг
Внешнюю характеристику гидротрансформатора или ком-
плексной гидродинамической передачи часто представляют в дру-
гом виде (рис. 5.5, г, д и ё). Здесь вместо зависимостей изменения
крутящих моментов Мн и Мт приведены зависимости изменения
коэффициентов момента и или и Кт от отношения
пт / пн при постоянной частоте вращения пн насосного колеса,
что более удобно для практического использования, так как они
являются общими для подобных гидродинамических передач.
Различают гидротрансформаторы с прозрачной и непрозрач-
ной характеристиками, прямой, обратной и переменной прозрач-
ностью.
Гидротрансформатор, у которого при изменении крутящего
момента на турбинном колесе меняется момент на насосном коле-
се, называют гидротрансформатором с прозрачной характеристи-
кой (рис. 5.5, д и е). Если же при изменении крутящего момента на
турбинном колесе момент на насосном колесе не изменяется, то
такой гидротрансформатор имеет непрозрачную характеристику
(рис. 5.5, а, биг).
Если у гидротрансформатора с прозрачной характеристикой
при увеличении момента на турбинном колесе увеличивается мо-
мент на насосном колесе, то его называют гидротрансформатором
с прямой прозрачностью (рис. 5.5, б), а если момент уменьша-
ется - то гидротрансформатором с обратной прозрачностью. Если
ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
341
же при увеличении момента на турбинном колесе момент на на-
сосном колесе может увеличиваться и уменьшаться на разных ре-
жимах работы гидротрансформатора по частоте вращения пт тур-
бинного колеса, то такой гидротрансформатор имеет характерис-
тику с переменной прозрачностью (рис. 5.5, ё).
Степень прозрачности гидротрансформатора оценивают ко-
эффициентом прозрачности П, равным отношению крутящего мо-
мента на насосном колесе при пт - 0 к крутящему моменту на на-
сосном колесе при -Кт -1,0 (точка Л на рис. 5.5).
Для гидротрансформаторов с прямой прозрачностью
(рис. 5.5, 0)
П ~ max/^Я min — Нmax/Нmin > ’
с обратной прозрачностью П < 1, для непрозрачного гидротранс-
форматора П -1 (рис. 5.5, а, б и г).
Однако предложенная трактовка коэффициента прозрачности
не может быть применена для гидротрансформаторов с перемен-
ной характеристикой прозрачности (см. рис. 5.5, е), которые полу-
чили самое широкое распространение в трансмиссиях тракторов и
автомобилей.
Нагрузочная характеристика гидротрансформа-
тора представляет собой зависимость крутящего момента Мн на
насосном колесе от частоты вращения пн этого колеса. Так как
насосное колесо связано с валом двигателя, то при изменении мо-
мента на насосном колесе будет изменяться загрузка двигателя.
Эту характеристику иногда называют входной характеристикой
гидротрансформатора. Для построения нагрузочной характеристи-
ки гидротрансформатора используют выражение (5.7).
Так как у гидротрансформатора с непрозрачной характерис-
тикой = const (см. рис. 5.5, г) при любом отношении пт / пн ,
то при подстановке в уравнение (5.7) значения при различной
частоте вращения пн насосного колеса получим одну квадратич-
ную параболу (рис. 5.6, а). У прозрачного гидротрансформатора
каждому значению отношения пт / пн соответствует свое значе-
342
Глава 5. ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
Рис. 5.6. Нагрузочная характеристика
гидротрансформатора с внешней характеристикой:
а - непрозрачной: б - прозрачной
ние коэффициента момента Хя (см. рис. 5.5, д). Поэтому нагру-
зочная характеристика прозрачного гидротрансформатора пред-
ставляется в виде веера квадратичных парабол (рис. 5.6, б).
Проектирование гидротрансформаторов. При про-
ектировании гидротрансформаторов используют закон подобия,
который основывается на том, что если КПД т]^ и удельный вес
у рабочей жидкости у прототипа и проектируемого гидротранс-
форматора одинаковы, то их коэффициенты моментов X равны.
Прежде чем приступить к проектированию нового гидро-
трансформатора, необходимо подобрать прототип, хорошо себя
зарекомендовавший в эксплуатации в аналогичных для проекти-
руемого гидротрансформатора условиях работы.
Рассмотрим последовательность проектирования гидротранс-
форматора.
1. По данным испытаний гидротрансформатора, принятого за
прототип, строят его внешнюю характеристику (рис. 5.5, е).
2. Определяют коэффициент момента Хяс на насосном коле-
се гидротрансформатора при его максимальном КПД. При проек-
тировании комплексной гидродинамической передачи коэффици-
ент момента Хяс определяют при ее максимальном КПД на ре-
жиме работы гидротрансформатора (см. рис. 5.5, е).
ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
343
3. Поскольку у прототипа и проектируемого гидротрансфор-
матора коэффициенты моментов X равны, то из выражения (5.7)
определяют активный диаметр D проектируемого гидротрансфор-
матора:
I Мн
D = 5---, М.
V пн
Здесь ХН=ХНС; Мн=Мдн; пн=пдн; у = 9000Н/м3, где
X нс - коэффициент момента насосного колеса при максимальном
КПД r)/ymax для работы передачи в режиме гидротрансформатора
(см. рис. 5.5, е).
4. Вычисляют отношение
^D/Dn,
где Dn - активный диаметр гидротрансформатора, принятого за
прототип.
5. Определяют размеры меридионального сечения проекти-
руемого гидротрансформатора умножением размеров меридио-
нального сечения прототипа на коэффициент 3. При 3 > 1 разме-
ры проектируемого трансформатора увеличиваются, а при 8 < 1 -
уменьшаются.
Использование закона подобия при проектировании гидро-
трансформатора дает хороший результат, если его размеры по от-
ношению к прототипу изменяются не более чем на 30 %.
Согласование нагрузочной характеристики гид-
ротрансформатора с внешней скоростной характе-
ристикой двигателя. Прежде чем приступить к проектирова-
нию остальных элементов гидротрансформатора, необходимо про-
верить возможность его совместной работы с двигателем трактора.
Для этого на внешнюю скоростную характеристику двигателя на-
носят нагрузочную характеристику гидротрансформатора. Число
парабол нагрузочной характеристики определяется степенью про-
зрачности гидротрансформатора.
344
Глава 5. ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
Рассмотрим согласование характеристики гидротрансформа-
тора с характеристикой двигателя на примере непрозрачного гид-
ротрансформатора (рис. 5.6, а).
Для получения наибольших тяговых усилий необходимо, что-
бы парабола нагрузочной характеристики гидротрансформатора
пересекала кривую крутящего момента двигателя в точке 7 макси-
мального крутящего момента Мдм двигателя (рис. 5.7, а), а для
возможности работы двигателя на номинальном режиме, когда
обеспечивается минимальный удельный расход топлива, - в точке
2 номинального крутящего момента Мдн.
При выполнении этих условий может возникнуть необходи-
мость смещения параболы нагрузочной характеристики гидро-
трансформатора в сторону максимального Мдм или номинального
Мдн крутящего момента двигателя. Это может быть обеспечено
двумя способами.
1. Изменением активного диаметра D гидротрансформатора.
Предположим, что кривая нагрузочной характеристики гидро-
трансформатора пересекает кривую крутящего момента двигателя
в точке 3 (рис. 5.7, а). В соответствии с выражением (5.7) увеличе-
ние активного диаметра D гидротрансформатора приводит к сме-
щению кривой его нагрузочной характеристики влево в сторону
Мдм, а при уменьшении - вправо в сторону Мдн.
Рис. 5.7. Совмещение характеристики гидротрансформатора
с двигателем:
а - непрозрачного; б - прозрачного
ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
345
(5.8)
2. Установкой между валом двигателя и гидротрансформато-
ром механического редуктора с передаточным числом ир. При
этом выражение (5.7) примет вид
= У^н(.пд/ир) В .
С увеличением передаточного числа иР редуктора парабола
нагрузочной характеристики гидротрансформатора смещается
вправо, а при уменьшении ир - влево.
В свою очередь крутящий момент на насосном колесе гидро-
трансформатора
Мн=МдиРх\р, (5-9)
где ир и т|Р - кинематическое передаточное число и КПД согла-
сующего редуктора.
Тогда приравнивая правые части выражений (5.8) и (5.9), по-
лучим
„ _3 Пд В
N мд^\Р
Для обеспечения работы двигателя на номинальном режи-
ме Мд = Мди, пд = пдн, а на режиме максимального крутящего мо-
мента двигателя Мд = Мдм, пд = пдм, где пдн и пдм - частота
вращения вала двигателя соответственно на номинальном режиме
и при максимальном моменте.
Как следует из рис. 5.7, а, непрозрачный гидротрансформатор
обеспечивает работу двигателя только в одном режиме, что не по-
зволяет двигателю при изменении внешнего сопротивления авто-
матически изменять свой крутящий момент. Следовательно, уста-
новка непрозрачного гидротрансформатора в трансмиссии тракто-
ра нецелесообразна.
У прозрачного гидротрансформатора нагрузочная характерис-
тика представляется в виде веера кривых (рис. 5.6, б). При нало-
жении ее на внешнюю скоростную характеристику двигателя
(рис. 5.7, б) обеспечивается возможность изменения крутящего
момента двигателя в диапазоне точек АВС при изменении тягового
346
Глава 5. ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
сопротивления. Следовательно, здесь используются преобразую-
щие свойства двигателя (автоматически при изменении внешней
нагрузки изменяется крутящий момент двигателя).
Согласование нагрузочной характеристики прозрачного гид-
ротрансформатора с внешней скоростной характеристикой двига-
теля выполняется аналогично непрозрачному. В трансмиссиях со-
временных тракторов применяют комплексные гидродинамиче-
ские передачи с коэффициентом прозрачности П = 1,2...2,0. При
согласовании нагрузочной характеристики этих передач с характе-
ристикой двигателя необходимо обеспечить на стоповом режиме
(при пт = 0 ) пересечение левой ветвью веера нагрузочной характе-
ристики кривой крутящего момента двигателя в точке А максималь-
ного крутящего момента Мдм двигателя (рис. 5.7, б). Это особенно
необходимо для двигателей постоянной мощности, коэффициент
приспособляемости которых может иметь значения к = 1,34... 1,7.
Муфта свободного хода обычно выполняется ролико-
вого типа. Кольца муфты изготовляют из стали 20Х или 12Х2Н4А,
а ролики выбирают по сортаменту свободных тел качения, выпус-
каемых подшипниковыми заводами. Твердость рабочих поверхно-
стей колец после цементации и термической обработки 61.. .63 HRC.
На рис. 5.8 приведена расчетная схема роликовой муфты сво-
бодного хода. В точках А и Б контакта с кольцами на ролик дейст-
вуют нормальная Fn и касательная Ft силы. Поскольку
равнодействующая этих сил
Р — Мр _ Мр
za z7?]Sin\|/’
то
Ft - F sin v ; Fn = Feos у = MP /(zRx tg\|/),
где Mp - максимальный крутящий момент на реакторном колесе
(определяется из внешней характеристики комплексной гидродина-
мической передачи); z - число роликов в муфте свободного хода.
Ролик надежно удерживается в заклиненном состоянии при
условии, что касательная сила Ft в контакте ролика с кольцом не
превосходит силу трения FT -Fnf.
ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
347
Рис. 5.8. Расчетная схема роликовой муфты свободного хода
Это условие записывается в виде
Fsin\|/ < f Fcosv
или f (5.10)
Коэффициент трения f зависит от вязкости масла и обычно
изменяется в пределах 0,11 ...0,13. Поэтому на основании соотно-
шения (5.10) при проектировании муфты свободного хода прини-
мают х|/ = 6...7° .
Работоспособность муфты свободного хода определяется кон-
тактными напряжениями в точке Б (см. рис. 5.8) рабочей поверх-
ности внутреннего кольца:
= 0,418 / Мр^<[Ст] ,
У zR} tg\|/Zp
где Е - модуль упругости первого рода (для стали
Е = 2,1 105 МПа); I - длина ролика; [о]к =1200...1500МПа; р -
приведенный радиус кривизны контактирующих поверхностей в
точке Б (рис. 5.8);
р = Т?2г/(/?2+г).
348
Глава 5. ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
При проектировании муфты свободного хода рекомендуется
принимать: I = (1,5...3,0)г; R} = (8...10)r; R2 = 7?j-2r; z = 8...2O.
Радиус окружности, на котором располагаются центры О2
профилированных участков,
Ry = 2(7?] -r)sin\|/.
Подпитка и охлаждение гидротрансформаторов.
Процесс работы гидротрансформатора связан с изменением на-
правления движения, величины скорости и давления циркули-
рующей жидкости в межлопаточных каналах. При падении давле-
ния в области потока в нем образуются объемы, заполненные па-
рами жидкости. Это приводит к явлению кавитации.
Обычно понижение давления возникает в круге циркуляции
на входе рабочей жидкости в насосное колесо. Поэтому целесооб-
разно осуществлять подпитку на стыке между реакторным и на-
сосным колесами. Подпитка необходима для компенсации утечек
из рабочей полости и поддержания в ней избыточного давления,
большего, чем давление насыщенного пара рабочей жидкости. Для
этого жидкость в гидротрансформатор подают под давлением
р = 0,15...0,8МПа. Величина давления определяется эксперимен-
тальным путем при доводке гидротрансформатора.
В гидротрансформаторах фирмы "Даймлер-Бенц" давление
питания рабочей жидкости /> = 0,2...0,8МПа. При этом в
гидротрансформаторах с активным диаметром D = 220...240 мм
= 0,2МПа, а в гидротрансформаторах с D = 450...500мм
р - 0,8 МПа. Таким образом, с увеличением активного диаметра
гидротрансформатора увеличивается в нем давление питания ра-
бочей жидкости.
Выбор давления рабочей жидкости в указанных пределах обу-
славливается не только стремлением устранить кавитацию, но и
необходимостью обеспечить циркуляцию определенного расхода
жидкости через систему охлаждения.
Охлаждение рабочей жидкости необходимо для поддержания
ее температуры в пределах 80... 125 °C.
ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
349
В настоящее время в качестве рабочих жидкостей в гидроди-
намических передачах применяют исключительно минеральные
масла. Требования к маслам предъявляются не только их условия-
ми работы в гидропередаче, но и в КП. Поэтому масло должно об-
ладать малой вязкостью с целью уменьшения гидравлических по-
терь в гидродинамических передачах и образовывать достаточно
прочную масляную пленку для обеспечения нормальной работы
зубчатых колес. В качестве рабочей жидкости в гидродинамичес-
ких передачах применяют масла индустриальные, турбинные и
авиационные.
Унификация гидротрансформаторов. Для тракторов
различных тяговых классов и назначений применяют гидротранс-
форматоры с различными нагружающими и преобразующими свой-
ствами, работающими с двигателями различной мощности. Этим
объясняется то, что гидротрансформаторы не выпускают в массо-
вом производстве. Для снижения себестоимости и повышения каче-
ства проводят работы по их унификации и стандартизации.
Гидротрансформатор состоит из двух основных элементов:
собственно гидротрансформатора и комплектующих изделий (на-
сосов питания, подшипников, фильтров, радиаторов и т.п.).
Для комплектующих изделий налажено массовое производст-
во и их унифицируют в соответствии с существующими ГОСТами
и ОСТами. Для унификации гидротрансформаторов применяют
различные методы: используют комплекты рабочих колес одних
размеров, но с разными активными диаметрами, применяют оди-
наковые по размерам рабочие колеса, но с различным числом ло-
пастей и т.д.
В ОАО НАТИ разработан типаж тракторных гидротрансфор-
маторов, согласованный с типажом тракторов и их двигателей
(табл. 5.1), состоящий из пяти базовых моделей, а каждая модель -
из трех модификаций.
Типаж охватывает диапазон мощностей до 588 кВт и преду-
сматривает применение только трехколесных гидротрансформато-
ров с симметричным расположением насосного и турбинного
колес.
Каждый размер гидротрансформатора может иметь четыре
Различные энергоемкости.
5.1. Типаж (типоразмерный ряд) тракторных гидротрансформаторов
Базовая модель Модифи- кация по энергоем- кости Назначение Актив- ный диаметр, мм Допускаемое значение Дополнительное оборудование, поставляемое по требованию заказчика
передава- емой мощ- ности, кВт частоты вращения двигателя, мин'1
ГТР-3500 ГТР-3501 ГТР-3502 ГТР-3503 Промышленные модификации универсально-пропашных тракторов тяговых классов 0,9...2,5 350 147 2900 Центральный не- зависимый ВОМ, муфта свободно- го хода, блокиру- ющая реактор, блокировочная фрикционная муфта
ГТР-3900 ГТР-3901 ГТР-3902 ГТР-3903 Промышленные модификации сельскохозяйственных трак- торов общего назначения тя- говых классов 3,0...4,0 390 200 2700
ГТР-4300 ГТР-4301 ГТР-4302 ГТР-4303 Промышленные модификации сельскохозяйственных трак- торов общего назначения тя- гового класса 5 и промышлен- ные тракторы тяговых клас- сов 5...10 430 265 2200
ГТР-4800 ГТР-4801 ГТР-4802 ГТР-4803 Промышленные тракторы тя- говых классов 15...35 и их модификации 480 515 2200 Муфта свобод- ного хода, бло- кирующая реак- тор
ГТР-5300 ГТР-5301 ГТР-5302 ГТР-5303 Промышленные тракторы тя- говых классов свыше 35 530 588 2000
350 Глава 5. ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
351
Рис. 5.9. Внешние характеристики гидротрансформаторов ОАО HATH:
а - первой энергоемкости; б - второй энергоемкости;
в - третьей энергоемкости; г - четвертой энергоемкости
Внешние характеристики тракторных гидротрансформаторов
ОАО НАТИ (см. табл. 5.1) приведены на рис. 5.9. Здесь к гидро-
трансформаторам первой энергоемкости относят базовые модели,
второй энергоемкости - первую модификацию, третьей энергоем-
кости - вторую модификацию и четвертой энергоемкости - третью
модификацию.
На рис. 5.10 приведена конструкция гидротрансформатора
ГТР-3900 (ОАО НАТИ), предназначенного для установки на оте-
чественные промышленные тракторы классов 3 и 4 и трелевочные
тракторы. Гидротрансформатор укомплектован однодисковой бло-
кировочной муфтой 6, муфтой свободного хода 12 и независимым
КОМ 1. Рабочие колеса изготовлены из алюминиевого сплава как
одно целое с профилированными лопатками.
352
Глава 5. ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
Рис. 5.10. Конструкция гидротрансформатора ГТР-3900
(ОАО HATH):
1 - независимый вал отбора мощности; 2 - сменная втулка,
3 - передний шарикоподшипник; 4 - венец зубчатой муфты;
5 - зубчатый венец; 6 - одно дисковая блокировочная муфта; 7 - крышка
насосного колеса; 8 - опорный диск; 9 - турбинное колесо; 10 - насосное
колесо; 11 - колесо реактора; 12 - муфта свободного хода; 13 - ролико-
вый подшипник; 14 - задний шарикоподшипник; 15- ось реактора;
16- трубчатая часть оси реактора; 17 - упорный подшипник скольжения;
18 - вал турбины; 19 - ступица турбинного колеса
ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
353
К вращающемуся корпусу, оборудованному насосным коле-
сом Ю и крышкой 7, прикреплен внутренний венец 4 зубчатой
муфты, через которую момент от коленчатого вала двигателя пе-
редается насосному колесу. Корпус гидротрансформатора перед-
ним выступом зубчатой муфты центрируется в расточке маховика
двигателя. Второй опорой вращающегося корпуса является под-
шипник 13, внутренняя обойма которого напрессована на ось ре-
актора 75.
Турбинное колесо 9 прикреплено к ступице 19, соединенной с
валом турбины 18 при помощи шлиц, и центрируется на валу с
помощью центрирующих поясков. Вал турбины вращается в двух
подшипниках качения 3 и 14, первый из которых кроме радиаль-
ных воспринимает и осевые силы, действующие на насосное и
турбинное колеса, и фиксирует корпус от осевых перемещений
относительно вала турбины.
Второй подшипник 14 фиксирует от осевых перемещений вал
турбины. Колесо реактора 77 установлено на двухрядной муфте
свободного хода 12, которая является одновременно радиальным
подшипником колеса реактора. Торцовыми опорами реактора яв-
ляются подшипники скольжения 7 7.
Для обеспечения необходимых условий работы и контроля за
работой гидротрансформатора систему питания оснащают допол-
нительными агрегатами: питающим насосом, радиаторами охлаж-
дения жидкости, фильтрами, манометрами и другими устройства-
ми. Существует множество конструктивных схем систем питания
гидротрансформаторов. Однако все они содержат основные эле-
менты, которые показаны на рис. 5.11.
Емкость масляного бака 7 у существующих тракторов состав-
ляет обычно не менее полуминутной производительности насоса
4. Уменьшение емкости бака возможно при применении специаль-
ных антипенных присадок и проведения конструктивных меро-
приятий, ограничивающих контакты рабочей жидкости с атмосфе-
рой. Насос 4 засасывает из бака 7 масло и через фильтр 5 подает
его на главный редукционный клапан 6. На выходе насоса уста-
навливают ограничительный клапан 12, а параллельно фильтру 5 -
перепускной клапан, позволяющий в случае засорения фильтра
подавать рабочую жидкость, минуя фильтр.
354
Глава 5. ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
Куправлению коробкой
Рис. 5.11. Принципиальная схема системы питания
гидротрансформатора:
1 - масляный бак; 2 - указатель уровня масла; 3 - заливная горловина
с фильтром; 4 - насос; 5 - фильтр с перепускным клапаном;
6 - редукционный клапан; 7 - гидротрансформатор; 8 - термометр;
9 - подпорный клапан; 10 - маслоохладитель с перепускным клапаном;
11 - манометр; 12 - ограничительный клапан
Редукционный клапан 6 ограничивает давление в главной ма-
гистрали гидравлической системы управления гидромеханической
трансмиссии. Его часто устанавливают таким образом, чтобы пи-
тание гидротрансформатора 7 осуществлялось через его сливную
магистраль. В этом случае при переключении передач гидро-
трансформатор отключается от питающей магистрали, что способ-
ствует уменьшению времени переключения передач фрикционны-
ми муфтами с гидроподжатием и сокращению времени их буксо-
вания.
Из редукционного клапана 6 рабочая жидкость подается в
гидротрансформатор 7, на выходе которого установлен подпорный
клапан 9. Этот клапан отрегулирован на давление питания гидро-
трансформатора. При прекращении питания гидротрансформатора
он перекрывает сливную магистраль и в течение некоторого вре-
мени под держивает в гидротрансформаторе избыточное давление.
ГИДРОМЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
355
После подпорного клапана 9 рабочая жидкость попадает в охлади-
тель 10. Параллельно ему установлен перепускной клапан, предо-
храняющий охладитель от разрушения при повышении давления
рабочей жидкости, которое может быть вызвано забиванием охла-
дителя или понижением вязкости рабочей жидкости при низкой
температуре.
5.2. ГИДРОМЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
Диапазон силового регулирования гидродинамических пере-
дач сравнительно мал (й^ =КТ =МТ/МН =2,5...3,5) и не обеспе-
чивает полностью требования МТА. Для увеличения диапазона из-
менения тягового усилия сочетают гидродинамические и механиче-
ские передачи, соединяя их между собой последовательно или парал-
лельно. Такие передачи получили название гидромеханических.
Для гидромеханических передач с последовательным соеди-
нением агрегатов (полнопоточных) КПД, кинематическое и сило-
вое передаточные числа равны произведению КПД и передаточ-
ных чисел соответствующих механизмов. Эти передачи имеют
большой диапазон регулирования, но низкий КПД.
Более высоким КПД обладают двухпоточные (дифференци-
альные) гидромеханические передачи, в которых мощность пере-
дается двумя потоками через механические и гидравлические зве-
нья. Такая передача обычно состоит из гидротрансформатора и
Дифференциального звена, выполненного в виде трехзвенного
дифференциального механизма со смешанным или внешним заце-
плением шестерен. При этом через гидротрансформатор передает-
ся только часть мощности, остальная же мощность передается че-
рез механическую передачу, имеющую значительно более высо-
кий КПД по сравнению с гидротрансформатором.
В зависимости от расположения дифференциального звена по
отношению к гидротрансформатору различают двухпоточные гид-
ромеханические передачи с дифференциальным звеном на входе
или на выходе.
356
Глава 5. ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
Рис. 5.12. Схема двухпоточной гидромеханической передачи
с дифференциальным звеном на выходе
Основными показателями двухпоточных гидромеханических
передач являются кинематическое игмп и силовое йгмп переда-
точные числа и КПД т]ГАЙ7. Для пояснения методики их определе-
ния рассмотрим наиболее распространенную схему двухпоточной
гидромеханической передачи с дифференциальным звеном на вы-
ходе (рис. 5.12).
В данной передаче мощность с ведущего на ведомый вал пе-
редается двумя потоками. Первый поток мощности передается
чисто механическим путем через солнечную шестерню на сател-
литы и далее на водило, связанное с ведомым валом передачи.
Второй поток мощности передается через гидротрансформатор на
эпициклическую шестерню и далее через сателлиты на водило.
Таким образом, на водиле трехзвенного дифференциального меха-
низма осуществляется суммирование двух потоков мощности.
Кинематическое передаточное число двухпо-
точной гидромеханической передачи определяют из
уравнения кинематики трехзвенного дифференциального меха-
низма
па +кпс -(1 + к)пв =0. (5.11)
В данном случае (см. рис. 5.12) пвщ=пн =па, пе=пвм и
пт - пс, где па, пс, пв - частота вращения соответственно сол-
ГИДРОМЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
357
вечной и эпициклической шестерен и водила трехзвенного диффе-
ренциального механизма.
Тогда уравнение (5.11) примет вид
Пещ+КПт-^ + К^ =0
или
пвщ+кпт — -0 + к)««м =°- (5.12)
«и
Учитывая, что в уравнении (5.12) пт/пн =\/игг и пн=пвщ,
получим
"вщ+КПещ/игг-(\ + К)Пвм =0.
Откуда кинематическое передаточное число гидромеханиче-
ской передачи
_ Пвщ _ 1 + к
игмп ~ ~ ~
Пем У + К/ип
Силовое передаточное число двухпоточной гид-
ромеханической передачи определяют из выражения (см.
рис. 5.12)
^гмп=Мвм1Мвщ , (5.13)
где Мвщ и МвЛ1 - крутящий момент на ведущем и ведомом валах
гидромеханической передачи.
Запишем условие равновесия ведущего вала с учетом расста-
новки направлений знаков действующих на него моментов
Мвщ=Мн+Ма, (5.14)
где Ма, Мн - крутящий момент соответственно на солнечной
шестерне и насосном колесе гидротрансформатора.
Из условия равновесия сателлита (см. рис. 5.12) следует, что
р _ р _ _ ^вм
с а 2 2Лв ’
358
Глава 5. ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
Так как
РС=МС/АС- Ра=Ма/Аа- Ав=(Аа+Ас)/2,
то получим, что крутящие моменты на солнечной и эпицикличе-
ской шестернях трехзвенного дифференциального механизма
Л 1 А к
М = М ---2— = М ——: М =М ----------— = М —
а вм , , . вм , , ’ 1 вм л л вм ,
Аа + Ас 1 + к А+Л 1 + к
Момент на насосном колесе гидротрансформатора
Мт М к
Мн = —- = —- = bf---------.
и и it (1 + к) W it
Уравнение равновесия ведущего вала (5.14) с учетом значений
Мн и Ма примет вид:
1 к
Мт =мвм----------+ Мвм---------
вщ вмх + к +
(5.15)
После подстановки выражения (5.15) в (5.13) окончательно
получим
„ Мm 1 + к
и — вм —__________
иГМП ~ t . /Л
Мвщ 1 + K/Urr
КПД гидромеханической передачи
Лгм7 =^гмп!игмп •
Для рассматриваемого примера д гип >т]/т- Это говорит о
том, что в силовом контуре этой передачи отсутствует циркули-
рующая мощность {N4 = О).
Коэффициент нагрузки насосного колеса гидро-
трансформатора (учитывает долю момента, подводимого к
насосному колесу гидротрансформатора)
Мн к
ан =—— =--------.
мвщ йгг+к
ГИДРОМЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
359
Следовательно, момент на насосном колесе гидротрансформа-
тора
~ Мвщ .
Коэффициент нагрузки солнечной шестерни
трехзвенного дифференциального механизма (учиты-
вает долю момента, подводимого к солнечной шестерне)
а -= Ма = йгг
йп+к
Тогда момент на солнечной шестерне
Возможны схемы двухпоточных гидромеханических передач
с циркулирующей мощностью Ny в их силовом контуре. В ре-
зультате КПД такой передачи Лгмп<г1гг’ а Циркулирующая
мощность дополнительно нагружает механические или гидравли-
ческие звенья передачи. При этом в некоторых схемах таких пере-
дач выше силовой диапазон регулирования.
В табл. 5.2 приведены все возможные схемы двухпоточных
гидромеханических передач с дифференциальным звеном, выпол-
ненным в виде трехзвенного дифференциального механизма со
смешанным зацеплением шестерен, и расчетные формулы для оп-
ределения их основных параметров.
В схемах 1,2, 7 и 8 циркулирующая мощность отсутствует.
Эти схемы повышают КПД передачи, снижают силовое переда-
точное число (коэффициент трансформации) и позволяют умень-
шить размеры гидротрансформатора по сравнению с полнопоточ-
ной передачей. Наиболее рациональной является схема 1, полу-
чившая широкое распространение (см. рис. 5.12).
В схемах 3, 4, 9 и 10 циркулирующая мощность перегружает
гидротрансформатор, что приводит к увеличению его размеров,
снижению КПД передачи и повышению ее силового передаточно-
го числа.
5.2. Параметры гидромеханических передач
Схема Параметр Схема Параметр
Дифференциальное звено на выходе
360 Глава 5. ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
Продолжение табл. 5.2
ГИДРОМЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
Продолжение табл. 5.2
Схема
Параметр
иГМП -
к. иit
KUrr+Urr -1
^гмп =
_ кйрг
К U гт /у 1
UpT
и------Т
(1 + к-«гг)
Глава 5. ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
Продолжение табл. 5.2
Схема Параметр Схема Параметр
Дифференциальное звено на входе
ГИДРОМЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
Схема
Продолжение табл. 5.2
Параметр
«™77=0 + *)«ГГ-К
**гмп = О + к)^гт ~ к
N^O
ан = 1 + к
аа=К
i + K-Ur^
иГМП -
к
л Х + к-йгг
игмп ~
к
^*0
ая =1/к
ал =1 + \/к
364 Глава 5. ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
ГИДРООБЪЕМНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
365
В схемах 5, 6,11 и 12 циркулирующая мощность перегружает
механические звенья передачи, что приводит к снижению КПД
передачи и силового передаточного числа по сравнению с гидро-
трансформатором, и поэтому интереса не представляют.
Внешняя характеристика двухпоточной гидро-
механической передачи представляет собой зависимость
крутящего момента Мвщ на ведущем и Мвм на ведомом валах пе-
редачи и ее КПД г\гмп от отношения пвм / пвщ при постоянной час-
тоте вращения neUf ведущего вала. Она может быть построена по
внешней характеристике гидротрансформатора с помощью фор-
мул, приведенных в табл. 5.2 для заданной величины характери-
стики к планетарного ряда.
Момент на ведущем валу гидромеханической передачи можно
представить по аналогии с гидротрансформаторами в виде
^вщ=1^гмппвщ^ = Мднирг\р = Мн/о-н =7^нпнВ /ан >
где - коэффициент момента ведущего вала гидромеханичес-
кой передачи, мин2/м; т]р - КПД согласующего редуктора.
Момент на ведомом валу гидромеханической передачи
~ Мвщ йрмд.
Активный диаметр D гидротрансформатора, включенного в
двухпоточную гидромеханическую передачу, и передаточное чис-
ло согласующего редуктора определяют с учетом доли момента
ая , подводимого от двигателя к насосному колесу, по аналогии с
однопоточными передачами.
5.3. ГИДРООБЪЕМНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Гидрообъемная передача (ГОП) представляет собой совокуп-
ность устройств, в число которых входят минимум два агрегата -
насос и гидромотор, связанные между собой гидравлической свя-
зью.
366
Глава 5. ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
В насосе механическая энергия двигателя преобразуется в
гидравлическую, а в гидромоторе - гидравлическая энергия вновь
преобразуется в механическую. Таким образом, в ГОП осуществ-
ляется двухкратное преобразование мощности, что приводит к
снижению КПД передачи.
Преимущества ГОП по сравнению с механическими пе-
редачами:
- бесступенчатое изменение крутящего момента в широком
диапазоне и плавная передача его на ведущие колеса;
- стабильная работа двигателя в зоне оптимального режима;
- удобство компоновки;
- возможность торможения самой ГОП;
- реверсивность;
- легкость и простота управления;
- устойчивость работы гидромотора при малых частотах вра-
щения его вала;
- простота предохранения двигателя машины от перегрузок.
Недостатки ГОП:
- более низкий КПД по сравнению с механическими переда-
чами (максимальный КПД ГОП Л го/?max = 0,75...0,85 );
- большие габариты при малых давлениях рабочей жидкости
(10... 15 МПа) и трудность уплотнения при больших давлениях
(28...45 МПа);
- высокая стоимость и сложность изготовления;
- зависимость КПД от температурных условий.
Существуют две принципиальные схемы ГОП: открытого и
закрытого типа.
В ГОП открытого типа (рис. 5.13, а) отсутствует обратная
связь между насосом 1 и гидромотором 2. Здесь рабочая жидкость
из специального бака 4 поступает в насос 1, затем под давлением
подается в гидромотор 2 и возвращается в бак 4. Предохранитель-
ный клапан 3 ограничивает давление рабочей жидкости в напор-
ной магистрали ГОП.
Достоинством ГОП открытого типа является относительная
простота. Однако мощность такой передачи ограничивается раз-
мерами масляного бака 4. По этой причине на тракторах ГОП от-
ГИДРООБЪЕМНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
367
а - открытого типа; б - закрытого типа; 1 - регулируемый насос;
2 - нерегулируемый гидромотор; 3 - предохранительный клапан; 4 - бак;
5 - насос подпитки с перепускным клапаном
крытого типа применяют только для обслуживания вспомогатель-
ных устройств (привод механизма навески, сервоустройства и т.п.)
и не используют для передачи мощности двигателя к ведущим ко-
лесам трактора.
В ГОП закрытого типа (рис. 5.13, б) рабочая жидкость из гид-
ромотора 2 поступает непосредственно во всасывающую магист-
раль насоса 1. При этом давление во всасывающей магистрали с
помощью насоса подпитки 5 с перепускным клапаном поддержи-
вается больше атмосферного. Насос подпитки компенсирует также
утечки рабочей жидкости в напорной и всасывающей магистралях.
Такая схема позволяет уменьшить емкость бака 4 и сделать пере-
дачу более компактной.
Основы регулирования ГОП. Рассмотрим простейшую
ГОП, состоящую из одного насоса и одного гидромотора. Теоре-
тическая мощность такой ГОП в кВт (без учета потерь)
^=Др2/103, (5.16)
где Др - перепад давления жидкости, МПа; Q - производитель-
ность, см3/с.
Ьр = Рн-Рвп,
368
Глава 5. ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
где рн - давление нагнетания в гидроагрегате; рвп - давление
впуска (для насоса) или выпуска (для мотора).
Передаваемый гидроагрегатом объем жидкости за один обо-
рот называется объемной постоянной гидроагрегата q, см3.
(5.17)
п
где п - частота вращения вала гидроагрегата, мин-1.
Тогда после подстановки выражения (5.17) в (5.16) получим
Л'., . .
60 10’
(5.18)
Крутящий момент от воздействия жидкости на рабочие эле-
менты гидроагрегата с учетом выражения (5.18)
N
Мт =9550^- = 0,159 Apq. (5.19)
п
Из выражения (5.19) видно, что для регулирования крутящего
момента Мт можно менять перепад давления Др в гидросистеме
или объемную постоянную q гидроагрегата.
В настоящее время регулирование Мт за счет изменения Др
не применяют. Такой способ регулирования наиболее простой
(обеспечивается установкой в гидролинию ГОП регулируемого
дросселя), но имеет большой недостаток - низкий КПД.
Регулирование ГОП в современных машинах осуществляют за
счет изменения объемной постоянной q гидроагрегатов. Данный
способ регулирования называют объемным, так как здесь изменя-
ется рабочий объем гидроагрегатов. Возможны три случая объем-
ного регулирования.
ГОП с регулируемым насосом (рис. 5.13, б). Здесь
qH * const (насос регулируемый), a qM = const (мотор
нерегулируемый).
Тогда с учетом выражения (5.18) мощности насоса и мотора:
NTH - а^Рн Ян’’ ^тм~^^мпм>
ГИДРООБЪЕМНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
369
где а и b - постоянные коэффициенты:
а = -^- Ь = -^.
60 Ю3 60 103
Из приведенных формул видно, что для обеспечения режима
постоянной мощности перепад давления Дрм в гидромоторе в
функции частоты вращения пм его вала должен изменяться
по гиперболической зависимости. При этом согласно выражению
(5.19) изменение крутящего момента Мтм на валу гидромотора
зависит только от перепада давления Дрм = Дря = Др рабочей
жидкости.
Силовой диапазон регулирования ГОП выражается через от-
ношение перепадов давления
j-) _ ^TMmax. _ ДР max
min APmin
где Дртах и Apmin - максимальный и минимальный перепад дав-
ления в ГОП.
Максимальное давление рабочей жидкости в гидропередаче
ограничивается механической прочностью деталей и достигает
45 МПа, а минимальное - 1,5 МПа. В существующих ГОП с регу-
лируемым насосом среднее значение силового диапазона регули-
рования составляет 12... 16.
Изменение перепада давления Ар в ГОП осуществляется в
гидронасосе за счет регулирования его объемной постоянной qH .
На рис. 5.14, а представлен график зависимости мощности
NTH насоса, перепада давления Др, крутящего момента Мтм на
валу гидромотора и расхода Q рабочей жидкости от частоты вра-
щения пм вала гидромотора. В зоне минимальной частоты враще-
ния «Wmin вала гидромотора давление рабочей жидкости ограни-
чивается величиной максимального давления ртах при помощи
предохранительного клапана. Максимальная частота вращения
пм тах вала гидромотора ограничивается или максимально допус-
370
Глава 5. ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
Рис. 5.14. Изменение параметров ГОП при регулировании:
а - насоса; б - гидромотора; в - насоса и гидромотора
тимой частотой вращения вала, или минимальным давлением pmin
рабочей жидкости, обеспечивающим необходимое для движения
МТА тяговое усилие на максимальной скорости.
Теоретическая частота вращения вала гидромотора находится
из уравнения баланса расхода рабочей жидкости (QH = QM):
(5.20)
Чм
где c=nHlqM - постоянная величина.
Объемная постоянная qH насоса изменяется в пределах от 0
до #Ятах. Следовательно, как следует из выражения (5.20), частота
вращения пм вала гидромотора будет также изменяться от 0 до
Пд/шах • При нейтральном положении регулировочного органа на-
соса его объемная постоянная qH - 0, вал мотора гидравлически
заторможен (пм =0), а двигатель трактора работает на холостом
ходу. Следовательно, данная схема ГОП может выполнять функ-
цию тормоза. Вывод регулировочного органа управления насосом
в одну сторону соответствует вращению вала гидромотора по ча-
совой стрелке, а в обратную сторону - против часовой стрелки. В
результате кинематический диапазон регулирования ГОП значи-
ГИДРООБЪЕМНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
371
тельно превосходит силовой. Причина состоит в том, что силовой
диапазон регулирования в такой передаче ограничивается пре-
дельными значениями давления рабочей жидкости в гидросистеме
/’max И Ртт •
Следовательно, при таком способе регулирования в ГОП дав-
ление рабочей жидкости всегда переменно. Так как вероятность
работы ГОП в зоне высоких давлений рабочей жидкости сравни-
тельно мала, то ее работоспособность достаточно высока.
ГОП с регулируемым гидромотором. Здесь
qH = const (насос нерегулируемый), a qM Ф const (мотор регули-
руемый). Следовательно, давление рабочей жидкости, создаваемое
насосом во всей силовой магистрали ГОП, постоянно, т.е.
крн = Дрм = Др = const (рис. 5.14, б). Давление рабочей жидкости в
ГОП устанавливают максимальным с целью получения минималь-
ных габаритов конструкции. Изменение крутящего момента на валу
гидромотора осуществляется только за счет изменения qM.
Максимальный и минимальный крутящие моменты на валу
гидромотора определяют из выражений
МтМхпъх ~~ 0,159 Др max <7л/тах ’ ^ГЛ/min 0,159 Дрд/тах ^Л/тт '
Частота вращения вала гидромотора
„ _Янпн _
пм ~ ~
Ям Ям
(5-21)
При работе двигателя на холостом ходу приводной вал насоса
вращается и расход рабочей жидкости QH через насос имеет неко-
торую величину. В результате чего вал гидромотора вращается.
Следовательно, для обеспечения стоянки машины при работаю-
щем двигателе необходимо перепускать всю жидкость на слив или
выключать сцепление, устанавливаемое между двигателем и насо-
сом. При трогании машины с места увеличение частоты вращения
вала гидромотора от нуля до пМтт (см. рис. 5.14, б) обеспечивает-
ся за счет пробуксовки сцепления или за счет уменьшения слива
рабочей жидкости в бак.
372
Глава 5. ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
Минимальная и максимальная пМт!а частота вращения
вала гидромотора (см. рис. 5.14, б) в соответствии с выражением
(5.21) обеспечиваются соответственно при qMmax и qMmia .
Таким образом, у данной ГОП кинематический и силовой диа-
пазоны регулирования равны
_ М-тм max _ _ ?Л/тах
Мтм min ^Л/min *7л/тт
ГОП с регулируемым гидромотором имеет следующие недос- .
татки:
- приходится поддерживать постоянное максимальное давле-
ние в системе, что приводит к снижению долговечности передачи;
- усложнен процесс трогания машины с места;
- сложнее конструкция, так как при стоянке машины с рабо-
тающим двигателем необходимо обеспечить слив рабочей жидко-
сти в бак;
- отсутствует свойство торможения самой передачей.
Основным достоинством ГОП с регулируемым гидромотором
является возможность получения большого силового диапазона
регулирования, так как здесь qMmin может принимать очень малые
значения.
Однако из-за существенных недостатков этот тип регулирова-
ния не получил распространения.
ГОП с регулируемым насосом и гидромотором.
Здесь qH Ф const и qM Ф const. Изменение параметров этой пере-
дачи в зависимости от частоты вращения вала гидромотора приве-
дено на рис. 5.14, в. Этот тип передачи обладает всеми достоинст-
вами ранее рассмотренных ГОП. Здесь особенно легко получить
большие величины кинематического и силового диапазонов регу-
лирования ГОП последовательным регулированием насоса и гид-
ромотора:
0 _ ^Нтах . ^Л/тах
Янпап Ямтт
ГИДРООБЪЕМНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
373
На рис. 5.14, в в интервале частот вращения вала гидромотора
регулирование осуществляется за счет изменения объемной посто-
янной qH насоса, а в интервале частот вращения (пмх...пМюал) - за
счет изменения объемной постоянной qM гидромотора.
Диапазон регулирования ГОП между насосом и гидромотором
разбивают примерно пополам.
В настоящее время такие передачи начинают получать рас-
пространение на тракторах, несмотря на высокую стоимость и
сложность изготовления самих регулируемых агрегатов (насосов и
гидромоторов) и механизмов управления ими.
Здесь необходимо отметить, что все достоинства ГОП незави-
симо от типа регулирования проявляются лишь тогда, когда
управление передачей автоматизировано.
Коэффициент полезного действия ГОП равен отношению
мощности, снимаемой с вала гидромотора, к мощности, подводи-
мой к валу насоса:
Л гот? = /N н =Ло Лг Л Affix>
где г]0, т]г и л лжх ~ объемный, гидравлический и механический
КПД ГОП соответственно.
Объемный КПД ГОП определяется как отношение действи-
тельной производительности к теоретической. Принимая, что
утечки рабочей жидкости происходят только в самих гидроагрега-
тах, получим
_ Qm _ Ям пм
Ло - ~ ~ •
Утн Ян пн
Отсюда частота вращения вала гидромотора
_ Ян пн
пм ~
Ям
Ло-
374
Глава 5. ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
Из полученного выражения следует, что г]о влияет только на
частоту вращения вала гидромотора.
Гидравлический КПД ГОП равен отношению действи-
тельного напора к теоретическому напору потока рабочей жидко-
сти. Заменяя напоры давлениями, найдем
ч\г = Рм1Рн
Величина г|г влияет только на величину крутящего момента.
При этом для повышения необходимо сокращать длину трубо-
проводов в ГОП и снижать в них гидравлические потери.
Механический КПД ГОП учитывает потери на трение в
насосе и гидромоторе:
Лл/EY = 'ПмЕЛ'.Я ^МЕХ.М •
Механический КПД насоса равен отношению крутящего мо-
мента, действующего со стороны жидкости, к моменту, подводи-
мому к валу насоса:
_ 0,159^ Ар
'ХМЕХ.Н “
Мн
Механический КПД гидромотора равен отношению крутяще-
го момента, снимаемого с вала гидромотора, к моменту, создавае-
мому в гидромоторе жидкостью:
Мм
^МЕХ.М - л * •
0,159^ Ар
Повышение Чл/о достигается уменьшением потерь на трение
поверхностей насоса и гидромотора.
Так как отдельно гидравлический т|ги механический ~г]м£х
КПД экспериментально определить очень трудно, то на практике
используют понятие гидромеханического (внутреннего) КПД
ГОП:
Ли ~ Лг Лл/ех
ГИДРООБЪЕМНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
375
Тогда общий КПД ГОП
Л гоя ~ До Лм ~ Лея Леа/ ~ ^\он ^Умн Лом Лмм»
где Л^я > Лхм _ общий КПД соответственно насоса и гидромотора;
Лоя ’ Лом “ объемный КПД соответственно насоса и гидромотора;
Лия’ Лмм _ гидромеханический КПД соответственно насоса и
гидромотора.
Характеристики насосов и гидромоторов. Основными ха-
рактеристиками насосов и гидромоторов являются объемная по-
стоянная q и общий КПД т|х.
В табл. 5.3 приведены схемы гидомашин и расчетные форму-
лы для определения их характеристик.
376
Глава 5. ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
Продолжение табл. 5.3
Параметры
Схема
Радиально-поршневая многоходовая
nt/2
q =----sik
4
Пт = ПоПл/ «0,9
Аксиально-поршневая с наклонной
шайбой
Аксиально-поршневая
с наклонным блоком
nd2 . nd2 . _ .
q =-----5Z =----zPtga
4 4
Пт = По Пл/ « 0,92...0,95
ГИДРООБЪЕМНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
377
Продолжение табл. 5.3
Схема
Параметры
q = 2itdwmb
Пх = По Пл/ “0,75
q = 2eb(nD-AS z)
Пх =ПоПл/ «0,7...0,75
Принятые обозначения: d- диаметр цилиндра; т - модуль
зуба шестерни; b - ширина зуба шестерни или пластины; D - диаметр
шайбы аксиально-поршневого или статора пластинчатого агрегата;
dw - диаметр начальной окружности шестерни; s - xqr поршня; е -
эксцентриситет; i - число поршней в гидроагрегате; к - число рабочих
ходов каждого поршня за один оборот; а - угол наклона шайбы или
блока; А5 - толщина пластины.
378
Глава 5. ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
В тракторах наибольшее распространение получили ГОП с
аксиально-поршневыми и радиально-поршневыми гидромашина-
ми. Поскольку радиально-поршневые гидромашины являются вы-
сокомоментными, то их применяют в качестве гидромоторов ве-
дущих колес трактора. Более широкое распространение получили
аксиально-поршневые гидромашины, так как у них выше КПД и
они могут работать при давлении жидкости до 45 МПа.
Низкий КПД и невозможность регулирования рабочего объе-
ма ограничивает область применения шестеренных гидромашин. В
тракторах их используют в качестве насосов в приводе вспомога-
тельных механизмов - навесной системе, гидроусилителе рулевого
управления, в гидрообъемном рулевом управлении, в КП с пере-
ключением передач с помощью фрикционных муфт с гидроподжа-
тием и т.д. Шестеренные насосы могут работать при давлении ра-
бочей жидкости до 22 МПа.
Шиберные насосы получили ограниченное распространение
на тракторах ввиду более низкого КПД и возможности работы при
более низком давлении, не более 7,5 МПа.
В табл. 5.4 приведены основные параметры ГОП, состоящих
из одноразмерных гидромашин (насосов и гидромоторов). Основ-
ные параметры аксиально-поршневых гидромоторов с наклонным
боком серии 303.3.160, выпускаемых АО "Пневмостроймашина"
(г. Екатеринбург), приведены в табл. 5.5, параметры аналогичных
по конструкции гидромоторов серии F6VE фирмы Mannesmann
Rexroth (Германия) - в табл. 5.6.
Выбор агрегатов ГОП рассмотрим на примере схемы, пред-
ставленной на рис. 5.13, б. В данной схеме насос регулируемый, а
гидромотор нерегулируемый. Ниже приведена последовательность
выбора агрегатов ГОП.
1. Определяют потребные максимальный ММтт и мини-
мальный A/Mmin крутящие моменты на валу гидромотора и соот-
ветственно максимальную пМтт и минимальную nMmia частоту
вращения его вала.
2. Максимальный крутящий момент в моторе, создаваемый
рабочей жидкостью,
МЖтаи ~ МЛ/max/Л Л/Л/ •
5.4. Характеристики ГОП
Марка ГОП ГСГ- 52 гст- 70 гст- 90 ИМПЦ 303364.020 гст- 112 гст- 119 МКРИ 303364. 001 01 МКРН 303364. 003 ПБ2. 952. 056 ИРЦУ 303451. 04
Изготовитель ОАО "Салаватгидромаш” ОАО КЭМЗ - ОАО КЭМЗ
Исполнение Раздельное Моно- блок Раздельное Моноблок
Объемная постоянная насоса и гидромотора Ян = Ям , см3 51,6 69,8 89 89 112 118,7 112 112 300 235
Максимальное давление нагнетания в гидроагре- гате /?тах,МПа 34 34 35 40 (42) 43 34 42 42 32 45
Давление впуска рвя,МПа 1,8 1,8 1,5 2 1,8 1,8 2 2 2 2,5
Максимальная частота вращения вала насоса и гидромотора, мин-1 3100 3000 2500 2900 (3000) 3000 3000 3000 3500 2100 2500
Максимальный крутящий момент на валу гидромо- тора ММтт, Н м 251,2 339,8 450,8 511,3 (538,3) 697,7 577,9 677,4 677,4 1497 1511
Мощность передаваемая ГОП, кВт 81,6 106,8 118,0 155,3 (169,1) 219,2 181,6 212,8 248,3 329,2 395
Масса, кг 90 103 126 85 128 194 86 96 256 170
ГИДРООБЪЕМНЫЕ ПЕРЕДАЧИ 379
5.5. Характеристики регулируемых аксиально-поршневых гидромоторов
с наклонным блоком АО "Пневмостроймашина"
Типоразмер гидромотора 303.3.56 303.3.112 303.3.160
Объемная постоянная гидромотора, см3: ^7 Л/max 56 112 160
^7 Л/min 16 31 46
Частота вращения гидромотора, мин1: МаКСИМаЛЬНаЯ При #Мтах 3750 3000 2650
максимальная при 5000 4000 4000
номинальная при <?Мтах 1800 1200 1200
номинальная при #Mmin 50 50 50
Максимальное давление нагнетания в гидроагрегате ртах, МПа 36 (40) 36 (40) 36 (40)
Максимальный крутящий момент на ва- лу гидромотора , Н м 287 (318) 574 (638) 820(911)
Мощность гидромотора, кВт 113(125) 180(200) 228 (253)
Масса, кг 22 38 55
380 Глава 5. ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
5.6. Характеристики регулируемых аксиально-поршневых гидромоторов с наклонным
блоком серии A6VE фирмы Mannesmann Rexroth (Германия)
Типоразмер гидромотора 28 55 80 107 160 250
Объемная постоянная гидромо- тора, см3:
(7 Л/max 28,1 54,8 80,0 107 160 250
(7Л/min 0 0 0 0 0 0
Частота вращения гидромотора, мин1:
максимальная при gMmax 4300... 4100... 3750 3300 3000 2500
5300 4200
максимальная при gMmin 4300... 5600 4700... 3300... 3300... 3000
5600 5600 4500 4500
Максимальное давление нагне- тания в гидроагрегате ртах, МПа 38...46 46 46 31...40 21...46 28...41
Максимальный крутящий мо- мент на валу гидромотора ^Мтах ’ Н-М 166... 201 392 572 512... 766 512... 1145 1091... 1590
Мощность гидромотора, кВт 90,5... 168... 225 177... 161... 286...
92 172 265 360 416
Масса, кг 16 26 34 45 64 90
ГИДРООБЪЕМНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
382
Глава 5. ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
При расчетах можно принимать, что гидромеханический КПД
гидромотора т\мм = Пи? = 0,96...0,97.
3. Объемная постоянная гидромотора
Ям ~ 0,159 А/?тах ’
где Артах - рт!и, -рвп. Максимальное давление нагнетания р^
в выполненных агрегатах доводят до 28...46 МПа. Давление впус-
ка или выпуска рвп чаще всего лежит в пределах 0,15.. .2,5 МПа.
4. Минимальный расход рабочей жидкости через гидромотор
при максимальном давлении нагнетания
_ Ям Ру/min
бОПом
Для аксиально-поршневых гидромашин Лом “Лои = 0,96...
0,97, а для радиально-поршневых гидромашин г\ом = т|он ~
= 0,93...0,94.
5. Мощность, развиваемая гидромотором,
дг _ ДРтах бл/min
1Ум- 10з Лем-
Для аксиально-поршневых гидромашин Чем = Лен ~
= 0,92...0,95, а для радиально-поршневых Чем = Лен ® 0,9.
6. По расчетным значениям qM, иМтах и NM из табл. 5.4-5.6
подбирают гидромотор с заданной величиной объемной постоян-
ной q м.
7. Для выбранного значения объемной постоянной qM гидро-
мотора уточняют величину максимального давления нагнетания в
ГОП
Ртах ^Ртах + Рвп ’
ГИДРООБЪЕМНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
383
где необходимое значение перепада давления Ддтах определяют
из выражения
ДРтах
^Штш
О,159<7М ’
8. Максимальная производительность гидромотора
0 _ Ям ^Л/тах
60 Пол/
9. Минимальный перепад давления в ГОП
APmin
МмЖтт
0,159^
где = - минимальный крутящий момент в
гидромоторе, создаваемый жидкостью.
10. Минимальное давление нагнетания в ГОП
T^min ДРтш + РвП ‘
11. Максимальное расчетное значение объемной постоянной
насоса
__ 60£?Л/тах
ЧЯтах
пн ^\он
Здесь пн =пдн/ид_н - частота вращения вала насоса, где
ид~н ~ передаточное число передач, располагаемых между двига-
телем и насосом.
12. По расчетному значению qHmm из табл. 5.4 подбирают на-
сос с заданной величиной qHmia.
384
Глава 5. ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
13. Для выбранного значения qHmsx уточняют передаточное
число ид_н:
ид_Н=”<)н1ПН >
где
_ 60g^max
пн ~
Янтах ^ХОН
14. Мощность, необходимая для привода насоса,
xj _ Д-Pmin бятах
7VH -
Ю Лея
где
Qh max Qm max I (Л ОН Лом)-
5.4. ДВУХПОТОЧНЫЕ ГИДРООБЪЕМНО-
МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
Ввиду низкого КПД ГОП (г|ronxasx = 0,75...0,85) на современ-
ных тракторах получают распространение двухпоточные гидро-
объемномеханические передачи (ГОМП), в которых мощность пе-
редается двумя потоками через механические и гидравлические
звенья. Такая передача на ряде режимов ее работы имеет более
высокий КПД по сравнению с ГОП.
Двухпоточная ГОМП обычно состоит из ГОП и дифференци-
ального звена, выполненного в виде трехзвенного дифференци-
ального механизма со смешанным или внешним зацеплением шес-
терен. При этом через ГОП передается только часть мощности,
остальная же мощность передается через механическую передачу,
имеющую значительно более высокий КПД по сравнению с ГОП.
В зависимости от расположения дифференциального звена по
отношению к ГОП различают ГОМП с дифференциальным звеном
на входе и на выходе.
ДВУХПОТОЧНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
385
Рис. 5.15. Схема двухпоточной ГОМП с дифференциальным
звеном на выходе
В качестве примера рассмотрим схему двухпоточной ГОМП с
дифференциальным звеном на выходе (рис. 5.15). Здесь мощность
с ведущего на ведомый вал ГОМП передается двумя потоками.
Первый поток мощности передается через солнечную шестер-
ню а на сателлиты и далее на водило в. Здесь существуют только
механические потери мощности.
Второй поток мощности передается через редуктор с переда-
точным числом г/1 на регулируемый гидронасос Н, далее на нере-
гулируемый гидромотор М и через редуктор с передаточным чис-
лом г/2 на эпициклическую шестерню с и через сателлиты на во-
дило в. Здесь мощность теряется в двух редукторах с передаточ-
ными числами W] и U2 в ГОП, состоящей из регулируемого гидро-
насоса и нерегулируемого гидромотора. Основная доля потерь
мощности приходится на ГОП.
Таким образом, на водиле в суммируются два потока мощно-
сти, которые далее через агрегаты трансмиссии машины переда-
ются к ее ведущим колесам.
Данная схема ГОМП может работать как однопоточная, так и
Двухпоточная.
386
Глава 5. ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
При нейтральном положении регулировочного органа насоса
его объемная постоянная qH = 0, вал мотора гидравлически за-
торможен (пм = 0) и частота вращения эпициклической шестерни
пс равна нулю. В этом случае ГОМП работает как полнопоточная
передача (весь поток мощности с ведущего на ведомый вал пере-
дается только механическим путем через солнечную шестерню а
и сателлиты на водило в).
При qH 0 мощность с ведущего на ведомый вал передается
двумя потоками. При этом в зависимости от положения регулиро-
вочного элемента гидронасоса (наклонной шайбы или блока) эпи-
циклическая шестерня с планетарного ряда вращается с различной
угловой скоростью и меняет направление вращения. Это позволяет
при заданной частоте вращения пещ ведущего вала бесступенчато
менять частоту и направление вращения пвм ведомого вала ГОМП.
Основными показателями ГОМП являются кинематическое
игомп и силовое йгомп передаточные числа и КПД r|rOjW77. Мето-
дика их определения аналогична двухпоточным гидромеханиче-
ским передачам (см. раздел 5.2).
Кинематическое передаточное число двухпо-
точной ГОМП определяют из уравнения кинематики трехзвен-
ного дифференциального механизма
па +кпс ~(1 + к)ив =0. (5.22)
Как следует из схемы ГОМП (см. рис. 5.15), пвщ=па,
пв=пем и пс-пм /и2, где пм - частота вращения вала гидромо-
тора.
Тогда после их подстановки в уравнение (5.22) получим
пвщ+кпм/и2-(\ + к)Пвм =0
ИЛИ
Пви1+К~М~Л~~(У + К)Пвм=0’ (5-23)
«2 ПН
где пн - частота вращения насоса.
ДВУХПОТОЧНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
387
Поскольку пм/пн =\/игоп и пн =пвщ/ их, где мГО77 - кине-
матическое передаточное число ГОП, то после их подстановки в
уравнение (5.23) получим
Л* YI
Пвщ+----------(1 + к)^=0.
щ и2 игоп
Из данного выражения определим кинематическое передаточ-
ное число двухпоточной ГОМП (рис. 5.15).
1 + K
игомп “ ~ • (5.24)
1+—-—
Щи2игоп
Силовое передаточное число двухпоточной ГОМП
и ГОМП ~ Мт/Мвщ , (5.25)
где М и - крутящий момент на ведущем и ведомом валах
ГОМП.
Запишем условие равновесия ведущего вала ГОМП (рис. 5.15):
Мещ=^- + Ма, (5.26)
«141
где rjj - КПД редуктора с передаточным числом их; Ма - крутя-
щий момент, подводимый к солнечной шестерне трехзвенного
дифференциального механизма.
Крутящие моменты на солнечной и эпициклической шестер-
нях трехзвенного дифференциального механизма:
<5-27)
1 + к
Мс=Ма —. (5.28)
с 1 + К
388
Глава 5. ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
Из схемы, представленной на рис. 5.15, следует, что
Мс=Мии2х\2,
где т]2 - КПД редуктора с передаточным числом и2.
После подстановки Мс в выражение (5.28) получим
К
Мми2У\2=М----,
1 + к
откуда
к
мм=Мт1-—----.
(1 + к)и2 г|2
(5.29)
В свою очередь Мн - Мм /игоп , где йгоп - силовое переда-
точное число ГОП. Тогда с учетом выражения (5.29)
Мн = М™ 7----—--------
П вм (л \ А
(1 + ф2 Пг игоп
(5.30)
Подставив выражения (5.30) и (5.27) в (5.26), найдем
К 1
М«ш = Мвм 7--х-------------+ ----
вщ вм (л , \ а вм 1
(1 + к)И1Т|1«2П2«ЛИ 1 + к
Представим данное выражение в другом виде:
Л/,,,, = Л/_„
вЩ вм
к + иху\хи2т\2йгоп
(У + к)ихч\хи2т\2йгоп
(5.31)
После подстановки выражения (5.31) в (5.25) окончательно
получим
„ М1 + к
1J — вМ — _________
иГОМП “ „
М 1 к
1У± вщ 1 ------
Щ Л1 и2 Л2 и ГОП
ДВУХПОТОЧНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
389
КПД двухпоточной ГОМП
Л ГОЛОТ ~ ГОМП IU ГОМП
Коэффициент нагрузки насоса (учитывает долю мо-
мента, подводимого к насосу ГОП)
^Н^Мн!Мвщ-
Следовательно, момент, подводимый к насосу,
МН ~ аН •
Коэффициент нагрузки солнечной шестерни
трехзвенного дифференциального механизма (учиты-
вает долю момента, подводимого к солнечной шестерне)
о.а=Ма1Мвщ.
Тогда момент на солнечной
шестерне
Ма =ааМвщ-
Аналогично выводят расчетные
зависимости для других схем двух-
поточных ГОМП.
На рис. 5.16 приведена схема
Двухпоточной ГОМП "Варио" с диф-
ференциальным звеном на входе,
которую фирма "Фендт" устанавли-
вает на универсальный колесный
трактор "Фаворит 926".
В данной схеме поток мощно-
Рис. 5.16. Схема
двухпоточной ГОМП
"Варио" трактора
"Фаворит 926"
СТИ с ведущего вала ГОМП передается на водило трехзвенного
Дифференциального механизма и далее разветвляется на две части.
Одна часть потока мощности передается чисто механическим пу-
тем через сателлиты, солнечную шестерню и далее через редуктор
с передаточным числом и2 на ведомый вал ГОМП.
390
Глава 5. ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
Другая часть потока мощности через эпицикл трехзвенного
дифференциального механизма и редуктор с передаточным чис-
лом их передается на ведомый вал ГОМП, пройдя преобразование
в ГОП, состоящей из регулируемыхо насоса и гидромотора. Таким
образом, в данной схеме ГОМП на ведомом валу суммируются два
потока мощности.
Насос и гидромотор выполнены с наклонным блоком и управ-
ляются совместно. Для разгона МТА с места необходимо при объ-
емной постоянной гидромотора qM - const постепенно увеличи-
вать объемную постоянную насоса от qH = 0 до qH =qHmm. Из-
менение направления движения трактора осуществляется измене-
нием направления потока рабочей жидкости в ГОП наклоном бло-
ка насоса в противоположную сторону.
При qH = 0 и qM= const ведомый вал ГОМП гидравлически
заторможен (ГОМП выполняет функцию тормоза).
На вспашке со скоростью 8 км/ч гидравлическая составляю-
щая крутящего момента на ведомом валу ГОМП составляет 75 %,
а механическая - 25 %.
Управление ГОП осуществляется автоматически установлен-
ной на тракторе электронной системой, включающей устройства
регулирования скорости и предельной нагрузки.
При трогании МТА с места основной поток мощности с ве-
дущего на ведомый вал ГОМП передается через ГОП. Затем с уве-
личением скорости МТА возрастает доля потока мощности, пере-
даваемая механическим путем.
При максимальной скорости движения МТА гидромотор ус-
танавливают в положение, когда qM = 0, а насос - qH 0. В резуль-
тате вал насоса и связанное с ним через редуктор с передаточным
числом их водило трехзвенного дифференциального механизма ос-
танавливаются, а крутящий момент с ведущего на ведомый вал
ГОМП передается только механическим путем с высоким КПД.
Вывод расчетных зависимостей для определения основных
показателей данной схемы ГОМП осуществляется по аналогии и
со схемой, представленной на рис. 5.15.
ДВУХПОТОЧНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
391
Кинематическое передаточное
ГОМП
_ М2 + К М1 иГОП
игомп ~ .
1 + к
число
(5.32)
Силовое передаточное число ГОМП
_ и2т|2 + кщ _ и2т|2 +ки} ^игопт\гоп
иГОМП - , , “ . , •
1 + к 1 + к
где т| 1 и т| 2 - КПД редуктора соответственно с передаточным чис-
лом и} и и2.
КПД ГОМП
(5.34)
игомп
Предположим, что в представленной на рис. 5.16 схеме ГОМП
к — 2, t/j = w2 = 2 , Что/? ~ 0,8 •
Основные показатели этой передачи, рассчитанные по форму-
лам (5.32)-(5.34), приведены в табл. 5.7.
5.7. Основные показатели ГОМП
1 = игоп пн -1 -0,5 -0,25 -0,1 0 0,1 0,25 0,5 1 00
и игоп ~ «л/ -1 -2 -4 -10 00 10 4 2 1 0
игомп 0,67 2 4,66 12,7 00 -14 —6 -3,33 -2 -0,67
_ игомп 0,39 1,42 3,49 9,69 0 -10,98 -4,78 -2,71 -1,68 -0,65
__ ^гомп 0,58 0,71 0,75 0,762 0 0,78 0,8 0,81 0,84 0,97
Из анализа результатов, приведенных в табл. 5.7 следует, что
игомп изменяется в широких пределах. Поэтому при разбивке
передаточных чисел между агрегатами трансмиссии трактора не-
обходимо обеспечить на наиболее часто используемых в эксплуа-
тации передаточных игомп > игоп
Глава 6
КАРДАННЫЕ ПЕРЕДАЧИ
6.1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Карданная передача служит для компенсации уг-
ловых, радиальных и осевых смещений валов соединяемых узлов и
агрегатов.
Карданной передачей принято называть последовательное со-
единение двух и более соединительных муфт.
Карданные передачи применяют в трансмиссиях тракторов
для силовой связи агрегатов, валы которых не соосны или распо-
ложены под углом. При этом их взаимное положение может ме-
няться в процессе движения трактора. Карданные передачи при-
меняют также для привода рабочего оборудования трактора
(ВОМ, приводных шкивов и др.). В ряде случаев связь рулевого
колеса с рулевым механизмом осуществляется при помощи кар-
данной передачи.
Карданная передача должна удовлетво-
рять следующим требованиям:
- передавать крутящий момент без создания дополнительных
нагрузок в трансмиссии (изгибающих, скручивающих, вибрацион-
ных, осевых);
- передавать крутящий момент при обеспечении равенства
угловых скоростей ведущего и ведомого валов независимо от угла
между ними;
- иметь высокий КПД;
- отличаться бесшумностью работы;
- обладать высокой надежностью;
- иметь малый вес, габариты и низкую стоимость.
Карданная передача состоит из двух основных элементов: со-
единительных муфт и карданных валов. При числе соединитель-
ных муфт больше двух карданная передача выполняется с допол-
нительными промежуточными опорами.
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
393
Свойства карданной передачи во многом определяются кон-
струкцией соединительных муфт, классификация которых пред-
ставлена на рис. 6.1.
Рис. 6.1. Классификация соединительных муфт
394
Глава 6. КАРДАННЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Упругие соединительные муфты компенсируют угловые, ра-
диальные и осевые смещения валов и допускают их угловые от-
клонения до 5°, а жесткие - до 2°.
Шарнирные соединительные муфты (карданные
шарниры) подразделяются на простые (компенсируют только
угловые смещения валов) и универсальные (компенсируют угло-
вые и осевые смещения валов).
Карданным шарниром неравных угловых скоростей называют
шарнир, у которого при равномерной скорости вращения ведущего
вала угловая скорость ведомого вала неравномерна. У карданного
шарнира равных угловых скоростей ведущий и ведомый валы
вращаются синхронно. Карданные шарниры неравных угловых
скоростей (асинхронные) используют при углах перекоса соеди-
няемых валов до 20°. Карданные шарниры равных угловых скоро-
стей применяют в приводе ведущих управляемых колес трактора.
При этом некоторые конструкции шарниров хорошо работают
при углах перекоса валов до 50°.
Универсальные карданные шарниры отличаются от простых
тем, что в них осевая компенсация осуществляется в самом меха-
низме шарнира, а не в шлицевом соединении валов.
На современных тракторах применяют только шарнирные со-
единительные муфты (карданные шарниры).
6.2. КИНЕМАТИЧЕСКИЕ И СИЛОВЫЕ СВЯЗИ
В КАРДАННЫХ ПЕРЕДАЧАХ С ШАРНИРАМИ
НЕРАВНЫХ УГЛОВЫХ СКОРОСТЕЙ
Кинематические связи. Схема карданного шарнира нерав-
ных угловых скоростей представлена на рис. 6.2. Из теории меха-
низмов и машин известно, что соотношение углов поворота веду-
щего 1 и ведомого 2 валов одиночного шарнира определяется вы-
ражением
tga = tgpcosy,
(6.1)
КИНЕМАТИЧЕСКИЕ И СИЛОВЫЕ СВЯЗИ
395
Рис. 6.2. Шарнир неравных угловых скоростей:
а - схема; б — условное обозначение
где аир- угол поворота соответственно ведущего и ведомого
вала шарнира; у - угол между осями валов.
Дифференцируя выражение (6.1) по времени, получим
1 da _ cosy dp
cos2 a dt cos2p dt
(6-2)
Угловая скорость ведущего вала шарнира (f>x=da/dt, а
ведомого <о2 = dp/dt.
В выражении (6.2) cos2p = 1/(1 + tg2р).
Поскольку из выражения (6.1) tgP = tga/cosy, то с учетом
принятых обозначений из выражения (6.2) получим
<в2 _ cosy
~ 2 2 2 '
to, sin a + cos a cos у
(63)
Наибольшее значение a>2 /<о1, характеризующее неравномер-
ность вращения ведомого вала шарнира при постоянной угловой
скорости ведущего вала, отмечается при a = 0°, л и 2л.
В результате
(G>2/<01)max=1/cOSy.
396
Глава 6. КАРДАННЫЕ ПЕРЕДАЧИ
а) б)
Рис. 6.3. Кинематические и силовые связи в шарнире
неравных угловых скоростей:
а - кинематические; б - силовые
Наименьшее значение cd2/®i наблюдается при а - тг/2 и Зтг/2.
Следовательно
ta/tOiU =cosy.
Графическая интерпретация выражения (6.3) приведена на
рис. 6.3, а.
Таким образом, для угловых скоростей ведущего и ведомого
валов шарнира неравных угловых скоростей справедливо неравен-
ство
(£>! cosy < (02 < (0,/cosy .
Полученный результат свидетельствует о том, что при посто-
янной угловой скорости ведущего вала 1 угловая скорость ведо-
мого вала 2 изменяется в процессе одного оборота. При этом чем
больше угол у между валами, тем значительнее неравномерность
их вращения.
Карданный шарнир неравных угловых скоростей можно рас-
сматривать как редуктор с переменным передаточным числом
• 2 2 2
_ sin a + cos acos у
икш ~ >
cosy
КИНЕМАТИЧЕСКИЕ И СИЛОВЫЕ СВЯЗИ
397
достигающим дважды максимума и дважды минимума за один
оборот вала.
Для соединения несоосных валов, расположенных под углом,
один карданный шарнир неравных угловых скоростей обычно не
применяют. Он получил широкое распространение в карданных
передачах. Необходимо отметить, что в старых моделях тракторов
применяли карданные передачи с упругими соединительными
муфтами, а на современных тракторах - в основном карданные
передачи с шарнирами неравных угловых скоростей.
В качестве примера на рис. 6.4 приведена конструкция кар-
данной передачи тракторов К-700/701 с шарнирами неравных уг-
ловых скоростей, состоящими из вилок 7 и 7, крестовины 5, на
цапфах которой установлены стаканы с игольчатыми подшипни-
ками 4, удерживаемые крышками 3. Удержание смазки в подшип-
никах осуществляется сальниками 9. Для предотвращения повы-
шения давления масла при нагревании или в процессе его нагнета-
ния через масленку 8 в крестовине предусмотрен предохранитель-
ный клапан 2.
Вилки 7 карданных шарниров соединены между собой под-
вижным шлицевым соединением 72, чем обеспечивается осевая
компенсация соединяемых валов. Такое подвижное шлицевое со-
единение необходимо для компенсации изменения длины вала при
деформации элементов подвески агрегатов трактора, соединяемых
карданной передачей.
Смазывание шлицевого соединения осуществляется маслен-
кой 10, а защита от попадания пыли и грязи - кожухом 77. Саль-
ник 13 служит для предотвращения вытекания смазки. Перед ус-
тановкой на трактор карданная передача подвергается динамичес-
кой балансировке при помощи пластин 6.
Основные схемы карданных передач с шарнирами неравных
угловых скоростей приведены на рис. 6.5.
Для выравнивания угловых скоростей валов используют по-
следовательное соединение шарниров неравных угловых скоро-
стей (карданные передачи).
398
Глава 6. КАРДАННЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Рис. 6.4. Карданная передача привода заднего моста
тракторов К-700/701
Рис. 6.5. Основные схемы карданных передач
с шарнирами неравных угловых скоростей:
а, б - с двумя шарнирами и одним карданным валом;
в - с тремя шарнирами, двумя карданными валами и промежуточной
опорой; г - с четырьмя шарнирами, двумя карданными валами и
промежуточной опорой; yi... у4- углы между валами
КИНЕМАТИЧЕСКИЕ И СИЛОВЫЕ СВЯЗИ
399
Карданная передача с двумя шарнира-
ми неравных угловых скоростей и одним
карданным валом (рис. 6.5, а и рис. 6.5, б) применяется
наиболее часто. На представленных схемах валы 1, 2 и 3 располо-
жены в одной плоскости. При этом вилки карданного вала 2 также
расположены в одной плоскости.
Согласно выражению (6.1) соотношение между углами пово-
рота ведущего 1 и карданного 2 валов определяется выражением
tgO] = tga2 cosyi.
(6-4)
Для второго шарнира с учетом того, что плоскость его веду-
щей вилки повернута на 90° относительно плоскости ведущей
вилки первого шарнира, можно записать
. I л
tgl 2+a2
= tg —+ a3 cosy2.
Полученное выражение можно представить в виде
1 _ cosy2
tga2 tga3
или
tga2 = tga3/cosy2.
Из выражения (6.4)
tga2 =tga1/cosy1.
Приравнивая правые части двух последних соотношений,
получим
. . COSу2
tga3 = tgaj---
cosy!
400
Глава 6. КАРДАННЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Из данного выражения следует, что синхронность вращения
ведущего 1 и ведомого 3 валов карданной передачи обеспечивает-
ся при равенстве углов у1 и у2. При этом вилки карданного вала 2
должны быть расположены в одной плоскости.
Изменение относительного положения вилок карданного вала
2 на угол <р приводит к неравномерному вращению ведомого вала
3 карданной передачи. При этом связь между углами at, a3, у,,
у2 и ф выражается уравнением
/ga3 - tgaiCQSYitl + tg^)
3 cosy^lE tg^cos2Yi)-sin2Y2 tga, tgф
Карданная переда
ми неравных углов ы j
расположенными не
Рис. 6.6. Пространственная схема
карданной передачи
ча с двумя шарнира-
l скоростей и валами,
в одной плоскости.
В конструкциях тракторов ино-
гда по требованиям компоновки
приходится применять простран-
ственные схемы карданных пе-
редач, в которых валы располо-
жены не в одной плоскости (рис.
6.6). Для определения условий
синхронности вращения ведуще-
го 7 и ведомого 3 валов проведем
через валы 7 и 2 плоскость А, а
через валы 2 и 3 плоскость В.
Синхронность вращения валов 7
и 3 карданной передачи обеспе-
чивается при равенстве углов
Yj И у2, но ПРИ условии, что
вилка карданного шарнира, свя-
занная с валом 7, лежит в плоскости А, а вилка карданного шарни-
ра, связанная с валом 3, лежит в плоскости В.
КИНЕМАТИЧЕСКИЕ И СИЛОВЫЕ СВЯЗИ
401
Карданная передача с тремя шарнира-
ми неравных угловых скоростей и двумя
карданными валами (рис. 6.5, в) применяется с целью
сокращения длины карданных валов. В приведенной схеме кар-
данный вал 3 имеет вилки, установленные в одной плоскости, а
вал 2 - вилки, развернутые под углом 90°. Синхронность вращения
ведущего 1 и ведомого 4 валов обеспечивается при условии
cosyj cosy2 = cosy3.
Однако при движении трактора углы уг и уз могут изменяться
при постоянном угле уь Поэтому полной синхронизации вращения
валов 1 и 4 достичь невозможно.
Подшипник промежуточной опоры 5 карданного вала 2 уста-
навливают на резиновой упругой втулке, что уменьшает напряже-
ния в валу, вызываемые неточностями монтажа опоры и деформа-
цией остова трактора и корпусных деталей соединяемых агрегатов.
Конструкции промежуточных опор подшипников карданной
передачи представлены на рис. 6.7. На рис. 6.7, а показана проме-
жуточная опора с радиальным шарикоподшипником 1, внутреннее
кольцо которого установлено на наконечнике карданного вала 2, а
наружное - в резиновой втулке 3. Втулка 3 с помощью кронштей-
на 4 крепится к остову трактора, имеет специальные прорези, по-
вышающие ее эластичность и способствующие гашению вибра-
ций.
Аналогичная по назначению промежуточная опора представ-
лена на рис. 6.7, б. Радиальный шарикоподшипник 1, как и в пре-
дыдущей схеме, внутренним кольцом установлен на конце кар-
данного вала 2, а наружным - в резиновой втулке 3. Осевая ком-
пенсация изменения расстояния между соединяемыми карданны-
ми валами 2 и 5 происходит благодаря подвижному шлицевому
соединению между ними.
Карданная передача, состоящая из че-
тырех шарниров неравных угловых скоро-
стей, двух карданных валов и промежу-
точной опоры между ними (рис. 6.5, г), также при-
меняется при большом расстоянии между агрегатами с целью со-
402
Глава 6. КАРДАННЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Рис. 6.7. Конструкции промежуточных опор:
а и б - эластичная; в - жесткая, воспринимающая осевые нагрузки
КИНЕМАТИЧЕСКИЕ И СИЛОВЫЕ СВЯЗИ
403
крашения длины карданных валов. Эта схема получила широкое
распространение на современных тракторах. Здесь промежуточная
опора 5 выполнена жесткой и при необходимости может воспри-
нимать осевые нагрузки (см. рис. 6.7, в).
В карданных передачах промежуточную опору иногда выпол-
няют со встроенной в нее фрикционной предохранительной муф-
той. В качестве примера на рис. 6.8 приведена карданная передача
привода переднего ведущего моста трактора МТЗ-82, состоящая из
карданных валов 7, 3 и промежуточной опоры 2. Вал 1 соединяет
раздаточную коробку с промежуточной опорой 2, а вал 3 - проме-
жуточную опору с передним ведущим мостом трактора. Компен-
сация изменения расстояния между соединяемыми фланцами (осе-
вая компенсация) обеспечивается осевым перемещением скользя-
щего фланца 8 промежуточной опоры.
В корпусе 5 установлена многодисковая предохранительная
фрикционная муфта, работающая в масле. Сжатие ведущих 10 и
ведомых 77 дисков осуществляется через нажимной диск 72 уси-
лием тарельчатых пружин 73. Муфта регулируется на передачу
определенной величины крутящего момента. Если крутящий мо-
мент, подводимый к переднему мосту, превысит заданное значе-
ние, муфта буксует и тем самым, предохраняет детали переднего
моста трактора от перегрузок и поломок.
Силовые связи. Если пренебречь потерями в шарнире нерав-
ных угловых скоростей, то можно принять, что мощности на его
ведущем и ведомом валах равны (см. рис. 6.2):
TVj = N2; Мх со, = М2 (О2,
(6-5)
где и М2 — моменты соответственно на ведущем и ведомом
валах шарнира.
Тогда из выражения (6.5) с учетом (6.3) получим, что
• 2 2 2
о», ,, sin a+cos acos у
__L_ — А Л __________________
м2 =мх—1- = мх
(О2
cosy
(6.6)
404
Глава 6. КАРДАННЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Рис. 6.8. Карданная передача трактора МТЗ-82:
а- карданная передача; б - промежуточная опора; 1 и 3 - карданные
валы; 2 - промежуточная опора; 4 - опорная втулка; 5 - корпус опоры;
6 - распорная втулка; 7 - соединительная втулка с внутренними
шлицами; 8 - скользящий фланец с наружными шлицами;
9 - вал предохранительной муфты; 10 - ведущий диск; 11 - ведомый
диск; 12 - нажимной диск; 13 - тарельчатая пружина
КАРДАННЫЙ ВАЛ
405
Наибольшего значения момент М2 достигает при а = л/2 и
Зл/2 . При этом M2max = Mj/cosy.
Наименьшее значение М2 - при а = 0°, л и 2л. В результате
4^2 min = ACCOST .
Таким образом, из выражения (6.6) следует, что при постоян-
ном моменте Мх на ведущем валу шарнир неравных угловых ско-
ростей при вращении передает переменный по величине момент
М2 на ведомый вал (см. рис. 6.3, б). Это свойство карданного шар-
нира является вредным для трансмиссии машины, так как приво-
дит к возбуждению крутильных колебаний, и иногда полезным при
разработке различных испытательных стендов, где требуется ими-
тировать переменный нагрузочный режим испытуемого изделия.
6.3. КАРДАННЫЙ ВАЛ
Конструкция карданного вала зависит от карданных шарни-
ров, с которыми вал соединяется. Обычно вал состоит из цен-
тральной части и наконечников. Центральная часть карданного
вала может быть сплошной или трубчатой. При малом расстоянии
между шарнирами карданный вал выполняют сплошным или
трубчатым, а при большом расстоянии, как правило, - трубчатым в
средней наиболее протяженной части.
Трубы карданных валов изготовляют из малоуглеродистой
стали 15 или 20, не подвергая закалке. Шлицевые наконечники
подвижных соединений карданных валов изготовляют из стали
40Х с последующей закалкой ТВЧ до твердости рабочей поверх-
ности шлиц 45...47 HRC.
Во время работы карданный вал испытывает изгибающие,
скручивающие и осевые нагрузки.
Изгибающие нагрузки возникают в результате
неуравновешенности карданного вала. В эксплуатации неуравно-
вешенность может появиться при механических повреждениях
карданного вала или при изнашивании шлицевого соединения и
подшипников карданных шарниров. Неуравновешенность приво-
406
Глава 6. КАРДАННЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Рис. 6.9. Схема для определения критической частоты
вращения карданного вала
дит к вибрациям в карданной передаче и возникновению шума.
Поэтому карданный вал подвергают динамической балансировке
на специальных балансировочных станках. Для балансировки к
валу приваривают пластины в местах, которые автоматически оп-
ределяются балансировочным станком. Допустимый дисбаланс
зависит от максимальной частоты вращения карданного вала в
эксплуатации и находится в пределах 20... 100 г см, биение вала не
должно превышать 0,3... 1,5мм. Величина допустимого биения
карданного вала устанавливается заводом-изготовителем.
Практика показывает, что даже хорошо уравновешенный вал в
результате естественного прогиба, вызванного собственным весом,
при некоторой частоте его вращения, называемой критической,
теряет устойчивость. В результате его прогиб возрастает до беско-
нечности, что приводит к разрушению вала.
Предположим, что в статическом положении ось вала смеще-
на на расстояние е относительно оси вращения, а при угловой ско-
рости со получает прогиб у (рис. 6.9). При вращении карданного
вала на него действует центробежная сила
рч =тв(е + У)®2,
где те - масса вала.
КАРДАННЫЙ ВАЛ
407
Центробежная сила уравновешивается силой упругости вала
Ру = СУ,
где с - изгибная жесткость вала, Н/м.
Тогда при Рц = Ру получим
we(e + y)®2
Откуда прогиб вала
т„е(£>2
У=—-------г-
с-тва>
Из полученного выражения следует, что при с->отв<о2 про-
гиб вала у -> оо и вал разрушается.
Критическая угловая скорость вала, вызывающая бесконечно
большой прогиб,
=4С1те ’ (6‘7)
а соответствующая ей критическая частота вращения вала
=30(окр/л. (6.8)
Для вала, свободно лежащего на шарнирных опорах,
c = 384£j/(5L3),
где Е - модуль упругости материала вала (для стали
£ = 2,1-105 МПа); L - длина вала, м; J - осевой момент инерции
сечения вала, м4.
J = 7t(t74-J4)/64,
где dH и dB - наружный и внутренний диаметры сечения вала, м.
408
Глава 6. КАРДАННЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Для трубчатого вала
т =-±JL----LLqL ,
в 4
где р - плотность материала вала (для стали р = 7,8 • 103 кг/м3).
Подставляя окр по выражению (6.7) с учетом с и тв в выра-
жение (6.8), окончательно найдем для полого вала
^=12.10‘Д±<, (6.9)
для сплошного вала
Л„=1210*^-. (6.10)
Из полученных выражений следует, что у сплошного вала
меньше, чем у трубчатого.
В выражениях (6.9) и (6.10) за длину L карданного вала следу-
ет принимать расстояние между центрами карданных шарниров,
если в пределах этого расстояния нет промежуточных опор, в про-
тивном случае - расстояние между центром карданного шарнира и
подшипником опоры.
Если вал по длине имеет переменное сечение, то для опреде-
ления критической частоты вращения его приводят к одному рас-
четному сечению. В основе метода приведения лежит принцип
равенства критических частот вращения реального и приведенного
валов. Так, для вала, состоящего из двух участков со сплошным и
трубчатым сечениями (рис. 6.10), для приведения участка Ц со
сплошным сечением к трубчатому длиной Lnp можно, согласно
выражениям (6.9) и (6.10), записать
12-1044 = 12-104 ^"±4,
A L2„p
КАРДАННЫЙ ВАЛ
409
ММ
'щщшшшт
к\\\\\\\\\^
2
2
л
откуда
Рис. 6.10. Схема к расчету критической частоты вращения
ступенчатого карданного вала
В результате эквивалентная длина вала, используемая для
подстановки в выражение (6.9),
L-L2+Lnp.
Для удовлетворительной работы карданной передачи необхо
Димо выполнение следующего условия:
/пюк =1,2-2,0,
Где "max ~ максимальная частота вращения карданного вала.
410
Глава 6. КАРДАННЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Для повышения критической частоты вращения пкр необхо-
димо, согласно выражениям (6.9) и (6.10), уменьшать длину L кар-
данного вала, что особенно эффективно, и увеличивать его наруж-
ный dH и внутренний dB диаметры. Внутренний диаметр вала
можно увеличивать только до определенного предела (лимитирует
прочность вала).
Скручивающие нагрузки, которые воспри-
нимает карданный вал, зависят от крутящего момента, передавае-
мого валом.
Валы карданных передач и соединительных муфт рассчиты-
вают на прочность по наименьшему из двух действующих момен-
тов, приведенных к валу: моменту двигателя или моменту по сце-
плению движителя с опорной поверхностью.
Напряжение кручения вала
где Мр - расчетный крутящий момент; Wp- полярный момент
сопротивления сечения вала; [т]к- допускаемое напряжение кру-
чения ([т]к -100... 120 МПа - для трубчатых валов из малоуглеро-
дистых сталей; [т]к = 300...400 МПа - для сплошных валов из ле-
гированных сталей).
Для трубчатого и сплошного карданного вала WP определяют
из выражений:
F, =0,2(4-di)ldH ; WP = Q,2d3.
Размеры сечений труб карданных валов по ГОСТ 5005-82 и
значения их нагрузочной способности приведены в табл. 6.1.
карданный вал
411
6.1. Размеры сечений труб карданных валов
и их нагрузочная способность
У мм Тол- щина стен- ки 8, мм wP> мм3 Jp, 4 ММ мР> Нм Дпах ’ м при птах, мин1
3000 4000 5000
45 2,5 8440 211000 844... 1000 1,34 1,16 1,04
46 2,5 8810 224600 881... 1050 1,37 1,19 1,06
55 2,0 9870 291300 997...1180 1,49 1,29 1,15
55 2,5 12470 374000 1247... 1500 1,50 1,30 1,16
55 3,5 17820 552300 1782...2140 1,51 1,31 1,17
63 3,5 23160 810600 2316...2780 1,61 1,39 1,25
66 2,0 14120 494300 1412...1700 1,62 1,40 1,26
71 1,6 12970 481100 1297...1550 1,68 1,45 1,30
71 1,8 14630 545700 1463...1750 1,68 1,46 1,30
71 2,0 16300 611400 1630...1950 1,68 1,46 1,30
71 2,1 17150 644800 1715...2060 1,69 1,46 1,31
71 2,2 17990 678300 1799...2180 1,69 1,47 1,31
71 2,5 20540 780500 2054...2460 1,69 1,47 1,31
71 3,0 24840 956300 2484...2980 1,70 1,47 1,32
82 2,5 27260 1186000 2726...3280 1,81 1,57 1,40
82 3,0 32930 1449000 3293...3950 1,82 1,58 1,41
82 3,5 38670 1721000 3867...4640 1,82 1,58 1,41
82 4,0 44510 2003000 4451... 5340 1,83 1,59 1,42
94 3,5 50510 2551000 5051...6050 1,95 1,69 1,51
94 4,0 58080 2962000 5808...6950 1,95 1,69 1,51
100,5 6,0 101500 5710000 10150...12200 2,02 1,75 1,57
104 4,0 70760 3963000 7076...8500 2,05 1,78 1,59
104 4,5 80030 4522000 8003... 9600 2,06 1,78 1,59
104 5,0 89400 5096000 8940... 107000 2,06 1,78 1,60
412
Глава 6. КАРДАННЫЕ ПЕРЕДАЧИ
При передаче крутящего момента карданный вал закручивает-
ся на угол
. MPL 180
V — * )
J р Cj 71
где G- 8,5-104 МПа - модуль упругости стали при кручении;
Jр - полярный момент инерции сечения вала:
/р=7г(4-^)/32.
Допустимый угол закручивания вала под действием расчетно-
го крутящего момента составляет 7...8° на 1 м длины вала.
Шлицевые соединения карданного вала рассчитывают на смя-
тие рабочих поверхностей. При этом допускаемое напряжение
смятия [<т]сл< = 15...25МПа.
Осевые нагрузки в карданной передаче возника-
ют в шлицевом соединении при перемещениях, связанных с изме-
нением расстояния между карданными шарнирами. Исследования
показали, что при обилии смазочного материала в шлицевом со-
единении карданного вала смазка не удерживается на поверхно-
стях трения и перемещение в шлицевом соединении происходит в
условиях граничного трения. При этом коэффициент трения
f = 0,2. При появлении зазоров через них на поверхности шлиц
поступает грязь и пыль, а коэффициент трения увеличивается до
7=0,4.
В результате осевая сила
4MPf
D + d ’
где Dad- наружный и внутренний диаметры шлиц.
КАРДАННЫЕ ШАРНИРЫ НЕРАВНЫХ СКОРОСТЕЙ 413
Экспериментально установлено, что осевая сила Fx в шлице-
вом соединении карданного вала грузового автомобиля может
достигать 20...30 кН, что приводит к дополнительным нагрузкам
на карданные шарниры, промежуточные опоры карданной переда-
чи, а также на подшипники КП и центральной передачи.
Снизить осевую силу можно путем увеличения диаметров
шлиц и уменьшения коэффициента трения. Последнее достигается
покрытием поверхностей шлиц специальными полимерными ма-
териалами, что уменьшает коэффициент трения примерно в 3 раза.
Можно трение скольжения в шлицах заменить на трение качения,
вводя в контакт шарики или ролики. В результате коэффициент
трения снижается примерно в 20 раз. Уменьшить вероятность по-
явления больших осевых сил можно путем правильного кинемати-
ческого согласования подвески трактора и карданной передачи,
обеспечивая минимальные перемещения в шлицевом соединении.
В последние годы начинают получать применение трубчатые
карданные валы, изготовленные из композиционных материалов:
стеклопластиков, углепластиков или боропластиков. Плотность
композиционных материалов примерно в 4 раза меньше плотности
стали, а по прочности они ей не уступают. Однако широкое при-
менение этих материалов в карданных передачах ограничивается
высокой стоимостью и сложностью конструктивных решений.
6.4. КАРДАННЫЕ ШАРНИРЫ НЕРАВНЫХ УГЛОВЫХ
СКОРОСТЕЙ
Крестовины карданных шарниров изготовляют из легиро-
ванных сталей 20ХГНТР, 15ХГНТА и 12ХНЗА и подвергают нит-
роцементации на глубину до 1,2 мм с последующей закалкой. При
изготовлении крестовин из углеродистой стали 55ГП их подвер-
гают поверхностному упрочнению ТВЧ с прерывистым отпуском.
Твердость поверхностного слоя крестовин на цилиндрической по-
верхности шипов должна быть 61...64 HRC. Вилки шарниров изго-
товляют из среднеуглеродистых сталей 35, 40, 45 или легирован-
ной 40ХНМА.
414
Глава 6. КАРДАННЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Рис. 6.11. Основные размеры карданного шарнира:
а - крестовин; б - вилок
Основные размеры крестовин (рис. 6.11, а) и вилок (рис. 6.11, 6)
карданных шарниров стандартизованы (табл. 6.2).
При проектировании карданной передачи с шарнирами нерав-
ных угловых скоростей в качестве основного принимают размер Н
(см. рис. 6.11), определяемый по выражению
Я >7,73
где размер Н в мм, а расчетный крутящий момент МР в Н-м.
Зная размер Н, по табл. 6.2 подбирают типоразмер карданного
шарнира и выполняют его поверочные расчеты.
Шипы крестовины карданного шарнира рассчитывают на из-
гиб и срез по силе, действующей в середине шипа (см. рис. 6.11) >
рш = Л/р/(2r cosy) - MP/(lK cosy),
6.2. Основные размеры и показатели шарниров неравных угловых скоростей
Наименование Типоразмер
I II III IV V VI VII VIII
Размеры, мм: Н 57,170 74,20 80,0 90,0 108,0 127,0 147,0 165,0
dm 14,725 15,23 16,3 22,0 25,0 33,65 33,65 45,0
нх 64,260 55,00 60,0 — — — — —
н2 — — — 98,0 118,0 135,0 155,0 173,0
В 36,000 45,00 40,0 50,0 65,0 74,0 86,0 85,0
D 23,823 28,00 30,0 35,0 39,0 50,0 50,0 62,0
Подшипник 904902 704902 704702К2 804704 804805 804907 804707 804709
Число игл 22 22 29 26 29 38 38 50
Диаметр иглы, мм 2,4 2,5 2,0 3,0 3,0 3,0 3,0 3,0
Г рузоподъемность подшипника, кН: динамическая С 8,0 7,2 7,7 13,7 14,5 16,5 21,0 31,5
(8,5*) (8,0*) (8,5‘) (15,0*) (16,0*) (18,0*) (23,0*) (35,0*)
статическая Со 4,5 5,0 6,0 11,0 13,0 17,0 20,0 27,0
* Для подшипника высшей категории качества.
КАРДАННЫЕ ШАРНИРЫ НЕРАВНЫХ СКОРОСТЕЙ 415
416
Глава 6. КАРДАННЫЕ ПЕРЕДАЧИ
где г - расстояние от оси вала до середины шипа крестовины, м-
1К - расстояние между серединами противоположно расположен-
ных игольчатых роликов подшипников крестовины, м; у - угол
между валами карданного шарнира.
Напряжение изгиба шипа крестовины в сечении А-А
(рис. 6.11, а)
ou=Pmh/W<[o]u,
где h - плечо силы Рш (определяется для условия, что сила при-
ложена в середине игольчатых роликов подшипников крестови-
ны), мм; W- момент сопротивления изгибу сечения шипа, мм3; для
шипа без отверстия для смазывания W = 0,1 d^ ; для шипа с отвер-
стием d0 для смазывания W = 0,l(d^ [<т]м = 250...
300 МПа - допускаемое напряжение изгиба.
Напряжение среза шипа крестовины в сечении А-А (рис. 6.11,
а) соответственно для шипа без отверстия и шипа с отверстием d0
для смазывания:
_ *РШ 1 • — ^РШ г 1
Х»Р ~ TT/J2 ~ Т ср ’ Хср ~ тгГ/72 Т Ср ’
Ti(d ш do)
где [т] = 75... 100 МПа - допускаемое напряжение среза.
Вилка карданного шарнира в сечении Б-Б (рис. 6.11, б) под
действием силы Рш на плече а нагружается изгибающим момен-
том, а на плече с - скручивающим моментом. В результате напря-
жения изгиба и кручения в сечении Б-Б определяются из выраже-
ний:
т,=РшСМ<[т],,
где W и №р - момент сопротивления соответственно изгибу и кру-
чению сечения Б-Б, мм3; [ст]м = 50...80 МПа, а [т]к = 80...160 МПа -
допускаемое напряжение соответственно изгиба и кручения.
Моменты сопротивления W и Wp зависят от формы сечения
Б-Б. При расчетах обычно реальное сечение заменяют прямо-
угольным с размерами сторон Ъ и I (см. рис. 6.11,6).
КАРДАННЫЕ ШАРНИРЫ НЕРАВНЫХ СКОРОСТЕЙ 417
В результате
JF = ZZ>2/6; Wp=klb2/(>,
где к - коэффициент, зависящий от отношения l/Ь сторон сечения.
Ниже приведены значения к в зависимости от отношения l/Ъ.
1/Ъ ... 1,0 1,5 1,75 2,0 2,5 3 4 10
к ...... 0,208 0,231 0,239 0,246 0,258 0,267 0,282 0,312
Игольчатые подшипники карданного шарнира рассчиты-
вают по динамической грузоподъемности, принимая, что их часто-
та вращения п = 10 мин-1, с дальнейшей проверкой по статической
грузоподъемности при максимальной нагрузке, определяемой по
выражению
^гО = ^д ’
где кд = 2,5...3 - коэффициент динамической нагрузки.
В табл. 6.2 приведены значения динамической С и статичес-
кой Со грузоподъемности игольчатых подшипников, применяе-
мых в шарнирах неравных угловых скоростей. При проектирова-
нии новых конструкций шарниров динамическая грузоподъем-
ность игольчатых подшипников определяется по методике, изло-
женной в главе 3 учебника.
Карданные шарниры неравных угловых скоростей с игольча-
тыми подшипниками имеют высокий КПД (до 0,99 при угле между
валами до 8... 10°), малые габариты, обеспечивают точную цен-
тровку валов и отличаются высокой долговечностью. Если угол
между валами карданного шарнира неравных угловых скоростей
менее 1° и при передаче крутящего момента он не изменяется, то
наблюдается явление деформации шипов крестовины иглами под-
шипника (бринеллирование) и быстрое последующее разрушение
шарнира.
418
Глава 6. КАРДАННЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Бринеллирующее воздействие игл увеличивается при боль-
шом суммарном межигловом зазоре, когда иглы подшипника пе-
рекашиваются и создают высокое давление на шип крестовины.
Суммарный межигловой зазор в подшипниках карданных шарни-
ров колеблется в пределах 0,1...1,5 мм. Считается, что суммарный
межигловой зазор не должен превышать половины диаметра иглы
подшипника.
В большинстве карданных шарниров неравных угловых ско-
ростей применяют подшипники, диаметр игл которых 2...3 мм (до-
пуск на диаметр не более 5 мкм, а допуск по длине не более
0,1 мм). Иглы для подшипника подбираются с одинаковыми раз-
мерами по допускам. Перестановка или замена отдельных игл не
допускается. Надежность карданного шарнира определяется в пер-
вую очередь надежностью игольчатых подшипников.
Помимо бринеллирования возможно также усталостное вы-
крашивание (питтинг) на соприкасающихся с иглами поверхно-
стях, что объясняется высокими контактными напряжениями. В
связи с этим шипы крестовины карданного шарнира подвергают
поверхностному упрочнению.
6.5. КАРДАННЫЕ ШАРНИРЫ РАВНЫХ
УГЛОВЫХ СКОРОСТЕЙ
Карданные шарниры равных угловых скоростей (ШРУС)
применяют для привода управляемых ведущих колес и ведущих
колес с независимой подвеской, где они обеспечивают равномер-
ное вращение колес при углах у между валами до 50°. Широкое
распространение получили шариковые шарниры (с делительным
рычажком и с делительными канавками) и кулачковые.
Для получения равенства угловых скоростей ю, и а; валов
при различных значениях угла у между ними необходимо, чтобы
точки контакта деталей шарнира, соединяющего валы, всегда ле-
жали на одинаковых расстояниях г\ и г2 от осей валов (рис. 6.12).
Окружная скорость точки О, в которой контактируют рычаги АО и
ВО валов:
V0 =GMi =(02Г2.
КАРДАННЫЕ ШАРНИРЫ РАВНЫХ УГЛОВЫХ СКОРОСТЕЙ 419
Рис. 6.12. Схема силового взаимодействия
двух валов через одну точку контакта
Так как - ОС sin Р и г2 = ОС sin а, то угловые скорости ва-
лов 1 и 2 будут равны при а = р. Следовательно, точка О будет
лежать на биссектрисе угла между осями валов 1 и 2. При поворо-
те валов точка О контакта рычагов перемещается в пространстве
по биссекторной плоскости. Так, например, при повороте валов на
180° контакт рычагов будет в точке О .
Контакт соединяемых шарниром валов обычно осуществляет-
ся через шарики. Установка шариков в биссекторную плоскость
производится принудительно с помощью дополнительных канавок
или делительным рычажком.
Шариковые ШРУС. В качестве примера на рис. 6.13
представлен шестишариковый ШРУС с делительными канавками
типа "Бирфильд". На кулаке 4, наружная поверхность которого
выполнена по сфере радиуса R\ (центр О), выфрезеровано шесть
канавок. Канавки кулака имеют переменную глубину, так как они
нарезаны по радиусу 7?з (центр Oi смещен влево относительно
Центра шарнира О на расстояние а). Внутренняя поверхность кор-
пуса 1 выполнена по сфере радиуса R2 (центр О), имеет также
шесть канавок переменной глубины, нарезанных по радиусу R4
(центр О2 смещен в противоположную сторону относительно
Центра шарнира О также на расстояние а).
420
Глава 6. КАРДАННЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Рис. 6.13. Шестишариковый карданный шарнир типа "Бирфильд":
а - конструкция; б-схема
Сепаратор 3, в котором размещены шарики 2, имеет наруж-
ную и внутреннюю поверхности, выполненные по сфере радиусов
соответственно 7?i и В положении, когда валы шарнира соосны,
шарики находятся в плоскости, перпендикулярной осям валов,
проходящей через центр шарнира.
КАРДАННЫЕ ШАРНИРЫ РАВНЫХ УГЛОВЫХ СКОРОСТЕЙ 421
При наклоне валов 6 и 7 на угол у верхний шарик выталкива-
ется из сужающегося пространства канавок вправо, а нижний -
перемещается сепаратором 3 в расширяющееся пространство ка-
навок влево. Центры шариков всегда находятся на пересечении
осей канавок. Это обеспечивает их расположение в биссекторной
плоскости, что является условием синхронного вращения валов.
КПД шарнира при малых углах выше 0,99, а при у = 30° сни-
жается до 0,97. Сравнительно большие потери в шарнире при
больших углах у между валами 6 и 7 объясняются тем, что наряду
с трением качения для него характерно и трение скольжения.
Ресурс современных шарниров этого типа высокий. Основная
причина преждевременного выхода из строя шарнира - повреж-
дение защитного резинового чехла 5.
Необходимо отметить, что рассмотренные выше ШРУС при
соединении валов обеспечивают только их угловую компенсацию.
Для выполнения осевой компенсации применяют универсальные
карданные ШРУС.
В шариковых ШРУС крутящий момент с ведущего на ведо-
мый вал передается через шарики. В результате окружная сила,
действующая на один шарик шарнира (рис. 6.14),
F'__ мР
пш&ш
где - радиус расположения шариков в шарнире относительно
оси вращения; пш - число шариков, через которые передается
крутящий момент. Для исключения перекосов число шариков пш
должно быть четным (2,4, 6 или 8).
Нормальная сила в точках контакта поверхностей шарика и
канавок кулака и чашки (рис. 6.14)
Fn=7y/cos5,
где 5 = 40...45° - угол контакта шарика с канавкой.
422
Глава 6. КАРДАННЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Рис. 6.14. Расчетная схема шарикового ШРУС:
1 - чашка; 2 - шарик; 3 - сепаратор; 4 - кулак
Допустимая нормальная сила, действующая на шарик,
[F„] = 26,6-106cZ2,
где [Fn] в Н; d- диаметр шарика, м.
Работоспособность шарнира обеспечивается при Fn < [F„].
Недостатком ШРУС, поперечное сечение канавок которых
выполнено по дуге окружности (рис. 6.14, а), является смятие на-
ружных кромок канавок. В современных конструкциях ШРУС по-
перечное сечение канавок выполняют в виде эллипса (рис. 6.14, б).
В результате центры контакта шариков шарнира с поверхностью
канавок удалены от их наружных кромок, что предохраняет по-
следние от смятия и повышает долговечность шарнира.
При передаче крутящего момента в контакте шариков с ка-
навками действуют значительные контактные напряжения. Поэто-
му к качеству материалов, из которых изготовляют шарики, чашки
и кулаки шарнира, предъявляют повышенные требования. Чашки и
КАРДАННЫЕ ШАРНИРЫ РАВНЫХ УГЛОВЫХ СКОРОСТЕЙ 423
6.3. Основные размеры и показатели ШРУС
(ОН 025 315-68)
Параметр Тип шарнира
Шариковый Кулачковый
МР, Нм 1370 2200 4500 7750 8200 30700
Диаметр шарика (диска), мм 25,3 29,5 40,0 42,86 98,0 108,0
Максимальный диаметр вращения шарнира, мм 98 109 142 156 122 140
Расстояние между наружными тор- цами, мм 96 109 134 144 166 192
Наружный диа- метр вала, мм 32,0 35,0 44,5 50,0 55,0 62,0
кулаки изготовляют из стали 15НМ с последующей цементацией
рабочих поверхностей канавок, а шарики - из стали ШХ15.
В тракторах и автомобилях устанавливают одинаковые
ШРУС, табл. 6.3 приведены основные размеры и передаваемые
расчетные крутящие моменты для ШРУС, применяемых на отече-
ственных полноприводных автомобилях.
Кулачковые ШРУС применяют в приводе к ведущим управ-
ляемым колесам. Благодаря наличию развитых поверхностей
взаимодействующих деталей шарнир при малых габаритах и углах
между соединяемыми валами до 45...50° способен передавать зна-
чительный по величине крутящий момент (см. табл. 6.3).
Наибольшее распространение получили два типа кулачковых
ШРУС: шарнир типа "Тракта" и дисковый. Шарнир типа "Тракта"
состоит из четырех штампованных деталей (рис. 6.15, а): двух ви-
лок 1 и 4 и двух фасонных кулаков 2 и 3, трущиеся поверхности
которых при обработке шлифуют.
424
Глава 6. КАРДАННЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Рис. 6.15. Кулачковые ШРУС:
а - типа "Тракта"; б - дисковый
Дисковый шарнир состоит из пяти деталей (рис. 6.15, б): двух
вилок 1 и 4, двух кулаков 2 и 3 и диска 5. Трудоемкость его изго-
товления несколько большая по сравнению с шарниром типа
"Тракта".
Кулачковые ШРУС рассчитывают на смятие рабочих поверх-
ностей. При этом допускаемое напряжение смятия [ст]си =15 МПа.
КПД кулачковых шарниров ниже, чем у других ШРУС, так
как для их элементов характерно трение скольжения. В связи с
этим в эксплуатации наблюдается значительный нагрев шарнира, а
иногда и задиры поверхностей его деталей в результате сложности
подвода смазочного материала к поверхностям трения.
Известны также конструкции ШРУС шиповые и сдвоенные.
Последние состоят из двух шарниров неравных угловых скоростей
с делительным рычажком между ними. Однако эти конструкции
не получили широкого применения на современных тракторах и
потому в данном учебнике не рассматриваются.
УПРУГИЕ СОЕДИНИТЕЛЬНЫЕ МУФТЫ
425
6.6. УПРУГИЕ СОЕДИНИТЕЛЬНЫЕ МУФТЫ
Упругие соединительные муфты (рис. 6.16) применяют при
углах между валами у < 5°. Они компенсируют угловые, радиаль-
ные и осевые смещения валов и за счет внутренних гистерезисных
потерь в резиновых упругих элементах гасят колебания в транс-
миссии машины.
Упругие элементы соединительных муфт изготовляют из мо-
розостойких, теплостойких и маслостойких резиновых смесей с
относительным удлинением не менее 35 % и пределом прочности
на разрыв ав > 15 МПа.
Область применения упругих соединительных муфт с целью
обеспечения необходимой долговечности обычно ограничивается
углами перекоса соединяемых валов 2...3°. При больших углах
вследствие значительных деформаций резиновых элементов и вы-
я)
Рис. 6.16. Упругая соединительная
муфта:
а - с резиновыми блоками; б - с резино-
выми втулками; 1 - резиновый блок;
2 - резиновая втулка
426
Глава 6. КАРДАННЫЕ ПЕРЕДАЧИ
сокой цикличности их нагружения наблюдаются повышенный на-
грев и старение резины, меняется ее жесткость, что приводит к
выходу из строя упругой соединительной муфты.
Резиновые блоки упругих соединительных муфт (рис. 6.16, а)
работают на смятие. При этом напряжение смятия
^сМ=мр1(Г^бАб)<[<5]см^
где г - расстояние от оси вала до центра резинового блока; ZB -
число одновременно работающих блоков (обычно ZB =2); АБ -
площадь смятия боковой поверхности блока; [о]^ =8...10МПа —
допускаемое напряжение смятия.
Резиновые втулки упругих соединительных муфт (рис. 6.16, б)
также рассчитывают на смятие по формуле
^cm=MpKRZB^b)^}cm^
где R - радиус расположения осей втулок; ZB- число одновре-
менно работающих втулок (обычно ZB = 2 или 3); Ав - площадь
смятия втулки под пальцем; [о]СЛ) =8...10МПа- допускаемое на-
пряжение смятия.
Глава 7
ВЕДУЩИЕ МОСТЫ
Ведущие мосты колесных и гусеничных тракторов представ-
ляют собой комплекс механизмов, посредством которых крутящий
момент от коробки передач передается к ведущим колесам тракто-
ра. Кроме того, в них размещаются тормозные и другие вспомога-
тельные механизмы в зависимости от типа и назначения трактора.
Основные механизмы ведущих мостов:
1) центральная (главная) передача;
2) дифференциал (у колесных тракторов) или механизм пово-
рота (у гусеничных тракторов);
3) конечные передачи;
4) тормоза.
У колесного трактора ведущим может быть задний или перед-
ний мост или оба одновременно. У гусеничного трактора, как пра-
вило, ведущим является задний мост. На быстроходных гусенич-
ных тракторах иногда ведущий мост устанавливают спереди.
В большинстве случаев корпуса задних мостов являются ча-
стью трактора, воспринимающей значительные нагрузки со сторо-
ны движителя и от сил в зацеплении шестерен внутри самого
моста.
Поэтому одно из существенных требований, предъявляемых к
задним мостам - высокая жесткость корпусных деталей. Учитывая
это, коробку передач и задний мост часто выполняют в виде моно-
блочной отливки или нескольких узлов, жестко соединяемых кор-
пусами. Требования высокой жесткости корпусных деталей рас-
пространяются и на передние ведущие мосты колесных тракторов.
7.1. ЦЕНТРАЛЬНАЯ (ГЛАВНАЯ) ПЕРЕДАЧА
Центральной передачей называется агрегат трансмиссии, свя-
зывающий коробку передач с механизмами поворота (для гусе-
ничного трактора) или с дифференциалом (для колесного тракго-
428
Глава 7. ВЕДУЩИЕ МОСТЫ
ра). На тракторах с четырьмя ведущими колесами центральные
передачи располагаются в картерах ведущих мостов, а для осталь-
ных - в корпусах задних мостов.
Центральная передача служит для увеличения общего переда-
точного числа трансмиссии и передачи крутящих моментов на ва-
лы, расположенные под углом.
Помимо общих требований, предъявляемых к агрегатам
трансмиссии, центральная передача должна
иметь:
1) р а ц и о н а л ь н о е передаточное число для
обеспечения достаточной жесткости передачи при одновременной
компактности и малой металлоемкости;
2) достаточную жесткость опор переда-
ч и , обеспечивающую долговечность ее работы.
Центральные передачи классифицируют по числу и виду
зубчатых колес и числу ступеней.
По числу зубчатых колес центральные переда-
чи подразделяются на одинарные - с одной парой зубчатых
колес идвойные - с двумя парами зубчатых колес. Двойные
центральные передачи на отечественных тракторах не применяют.
Одинарные центральные передачи по виду зубча-
тых колес подразделяются на конические - с коничес-
кими зубчатыми колесами, цилиндрические - с цилинд-
рическими зубчатыми колесами, червячные - с червяком и
червячным колесом игипоидные - с гипоидным зацеплени-
ем конических зубчатых колес.
Центральная передача, выполненная в виде червячного редук-
тора, на отечественных тракторах не применяется.
Центральные передачи с цилиндрическими зубчатыми коле-
сами используют при наличии на тракторе коробки передач с по-
перечными валами.
Наибольшее распространение имеют центральные передачи с
коническими зубчатыми колесами, которые могут быть выполне-
ны с прямым, тангенциальным и спиральным (в большинстве слу-
чаев круговым) зубом.
ЦЕНТРАЛЬНАЯ (ГЛАВНАЯ) ПЕРЕДАЧА
429
На современных тракторах широкое распространение
получили конические центральные передачи с круговым зубом.
Если в конической передаче со спиральным зубом оси
зубчатых колес не пересекаются, а перекрещиваютя, то мы имеем
гипоидную передачу. Такие передачи в качестве центральных
используют широко на автомобилях.
По числу ступеней различают одноступен-
чатые - центральные передачи с одним передаточным числом,
и двухступенчатые - центральные передачи, имеющие
две переключаемые передачи с разными передаточными числами.
Конструкция центральной передачи определяется общей ком-
поновкой трактора с учетом его назначения, номинального тягово-
го усилия и типа движителя.
Одинарная центральная передача (рис. 7.1) компактна,
имеет малую массу и невысокую стоимость. Она проста в произ-
водстве и эксплуатации. Ее применение ограничено передаточным
числом иц < 7,0 . При увеличении передаточного числа иц повы-
шаются размеры зубчатого колеса 2, что приводит к уменьшению
дорожного просвета.
Одинарная коническая центральная пе-
редача (рис. 7.1, а), состоящая из ведущей шестерни 1 и ведо-
мого колеса 2, получила самое широкое распространение на трак-
торах. Из всех типов конических центральных передач наиболее
распространена передача со спиральным, а в большинстве случаев
- круговым зубом, выполненным по дуге окружности, диаметр
которой определяется диаметром резцовой головки. Размеры цен-
тральной передачи с круговым зубом меньше, чем с прямым. При
этом минимальное число зубьев шестерни может быть доведено до
А = 5...6. С целью улучшения прирабатываемости зубьев число
зубьев колеса Z2 и шестерни Zi не кратно. Поэтому передаточное
число всех типов центральных передач с коническими зубчатыми
колесами выражается не целым числом.
430
Глава 7. ВЕДУЩИЕ МОСТЫ
Рис. 7.1. Схемы одинарных центральных передач
Направление винтовой линии зубьев конических зубчатых ко-
лес выбирают из условия, что при движении трактора вперед осе-
вая сила, действующая на шестерню, должна быть направлена от
вершины конуса к основанию и отжимать шестерню от колеса.
Это условие выполняется, когда направление вращения шестерни
(если смотреть со стороны основания на вершину) и винтовой ли-
нии ее зубьев противоположны (рис. 7.2), хотя при этом склады-
ваются осевые силы от углов конуса шестерни и спирали зуба
(большая осевая сила на подшипник). Это делается для того, что-
бы не было эффекта ввинчивания шестерни на передачах передне-
го хода, что может быть причиной заклинивания передачи. В экс-
плуатации при неправильной регулировке подшипников иногда
происходит заклинивание передачи при заднем ходе.
ЦЕНТРАЛЬНАЯ (ГЛАВНАЯ) ПЕРЕДАЧА
431
а)
S)
Рис. 7.2. Возможные сочетания направлений вращения
шестерни и наклона линии ее зуба, обеспечивающие
выталкивающую силу Fxi, действующую на шестерню:
а - для конической передачи с круговым зубом;
б - для гипоидной передачи
432
Глава 7. ВЕДУЩИЕ МОСТЫ
В конической передаче с круговым зубом для уменьшения
влияния точности зацепления на работу передачи радиус кривизны
зуба шестерни иногда выполняется несколько меньшим радиуса
кривизны зуба колеса. В результате обеспечивается локальный
контакт зубьев шестерни и колеса.
КПД конической передачи с круговым зубом находится в пре-
делах 0,97... 0,98.
В современных конструкциях тракторов ведущая коническая
шестерня центральной передачи часто выполняется как одно целое
со вторичным валом КП или крепится на хвостовике этого вала.
Одинарная цилиндрическая централь-
ная передача (рис. 7.1, б) применяется на тракторах при
наличии коробки передач с поперечными валами. Передача состо-
ит из ведущей шестерни 7 и ведомого колеса 2, закрепленного на
корпусе дифференциала 3. При этом зубчатые колеса могут вы-
полняться как прямозубыми, так и косозубыми. На отечественных
тракторах применяются только прямозубые цилиндрические зуб-
чатые колеса. Более предпочтительно использование косозубых
цилиндрических зубчатых колес, так как они обладают большей
несущей способностью и бесшумностью в работе. Однако при
этом необходимо учитывать, что опоры подшипников дополни-
тельно нагружаются осевой силой. КПД цилиндрической цен-
тральной передачи высокий - не менее 0,98.
Перспективным для тракторов является применение одинар-
ных центральных гипоидных передач (рис. 7.1, в). Г ипоидная
передача представляет собой зацепление ведущего 7 и ведо-
мого 2 конических зубчатых колес со спиральным зубом, оси
которых не пересекаются, а перекрещиваются. При этом ось
шестерни 1 смещена относительно оси колеса 2 на величину
гипоидного смещения Е. В зависимости от требований компонов-
ки ось шестерни может быть смещена относительно оси колеса
вверх и вниз. Обычно передаточное число гиподных передач
иг =3,5...7. В существующих конструкциях величина гипоидного
смещения Е = 30...45 мм .
Основными достоинствами гипоидных передач (по сравнению
с коническими с круговым зубом) являются большая прочность и
бесшумность в работе.
ЦЕНТРАЛЬНАЯ (ГЛАВНАЯ) ПЕРЕДАЧА
433
КПД гипоидной передачи несколько ниже, чем у конической,
и составляет 0,96...0,97, что связано с наличием в ней наряду с
поперечным продольного скольжения зубьев. Однако наличие
скольжения определяет весьма высокое сопротивление усталости
зубьев гипоидной передачи, так как усталостное выкрашивание
(питтинг) конических колес наблюдается в зоне чистого качения у
полюса зацепления. В гипоидных передачах чистое качение отсут-
ствует. Для них характерно скольжение зубьев при высоком дав-
лении. Поэтому для обеспечения нормальной работы гипоидной
передачи необходимо применять специальное гипоидное масло,
наличие специальных присадок в котором препятствует разруше-
нию масляной пленки в контакте зубьев.
На отечественных тракторах центральные гипоидные переда-
чи не применят. Однако они получили широкое распространение
на автомобилях и зарубежных тракторах.
Одинарная центральная червячная пе-
редача (рис. 7.1, г) состоит из червяка 1 и червячного колеса 2.
При этом в зависимости от требований компоновки передача мо-
жет быть выполнена с верхним расположением червяка и с ниж-
ним. По сравнению с центральными передачами других типов чер-
вячная передача наиболее бесшумна, обеспечивает большую плав-
ность зацепления и, как следствие, минимальные динамические
нагрузки. Однако в связи с низким КПД (порядка 0,9...0,92), более
высокой трудоемкостью изготовления и необходимостью приме-
нения для изготовления червячного колеса дорогих материалов
(оловянистой бронзы) центральная червячная передача не получи-
ла распространения на тракторах.
Силы, действующие в зацеплении ко-
нических зубчатых колес, подробно рассмотрены в
Дисциплине "Детали машин и основы конструирования".
Силы, действующие на шестерню, определяются по следую-
щим расчетным формулам:
окружная сила
Fa = Ft = 2000Mi/dwml
(7.1)
434
Глава 7. ВЕДУЩИЕ МОСТЫ
осевая сила
F / ,
Ли =-----£—(- tga„ sin 8j ± sin 0m cos ; (7.2)
C0SPm
радиальная сила
Л1 = —-4—— (tgot„ cos8] ±sinpmsin8]), (7.3)
c»s0m
где Mx - расчетный момент на шестерне, Н м ; dwml - средний де-
лительный диаметр шестерни, мм; а„ - угол профиля зуба в нор-
мальном сечении; 0т - средний угол наклона зубьев; знак "+" пе-
ред вторым слагаемым в скобках в выражениях (7.2) и (7.3) при-
нимается при совпадении направления вращения шестерни с на-
правлением линии ее зубьев (если смотреть со стороны основания
шестерни на вершину), а знак - при несовпадении этих на-
правлений (см. рис. 7.2).
Окружная, осевая и радиальная силы, действующие на колесо,
определяются соответственно из выражений:
F"l2 ~ Л1 ~ Ft > Fx2 - Л1 > Л-2 ~ Л1 •
Конические зубчатые колеса с круговым зубом в конструкци-
ях центральных передач имеют 0m = O...450.
В гипоидных передачах у шестерни и колеса средние углы на-
клона зубьев различны, т.е. 0да1 0от2.
У шестерни 0и| = 45...50°, а у колеса 0т2 - 20...30°.
Фирма "Глиссон" для нахождения средних углов наклона
зубьев шестерни и колеса рекомендует следующие выражения:
P.i=25 + 5 £ + 90-^;
V *1 «^2
ЦЕНТРАЛЬНАЯ (ГЛАВНАЯ) ПЕРЕДАЧА
435
Е
₽т2 = ~arct87773------ГТ ’
0,5 Ки2 -Ь2)
где dwml - средний делительный диаметр колеса, мм; Ь2- ширина
зубчатого колеса вдоль образующей начального конуса, мм; z2 и
Z] - число зубьев соответственно колеса и шестерни; Е - величина
гипоидного смещения, мм.
Силы, действующие на шестерню гипоидной передачи,
7^1 =---(- tga sin 51 ± sin ₽ml cos 5j); (7.4)
cospml
FH = Fa (tga„ cos^! ±sin pml sin5j). (7.5)
C0SPmi
Силы, действующие на колесо,
Fx2 =---(- tga„ sin S2 ± sin pm2 cos 52 ); (7.6)
COSpm2
Fr2 = —^7— (tga„ cos 82 ± sin Pm2 sin 52 ); (7.7)
cospm2
где окружная сила Ftl, действующая на шестерню, определяется
по выражению (7.1); знак "+" перед вторым слагаемым в скобках в
выражениях (7.4)-(7.7) принимается при совпадении направления
вращения шестерни с направлением линии ее зубьев (если смот-
реть со стороны основания шестерни на вершину), а знак - при
несовпадении этих направлений (см. рис. 7.2).
Передаточное число гипоидной передачи
и _ *2 =<7^2 cos рот2
Z\ COS Pw]
436
Глава 7. ВЕДУЩИЕ МОСТЫ
Рис. 7.3. Центральная передача и дифференциал трактора Т-150К:
1,4- полуосевые шестерни; 2 - ось сателлитов; 3 - корпус
дифференциала; 5 - сателлит; 6, 9 и 22 - конические роликовые
радиально-упорные подшипники; 7 - стакан; 8 - корпус редуктора;
10 - манжетные уплотнения; 11 - гайка; 12 - фланец; 13 - болт;
14,15- регулировочные прокладки; 16 - распорная втулка; 17 - вал-
шестерня центральной передачи; 18 - колесо центральной передачи;
19 - опорная шайба сателлита; 20 - регулировочная гайка; 21 - стопорная
пластина; 23 - опорная шайба полуосевой шестерни
ЦЕНТРАЛЬНАЯ (ГЛАВНАЯ) ПЕРЕДАЧА
437
В зависимости от степени загруженности центральной пере-
дачи ее опорами служат шарикоподшипники, цилиндрические или
конические роликоподшипники. Существенно на долговечность
конических зубчатых колес влияет тип применяемых подшипни-
ков. Чем выше радиальная жесткость подшипника, тем больше
долговечность центральной передачи. Поэтому лучше применять
роликовые подшипники. Для увеличения осевой жесткости созда-
ют предварительный натяг конических роликоподшипников при
сборке узла.
При использовании последних, помимо регулировки зацепле-
ния конических шестерен, необходима и их регулировка.
На рис. 7.3 представлена центральная передача ведущего мос-
та трактора Т-150К. Центральная передача выполнена одинарной
конической с круговым зубом. Вал-шестерня 17 центральной пе-
редачи установлен на два конических радиально-упорных под-
шипника 6 и 9, ведомое колесо 18 - на корпусе 3 дифференциала, а
он в свою очередь - на два конических радиально-упорных под-
шипника 22.
Поскольку радиально-упорные подшипники при сборке узла
требуют обязательной регулировки, то в конструкции для этой це-
ли предусмотрены регулировочные прокладки 75 и регулировоч-
ные гайки 20. В связи с тем, что в зависимости от направления
вращения вала-шестерни 17 может меняться направление дейст-
вующей на него осевой силы, подшипники 6 и 9 устанавливаются
с предварительным натягом.
Предварительный натяг подшипников влияет на долговеч-
ность центральной передачи. С увеличением натяга повышается
стабильность зацепления зубчатых колес. Однако чрезмерный на-
тяг ухудшает условия работы подшипников, снижает КПД цен-
тральной передачи и приводит к ускоренному ее изнашиванию.
Величина предварительного натяга подшипников в рассматривае-
мой конструкции зависит от толщины регулировочных прокладок
75. С уменьшением толщины прокладок при затягивании гайки 77
происходит сближение внутренних колец подшипников 6 и 9 и
Увеличивается их натяг. Для уменьшения натяга подшипников
следует увеличивать толщину регулировочных прокладок 75.
438
Глава 7. ВЕДУЩИЕ МОСТЫ
Рис. 7.4. Допускаемые
перемещения конических
зубчатых колес
Обычно на практике натяг под-
шипников контролируется по момен-
ту, необходимому для проворачива-
ния вала-шестерни 17 на подшипни-
ках, устанавливаемых в стакане 7.
Для этого стакан в сборе с валом-
шестерней вытаскивают из корпуса 8
редуктора. Величина мо-
мента сопротивления
проворачиванию вала-
шестерни принимается
равной 1,0... 4,0 Н м, зависит от
размеров центральной передачи и
задается заводом-изготовителем. Не-
обходимый осевой зазор в подшип-
никах 22 обеспечивается регулировочными гайками 20, которые
стопорятся пластинами 21.
Для демонтажа вала-шестерни 17 в сборе со стаканом 7 и под-
шипниками 6 и 9 из корпуса 8 редуктора в данной конструкции
предусмотрен болт 13, при заворачивании которого стакан выхо-
дит из корпуса.
Регулировка конической зубчатой пары осуществляется путем
взаимного перемещения вала-шестерни 17, изменением толщины
комплекта регулировочных прокладок 14 и колеса 18 с помощью
регулировочных гаек 20. Регулировка зацепления конической па-
ры осуществляется только после регулировки предварительного
натяга подшипников б, 9 и осевого зазора в подшипниках 22. Пе-
ремещение колеса 18, не нарушая регулировку подшипников 22,
производят вращением регулировочных гаек 20 со стороны проти-
воположных подшипников в разные стороны, но на одинаковые
углы.
Правильность зацепления конической зубчатой пары прове-
ряют по расположению пятна контакта на зубьях. Для этого на зу-
бья шестерни наносят слой краски и шестерню проворачивают.
При правильно отрегулированном зацеплении конической зубча-
той пары пятно контакта должно находится в средней части зуба.
ЦЕНТРАЛЬНАЯ (ГЛАВНАЯ) ПЕРЕДАЧА
439
Рис. 7.5. Схемы установки ведущего вала конической
центральной передачи:
а - на два роликовых радиально-упорных подшипника; б - на три
подшипника (роликовый цилиндрический радиальный и
два роликовых радиально-упорных спаренных подшипника)
Допустимые перемещения конических зубчатых колес под
действием сил в их зацеплении показаны на рис. 7.4.
Фактические перемещения шестерни вычисляются с учетом
схемы установки ведущего вала центральной передачи (рис. 7.5).
Для схемы, представленной на рис. 7.5, а, вертикальные и го-
ризонтальные перемещения шестерни определяются соответст-
венно по формулам
_ Ьг(а+Ь).
У в ~rt\ ’
3EJ
b2(a + b) (2a + 3b)b
У Г rl Q Т7 Т £Т7Т ’
где J - осевой момент инерции сечения вала; Е = 2,1-105 МПа-
модуль упругости первого рода для стали.
Для схемы, представленной на рис. рис. 7.5, б,
г- г а2Ь2 и ab(a-b)
Ув ~ F“ 3(a + b)EJ ’ Уг ~ Frl 3(а + b)EJ Fxl' ’ wmX 3(а + b)EJ'
440
Глава 7. ВЕДУЩИЕ МОСТЫ
Рис. 7.6. Установка упора конического колеса
центральной передачи
Осевая сила Fx2, возникающая в зацеплении конической зуб-
чатой пары, воздействует на колесо и вызывает его деформацию. В
результате нарушается точность зацепления зубчатых колес, что
ведет' к увеличению шума при работе передачи и снижению ее
долговечности. Поэтому в тяжелонагруженных конических цен-
тральных передачах для уменьшения деформации зубчатого коле-
са устанавливают специальный упор, расположенный напротив
места зацепления зубчатых колес (рис. 7.6).
Наиболее широкое распространение получил упор (рис. 7.6, а),
выполненный в виде регулировочного болта 1 с бронзовым на-
прессованным наконечником 3 и контргайкой 2 для стопорения
болта.
Реже встречаются конструкции с упором (рис. 7.6, б), выпол-
ненным в виде вращающегося ролика 1, установленного на непод-
вижной оси 2.
Зазор между торцом зубчатого колеса и упором устанавлива-
ется в пределах 0,15...0,20 мм. В нормальных условиях эксплуата-
ции трактора между торцом колеса и упором есть зазор. При рабо-
те трактора с перегрузкой зазор выбирается и часть осевой силы
ЦЕНТРАЛЬНАЯ (ГЛАВНАЯ) ПЕРЕДАЧА
441
Рис. 7.7. Схемы двойных центральных передач
воспринимается упором. В результате ограничивается деформация
зубчатого колеса.
При проектировании центральной передачи с коническими
зубчатыми колесами для повышения ее жесткости, а следователь-
но, и долговечности необходимо:
1) увеличивать размер а и уменьшать размер b (для схемы на
рис. 7.5, а) или уменьшать размер а+b (для схемы на рис. 7.5, б);
2) применять предварительный натяг радиально-упорных под-
шипников ведущего вала;
3) обеспечивать высокую жесткость опор подшипников и кор-
пусных деталей центральной передачи;
4) устанавливать в тяжелонагруженных центральных переда-
чах упор, ограничивающий деформацию ведомого конического
колеса (см. рис. 7.6).
Двойная центральная передача имеет большую массу, раз-
меры и стоимость по сравнению с одинарной. Она применяется
только на колесных тракторах при необходимости получения
больших передаточных чисел ( 6 < иц < 12 ).
Схемы компоновки двойных центральных передач могут быть
различны. При этом ее валы могут располагаться как в одной
плоскости, так и в разных плоскостях. На рис. 7.7, а представлена
442
Глава 7. ВЕДУЩИЕ МОСТЫ
Рис. 7.8. Схемы двухступенчатых центральных передач
наиболее распространенная схема двойной центральной передачи,
в которой первая пара зубчатых колес коническая или гипоидная, а
вторая - цилиндрическая. На рис. 7.7, б первая пара цилиндриче-
ская, а вторая - коническая или гипоидная.
Двухступенчатые центральные передачи применяют на ко-
лесных тракторах и грузовых автомобилях большой грузоподъем-
ности. Они позволяют увеличить диапазон передаточных чисел
трансмиссии в 1,5...2 раза и удвоить число передач при заданном
количестве передач в коробке передач.
По кинематической схеме двухступенчатая центральная пере-
дача может быть одинарной и двойной (рис. 7.8). На рис. 7.8, а
представлена схема двойной двухступенчатой центральной пере-
дачи. Первая пара зацепления всегда участвует в передаче крутя-
щего момента и образована шестерней 2 и колесом 1, которые мо-
гут быть выполнены коническими с круговым зубом или гипоид-
ными. Вторая пара зацепления образована цилиндрическими шес-
тернями 3 и 4, свободно установленными на валу 5, и колесами 7 и
9, закрепленными на корпусе дифференциала 8. Подвижная зубча-
ЦЕНТРАЛЬНАЯ (ГЛАВНАЯ) ПЕРЕДАЧА
443
тая муфта 6 установлена на шлицах вала 5. При соединении зубча-
той муфты 6 с большой шестерней 4 обеспечивается высшая сту-
пень центральной передачи, а при соединении ее с малой шестер-
ней 3 - низшая ступень.
Двухступенчатая центральная передача (рис. 7.8,6) может
быть получена установкой блокируемого планетарного ряда меж-
ду колесом 2 и дифференциалом 8. Колесо 2 по наружному диа-
метру выполнено коническим, а по внутреннему - цилиндричес-
ким с внутренним расположением зубьев, одновременно является
эпициклической шестерней планетарного ряда.
Переключение ступеней осуществляется с помощью зубчатой
муфты 5, связанной с солнечной шестерней 7 планетарного ряда.
На схеме показано положение зубчатой муфты 5 при вклю-
ченной низшей ступени центральной передачи. Солнечная шес-
терня 7 планетарного ряда через зубчатую муфту 5 связана с не-
подвижным корпусом 6 ведущего моста. В результате крутящий
момент передается от шестерни 1 на колесо 2, а далее - через са-
теллиты 3 на водило 4, связанное с корпусом дифференциала 8.
Частота вращения корпуса дифференциала 8 меньше частоты вра-
щения ведомого колеса 2. В данном случае центральная передача
работает как двойная, так как передача крутящего момента осуще-
ствляется последовательно соединенными коническими зубчаты-
ми колесами и планетарным рядом.
Высшая ступень центральной передачи получается перемеще-
нием зубчатой муфты вправо (на схеме показано стрелкой). В ре-
зультате широкий зубчатый венец солнечной шестерни 7 соединя-
ет сателлиты 3 с водилом 4 и блокирует планетарный ряд, а зубча-
тая муфта 5 выходит из зацепления с неподвижным корпусом 6
ведущего моста. Колесо 2 и корпус дифференциала 8 вращаются с
одинаковой угловой скоростью. Центральная передача работает
как одинарная, так как преобразование крутящего момента осуще-
ствляется одной конической зубчатой парой.
Двухступенчатая центральная передача с блокируемым плане-
тарным рядом перспективна для применения на тракторах большой
Мощности, так как более компактна по сравнению с традиционными
схемами, выполненными с неподвижными осями валов.
444
Глава 7. ВЕДУЩИЕ МОСТЫ
К недостаткам двухступенчатых центральных передач следует
отнести сложность конструкции и невозможность осуществления
переключения ступеней при движении трактора без усложнения
системы управления.
В связи с этим двухступенчатые центральные передачи полу-
чили очень ограниченное распространение на тракторах.
Смазывание зубчатых колес и подшипников центральной
передачи осуществляется трансмиссионным маслом, залитым в
катер, разбрызгиванием его вращающимися шестернями.
В современных конструкциях конической и гипоидной цен-
тральных передачах предусматривают принудительное смазыва-
ние зубьев конической пары в зоне зацепления и циркуляционное
смазывание подшипников. Конические роликовые подшипники
представляют собой своеобразные центробежные насосы, в кото-
рых под действием центробежных сил масло перекачивается со
стороны меньшего диаметра роликов на сторону большего их диа-
метра.
Поэтому масло к подшипникам вала-шестерни должно пода-
ваться в полость между подшипниками, куда обращены меньшие
диаметры роликов.
Масло, циркулируя через подшипник, установленный непо-
средственно у шестерни, попутно обильно смазывает зубья в зоне
зацепления дополнительно к тому маслу, которое захватывается
колесом из масляного резервуара центральной передачи.
7.2. ДИФФЕРЕНЦИАЛЫ КОЛЕСНЫХ ТРАКТОРОВ
Дифференциал - механизм трансмиссии, выполняющий
функцию распределения подводимого к нему крутящего момента
между колесами или мостами и позволяющий вращаться ведомым
валам как с одинаковыми, так и с разными угловыми скоростями,
кинематически связанными между собой.
Чаще всего дифференциал устанавливают между центральной
передачей и ведущими колесами конечных передач. Дополнитель-
но дифференциал могут размещать между ведущими мостами
трактора.
ДИФФЕРЕНЦИАЛЫ КОЛЕСНЫХ ТРАКТОРОВ
445
Дифференциал не влияет на общее передаточное число
трансмиссии трактора. Он обеспечивает качение ведущих колес
трактора без проскальзывания на поворотах и при движении по
неровному пути.
При отсутствии дифференциала и жесткой кинематической
связи ведущих колес их вращение сопровождалось бы взаимным
скольжением или буксованием относительно почвы или дорожно-
го полотна. Возникающая при этом паразитная мощность увели-
чивала бы износ деталей трансмиссии, протекторов шин и расход
топлива на преодоление дополнительных сопротивлений движе-
нию трактора.
К дифференциалам предъявляются следующие требования:
- распределение крутящих моментов между колесами и мос-
тами в пропорции, обеспечивающей наилучшие эксплуатационные
свойства трактора (максимальную силу тяги, устойчивость и
управляемость);
- минимальная масса и габариты, низкий уровень шума и
достаточная надежность.
Дифференциалы классифицируют по следующим основным
признакам:
п о конструктивному исполнению - шесте-
ренные, червячные, кулачковые и обгонные;
п о месту расположения в трансмиссии-
межколесные и межосевые;
по соотношению крутящих моментов на
ведомых валах - с постоянным соотношением моментов
(простой симметричный и простой несимметричный), с непосто-
янным соотношением моментов (с принудительной блокировкой и
самоблокирующиеся);
по форме корпуса дифференциала -закры-
тые и открытые.
Червячные и кулачковые дифференциалы не получили рас-
пространения на отечественных тракторах. Шестеренные диффе-
ренциалы выполняются с цилиндрическими или коническими
прямозубыми шестернями. На отечественных тракторах применя-
ются в основном дифференциалы с коническими шестернями.
446
Глава 7. ВЕДУЩИЕ МОСТЫ
Рассмотрим принципиальные кинематические схемы некото-
рых простых шестеренных дифференциалов с постоянным соот-
ношением моментов на ведомых валах (рис. 7.9).
Дифференциал, распределяющий крутящий момент между ве-
домыми валами поровну, называют симметричным, в остальных
случаях - несимметричным.
В межколесном приводе трактора применяют только симмет-
ричные дифференциалы - конические (рис. 7.9, а) и реже цилинд-
рические (рис. 7.9, б). Самое широкое распространение получили
простые симметричные конические дифференциалы.
Несимметричные простые дифференциалы (рис. 7.9, виг)
применяют только в межосевом приводе, когда вертикальная на-
грузка на ведущие мосты трактора различна. Более широкое рас-
пространение получили несимметричные цилиндрические диффе-
ренциалы (рис. 7.9, в). На отечественных тракторах межосевые
дифференциалы не применяют.
Кинематические и силовые связи в дифференциалах.
Кинематические связи в дифференциале
описываются уравнением кинематики трехзвенного дифференци-
ального механизма, связывающим между собой частоты вращения
всех центральных звеньев. Для дифференциалов с внешним зацеп-
лением шестерен (рис. 7.9, а, биг) это уравнение имеет вид:
nal+Kna2-(i + K)ne=0,
где па1 и па2 - частоты вращения полуосевых (солнечных) шесте-
рен дифференциала; пв - частота вращения корпуса дифференциа-
ла (водила); к - характеристика планетарного ряда.
У симметричных дифференциалов (см. рис. 7.9, а и б) к = 1 >
так как Za2 = Zal. Тогда уравнение кинематики для них примет
вид:
Па1+Па2=2пе ИЛИ («а1+«а2)/2=«в-
ДИФФЕРЕНЦИАЛЫ КОЛЕСНЫХ ТРАКТОРОВ
447
в)
г)
Рис. 7.9. Схемы простых дифференциалов с постоянным
соотношением моментов на ведомых валах:
а - симметричного конического; б - симметричного цилиндрического;
в - несимметричного цилиндрического; г - несимметричного
конического; 1,8- левая и правая полуоси дифференциала;
2,6- левая и правая полуосевые шестерни; 3 - сателлит; 4 - корпус
дифференциала; 5 - ведомое колесо центральной передачи;
7 - ось вращения сателлитов (водило); 9 - солнечная шестерня;
10 - эпициклическая шестерня
448
Глава 7. ВЕДУЩИЕ МОСТЫ
Из полученного выражения следует, что при изменении час-
тоты вращения па{ левой полуосевой шестерни дифференциала
автоматически изменяется частота вращения па2 его правой полу-
осевой шестерни (см. рис. 7.9, а).
При притормаживании одной из полуосевых шестерен начнет
проворачиваться сателлит и увеличиваться частота вращения вто-
рой полуосевой шестерни.
Таким образом, дифференциал позволяет левым и правым ко-
лесам трактора вращаться с разными угловыми скоростями при
движении на поворотах и по неровностям пути. Однако частоты
вращения левого и правого колес трактора кинематически связаны
между собой.
Уравнение кинематики для несимметричного цилиндрическо-
го дифференциала с комбинированным зацеплением шестерен
(рис. 7.9, в) имеет вид:
«о+кис-(1 + к)ив=0,
где па и пс - частота вращения соответственно солнечной и эпи-
циклической шестерен дифференциала.
Силовые связи в дифференциале определя-
ют соотношение моментов между центральными звеньями.
Для любых схем простых симметричных дифференциалов
(рис. 7.9, а и б), пренебрегая внутренними потерями на трение,
момент, подводимый к корпусу, распределяется поровну между
ведомыми валами (полуосями):
Ма1=Ма2 = Мв/2 или Ме=Ма1+Ма2, (7.8)
где Мв, Mai и Ма2 - крутящий момент, подводимый соответст-
венно к корпусу дифференциала (водилу), левой и правой полу-
осевым (солнечным) шестерням.
Для простого несимметричного цилиндрического дифферен-
циала (см. рис. 7.9, в) крутящий момент Мс, подводимый к эпн-
ДИФФЕРЕНЦИАЛЫ КОЛЕСНЫХ ТРАКТОРОВ
449
циклической шестерне, больше, чем к солнечной Ма. При этом
Мс=Мак.
Момент, подводимый к корпусу дифференциала,
мв=ма+мс,
где Ма=Мв/(1 + к), а Мс= Мвк/(1 + к).
В простом несимметричном коническом дифференциале (см.
рис. 7.9, г)
При этом
Мв = Ма1 + Ма2 ’
где Ма1 = Мв/(1 + к),а Ма2=Мвк/(1 + к).
Свойство дифференциала делить подводимый к его корпусу
крутящий момент в определенной пропорции между ведомыми
валами приводит в ряде случаев к снижению проходимости
машины.
Рассмотрим это на примере простого симметричного межко-
лесного конического дифференциала (рис. 7.9, а). Предположим,
что между дифференциалом и ведущими колесами нет конечной
передачи, и одно из колес попало на поверхность с небольшим ко-
эффициентом сцепления (pmin (грязь, мокрая глина, лед и т.п.) и
буксует. Тогда касательная сила тяги, а следовательно, и крутящий
момент, которые могут быть реализованы этим колесом, ограни-
чены:
Ма\ ~ ^Cpmin ~ — ФпшЛ ’
450
Глава 7. ВЕДУЩИЕ МОСТЫ
где - предельный момент по сцеплению колеса трактора с
опорной поверхностью; Рфтк1 - предельная по сцеплению каса-
тельная сила тяги, реализуемая данным колесом; GK - нормальная
нагрузка на колесо; гк - радиус ведущего колеса.
Второе колесо находится на поверхности с большим коэффи-
циентом сцепления фтах. Однако в соответствии с выражением
(7.8) момент на втором колесе, независимо от величины коэффи-
циента сцепления <ртах с опорной поверхностью, определяется
крутящим моментом на буксующем колесе, т.е.
Ма\ ~ Ма2 — •
Таким образом, суммарный крутящий момент на ведущих
колесах трактора для данного случая
^=^=2Л/фПйП.
Величины этого момента может оказаться недостаточно для
преодоления сопротивления движению трактора. В результате
трактор будет стоять на месте, а одно из колес будет вращаться
при неподвижном втором колесе.
Если заблокировать дифференциал, то каждое колесо сможет
реализовать свои возможности по сцеплению с опорной поверхно-
стью.
В этом случае суммарный крутящий момент, подводимый к
колесам,
Мк ~ ~ + ^Apmax > 2Л/фт|п ,
где Л/фтах = GK <ртахгк - предельный момент по сцеплению второго
колеса трактора с опорной поверхностью.
Для осуществления принудительной блокировки дифферен-
циала необходимо соединить между собой любые два центральные
звена (корпус дифференциала, полуосевые шестерни). Возможные
ДИФФЕРЕНЦИАЛЫ КОЛЕСНЫХ ТРАКТОРОВ
451
Рис. 7.10. Способы блокировки межколесного дифференциала:
1 - центральная передача; 2 - корпус дифференциала; 3 - полуосевая
шестерня; 4 - зубчатая муфта; 5 - ось вращения сателлитов;
6 - блокировочное фрикционное сцепление; 7 - шестерни конечной
передачи; 8 - дифференциал; 9 - шестерня привода блокировочного
валика; 10- блокировочный валик; 11 - блокировочная
шестерня-каретка
варианты блокировки простых симметричных дифференциалов
показаны на рис. 7.10.
На схеме, представленной на рис. 7.10, а, блокировка диффе-
ренциала осуществляется с помощью зубчатой муфты 4, соеди-
няющей между собой корпус 2 дифференциала и полуосевую шес-
терню 3. Такой способ блокировки дифференциала получил широ-
452
Глава 7. ВЕДУЩИЕ МОСТЫ
кое распространение на тракторах и автомобилях повышенной
проходимости. Однако он не позволяет блокировать дифференци-
ал при движении трактора.
Более перспективна блокировка дифференциала с помощи»
фрикционного сцепления 6 (рис. 7.10, б), которое при включении
соединяет между собой ось 5 вращения сателлитов (корпус диф-
ференциала) и полуосевую шестерню 3. Такой способ в отличие от
предыдущего позволяет блокировать дифференциал при движении
трактора. В результате существенно повышается его проходи-
мость.
Блокировка дифференциала возможна также с помощью спе-
циального блокировочного валика 10 (рис. 7.10, в), дополнительно
устанавливаемого в трансмиссию трактора. Блокировка диффе-
ренциала 8 осуществляется с помощью блокировочной шестерни-
каретки 11, соединяющей левую и правую полуоси дифференциа-
ла через шестерни 7 конечной передачи.
В случае блокировки дифференциала с помощью зубчатой
муфты 4 (рис. 7.10, г) при ее включении блокируются левое и пра-
вое зубчатые колеса конечной передачи 7, а следовательно, и по-
луоси дифференциала 8.
Следует отметить, что способы блокировки дифференциала,
представленные на рис. 7.10, в и рис. 7.10, г не позволяют блоки-
ровать дифференциал при движении трактора. Кроме того, прину-
дительной блокировкой дифференциала необходимо пользоваться
только кратковременно для преодоления возникших дорожных
препятствий и для обеспечения требуемой маневренности тракто-
ра при выполнении полевых и транспортных работ. Принудитель-
ная блокировка дифференциала в нормальных условиях эксплуа-
тации приводит к интенсивному изнашиванию шин и, в ряде слу-
чаев, к потере управляемости трактора. Особенно опасна принуди-
тельная блокировка дифференциала при выполнении трактором
транспортных работ в условиях гололеда. Здесь возможна полная
потеря управляемости трактора, что может привести к серьезной
аварийной ситуации.
Дифференциалы повышенного трения
(самоблокирующиеся) позволяют к ведущему колесу,
ДИФФЕРЕНЦИАЛЫ КОЛЕСНЫХ ТРАКТОРОВ
453
Рис. 7.11. Схема, поясняющая работу дифференциала
повышенного трения
находящемуся в лучших условиях по сцеплению с опорной по-
верхностью, подводить больший крутящий момент.
Рассмотрим схему (рис. 7.11), поясняющую работу дифферен-
циала повышенного трения. Левая 1 и правая 2 полуоси диффе-
ренциала связаны между собой пакетом сжатых фрикционных
дисков. При разных угловых скоростях левой 1 и правой 2 полу-
осей дифференциала диски, проворачиваясь, создают момент тре-
ния Мт.
Левое колесо трактора находится на поверхности с плохим
коэффициентом сцепления q>min (грязь, мокрая глина, лед и т.п.), а
правое - на поверхности с хорошим коэффициентом сцепления
Фтах. К корпусу дифференциала подводится момент Ме, который
распределяется между левой 1 и правой 2 полуосями. Предполо-
жим, что из-за плохих сцепных свойств произошел срыв в контак-
те левого колеса с опорной поверхностью. Это колесо начинает
пробуксовывать и левая полуось 1 проворачивается относительно
правой полуоси 2. Таким образом, левая полуось 1 дифференциала
454
Глава 7. ВЕДУЩИЕ МОСТЫ
вращается с угловой скоростью , большей, чем угловая ско-
рость а>о2 правой полуоси 2. При этом забегающая полуось на-
гружается крутящим моментом, величина которого ограничивает-
ся предельным моментом по сцеплению буксующего колеса с
грунтом:
МЗаб ~ Ма\ — •
При своем вращении забегающая полуось 7 за счет трения в
дифференциале увлекает за собой отстающую полуось 2. Вслед-
ствие этого крутящий момент на отстающей полуоси дифферен-
циала увеличивается на величину момента трения Мт в диффе-
ренциале:
Mom — Ма2 ~ -^cpmin + •
Так как крутящий момент, подводимый к корпусу дифферен-
циала,
Мв = Мл + Ма2 = 2Л/фтш + Мт,
то моменты на его полуосях определятся из выражений:
М3аб=МаХ =0,5(4-Мту, Mom=Ma2=0,5(Me+Mry (7.9)
Из полученных выражений видно, что при повышении момен-
та трения Мт в дифференциале увеличивается момент Мот на
отстающей полуоси 2, который может быть реализован на небук-
сующем колесе трактора.
Таким образом, для повышения тяговых показателей трактора
необходимо увеличивать момент трения Мт в дифференциале.
Однако при этом необходимо помнить, что при движении трактора
по криволинейной траектории по твердой опорной поверхности
(асфальт, бетон) с увеличением момента трения Мт в дифферен-
циале возрастает интенсивность изнашивания шин.
ДИФФЕРЕНЦИАЛЫ КОЛЕСНЫХ ТРАКТОРОВ
455
Распределение крутящего момента между ведущими колесами
трактора оценивается коэффициентом блокировки дифференциала.
В отечественной и зарубежной литературе по тракторам и ав-
томобилям используются две трактовки коэффици-
ента блокировки дифференциала.
1. Под коэффициентом блокировки КБ дифференциала пони-
мают отношение момента трения Мт в дифференциале к моменту
Мв, подводимому к его корпусу:
мот-мзаб _ Мт
Мв мв ’
(7.Ю)
где Л'£=0...1,0; КБ=0 при Мт=0; КБ=1,0 при Мт = Мв
(полная блокировка дифференциала).
У применяемых на тракторах и автомобилях дифференциалах
повышенного трения КБ - 0,3...0,5.
2. Под коэффициентом блокировки дифференциала К*Б пони-
мают отношение момента Мот, подводимого к отстающей полу-
оси дифференциала, к моменту Мза6, подводимому к забегающей
полуоси дифференциала:
КБ=^-, (7.11)
Мзаб
где КБ =1...оо; КБ =1 при Мот =Мзаб ; КБ=со при Мзаб =0.
В существующих конструкциях дифференциалов повышенно-
го трения КБ = 2...3.
Соотношение между величинами КБ и КБ с учетом выраже-
ний (7.9) имеет вид:
456
Глава 7. ВЕДУЩИЕ МОСТЫ
Можно пользоваться любой из приведенных трактовок коэф-
фициента блокировки дифференциала, так как всегда из выраже-
ния (7.10) можно получить выражение (7.11) и наоборот. Однако
для конструктора более удобно выражение (7.10), так как оно сра-
зу позволяет определить необходимое значение момента трения
Мт дифференциала.
На современных тракторах широкое распространение получи-
ли шестеренные дифференциалы повышенного трения.
При проектировании дифференциалов повышенного трения
можно получить конструкции, обладающие различными свойства-
ми (рис. 7.12).
Дифференциалы с Мт = const не нашли широкого примене-
ния (кривая 1 на рис. 7.12), так как при малой величине момента
трения Мт они малоэффективны, а при большой величине Мт
блокируются в широком диапазоне нагрузок, что вызывает
ускоренный износ шин.
Перспективными являются дифференциалы, у которых
Мт=аМв (прямая 2 на рис. 7.12), где а - коэффициент пропорци-
ональности. При движении трактора по твердой опорной поверх-
ности (асфальт или бетон) невелико сопротивление его движению.
В результате к корпусу дифференциала подводится малая ве-
личина момента Мв. Следовательно, момент трения Мт в диффе-
ренциале тоже мал. В результате при движении трактора по кри-
волинейной траектории и по неровностям пути малая величина
момента трения Мт в дифференциале не приводит к интенсивно-
му изнашиванию шин. При движении же трактора по деформи-
руемому основанию возрастает момент сопротивления его движе-
нию и момент трения в дифференциале, что приводит к повыше-
нию тяговой способности и проходимости трактора.
Таким образом, дифференциал повышенного трения, у кото-
рого момент трения Мт =аМв, сам автоматически приспосабли-
вается к условиям движения трактора. При малых сопротивлениях
его движению Мт мал, а при его увеличении Мт автоматически
увеличивается.
ДИФФЕРЕНЦИАЛЫ КОЛЕСНЫХ ТРАКТОРОВ
457
Рис. 7.12. Зависимость коэффициента блокировки
дифференциала от момента, подводимого к его корпусу:
1 - Мт = const; 2 - Мт = аМв
Простые конические симметричные дифференциалы. Де-
тали дифференциала монтируют в корпусе, к которому крепят ве-
домое колесо центральной передачи. Сателлиты и полуосевые
шестерни дифференциала прямозубые. При двух сателлитах для
увеличения жесткости часто используют неразъемный корпус, в
котором для удобства монтажных работ выполняют окна. При
числе сателлитов больше двух корпус дифференциала делают
разъемным. Поверхности сателлитов, соприкасающиеся с корпу-
сом дифференциала, выполняют плоскими или сферическими.
Сателлиты со сферической опорной поверхностью требуют высо-
кой точности изготовления, однако они хорошо самоцентрируются
при монтаже. Для уменьшения трения в дифференциале под торцы
сателлитов и полуосевых шестерен устанавливают бронзовые
шайбы. С этой же целью в отверстия сателлитов запрессовывают
бронзовые втулки. Для подачи смазки к трущимся поверхностям
на осях сателлитов выполняют канавки.
При проведении прочностных расчетов определяют нагрузки
на зубья сателлитов и полуосевых шестерен, крестовину или оси
вращения сателлитов и нагрузки со стороны сателлитов на корпус
Дифференциала.
458
Глава 7. ВЕДУЩИЕ МОСТЫ
Принимают, что крутящий момент, подводимый от двигателя
к корпусу дифференциала, равномерно распределяется между по-
луосевыми шестернями. При этом его величина ограничивается
предельным моментом по сцеплению колес с опорной поверхно-
стью.
Тогда расчетный крутящий момент на одном сателлите опре-
деляется из выражения МдмитХиц
М8о= min- 2ПстЫ (7.12) GK<prK
где ист - число сателлитов; GK- вертикальная нагрузка на веду-
щее колесо (принимается равной грузоподъемности шины);
гк - радиус ведущего колеса; <р - коэффициент сцепления веду-
щего колеса с опорной поверхностью; и - передаточное число от
сателлита до полуосевой шестерни; итХ - передаточное число ко-
робки передач на низшей передаче.
Передаточное число u = Za/ZBo , где ZBo - число зубьев у са-
теллита. Обычно принимают и = 1,4...2, а минимальное число
зубьев у сателлита ZBo = 10 .
При окончательном выборе чисел зубьев ZBo у сателлитов и
Za у солнечных шестерен необходимо обеспечить условие их
сборки:
^а1Пст=1^
где у - любое целое число.
Прежде чем определять расчетный крутящий момент МВо по
выражению (7.12), необходимо задаться передаточным числом и
из условия размещения в полуосевых шестернях шлицевого конца
полуоси нужного диаметра и ограничения размеров дифферен-
циала.
ДИФФЕРЕНЦИАЛЫ КОЛЕСНЫХ ТРАКТОРОВ
459
Рис. 7.13. Зависимость Re и от расчетного момента МВо
на сателлите дифференциала
Расчет зубчатых колес дифференциала
имеет некоторые особенности, так как большую часть времени они
находятся в неподвижном состоянии или вращаются с незначи-
тельной угловой скоростью относительно корпуса. По этой причи-
не их расчет выполняют только на статическую прочность.
В проектном расчете определяют средний окружной мо-
дуль в мм из условия ограничения напряжений изгиба у ножки
зуба:
Во Kpp
Vj %Во [CT]fcm
где [<r]Fcm - допускаемое статическое изгибное напряжение у
ножки зуба, МПА.
Материал сателлитов и полуосевых шестерен: сталь 18ХГТ,
25ХГТ, 20ХН2М; [c]Fcm =1500 МПа.
Внешнее конусное расстояние Ren внешний окружной мо-
дуль т,е можно определять также по рис. 7.13 в зависимости от
расчетного крутящего момента МВо на сателлите.
т,т =15 з
460
Глава 7. ВЕДУЩИЕ МОСТЫ
Рис. 7.14. Расчетная схема сателлита
Тогда средний окружной модуль
Поверочные расчеты на контактную и изгибную
статическую прочность выполняют по тем же формулам, что
и для конических зубчатых колес с круговым зубом (см. главу 3).
Однако здесь принимают, что коэффициент vF = vH = 0,85, а
средний угол наклона зуба Рт = 0.
Расчет крестовины или осей вращения
сателлитов выполняется на основе расчетной схемы, пред-
ставленной на рис. 7.14.
Окружная сила, действующая на один сателлит,
Шип крестовины или ось под сателлитом под действием ок-
ружной силы Fa испытывают:
напряжение смятия
ДИФФЕРЕНЦИАЛЫ КОЛЕСНЫХ ТРАКТОРОВ
461
напряжение среза
т.,=4Л£/(^’)<[т]„.
Материал крестовины или оси вращения сателлитов: сталь
18ХГТ, 25ХГТ, 20ХНЗА, 20ХН2М и др.; [с>]си = 50...60 МПа;
[т]ф = 100... 120 МПа.
Напряжение смятия в месте крепления крестовины или оси
вращения сателлитов в корпусе дифференциала под действием ок-
ружной силы F* = 2МВо и/г2 :
где [о]СЛ( =50...60 МПа.
Давление торца сателлита на корпус
дифференциала определяется напряжением смятия
^см = FxiMa = 10-20МПа,
где Аа - площадь контакта торца сателлита с корпусом диффе-
ренциала; Fxi - осевая сила, прижимающая сателлит к корпусу
дифференциала:
^i=^tga„sm5i.
Здесь 3] - угол делительного конуса сателлита.
Простые несимметричные дифференциалы со смешанным
зацеплением шестерен (рис. 7.9, в) применяют в качестве межо-
севых. Расчетный момент на солнечной шестерне дифференциала
находят так же, как и для других элементов трансмиссии. При
этом числа зубьев солнечной, эпициклической шестерен и сател-
литов определяются с соблюдением условий сборки, соосности и
соседства (см. главу 4).
462
Глава 7. ВЕДУЩИЕ МОСТЫ
Рис. 7.15. Схема дифференциала повышенного
трения тракторов МТЗ:
1 - центральная передача; 2 - корпус дифференциала;
3 и 9 - оси вращения сателлитов; 4 - сателлит; 5 - полуосевая шестерня;
6 - нажимной стакан; 7 - комплект блокировочных фрикционных дисков;
8 - полуось дифференциала
Дифференциалы повышенного трения. В качестве примера
на рис. 7.15 представлена схема шестеренного дифференциала по-
вышенного трения переднего ведущего моста тракторов МТЗ.
Дифференциал самоблокирующийся, так как его момент трения
Мт пропорционален моменту Мв, подводимому к корпусу 2
дифференциала. Это достигается следующим образом. При работе
дифференциала крутящий момент от корпуса 2 передается на оси
3 и 9 вращения сателлитов, сателлиты 4, полуосевые шестерни 5 и
далее на полуоси 8. На концах осей 3 и 9 вращения сателлитов под
углом 0 = 60° выполнены скосы, соответственно которым в кор-
пусе 2 дифференциала изготовлены гнезда - пазы.
Возникающие при передаче крутящего момента на скосах
корпуса 2 и осей вращения сателлитов осевые силы Fx перемеща-
ДИФФЕРЕНЦИАЛЫ КОЛЕСНЫХ ТРАКТОРОВ
463
ют ось 3 влево, а ось 9 вправо. В результате сателлиты 4 сдвигают
нажимные стаканы 6 и сжимают комплекты блокировочных фрик-
ционных дисков 7. Кроме этого здесь сжатие фрикционных дисков
дополнительно осуществляется за счет осевых сил Fx2 со стороны
полуосевых шестерен 5 (на схеме не показано). У данного диффе-
ренциала коэффициент блокировки КБ = const (см. выражение
7.10), и он сам автоматически приспосабливается к фону опорной
поверхности, по которому движется трактор. При этом в случае
эксплуатации трактора на твердой опорной поверхности (асфальт,
бетон) ввиду малого момента трения Мт в дифференциале сопро-
тивление относительному проворачиванию его полуосей 8 незна-
чительное и дифференциал оказывает очень малое влияние на ин-
тенсивность изнашивания шин.
Сила, сжимающая фрикционные диски (без учета осевой силы
Fx2 от конической полуосевой шестерни),
^=^ctgp =
2R
где Мв = 2МВопсти - расчетный момент на корпусе дифферен-
циала; Ftc - окружная сила на скосах оси вращения сателлитов;
R - радиус расположения равнодействующей окружной силы.
Осевая сила со стороны полуосевой шестерни, сжимающая
фрикционные диски,
Fx2=F/tga„ cos 5],
где Ft - окружная сила в зацеплении сателлитов с полуосевой
шестерней:
Ft =iOW)Me/dwm2.
Здесь dwm2 - средний делительный диаметр полуосевой шес-
терни, мм.
Момент трения в дифференциале
мт =(FX+Fx2)f rci,
464
Глава 7. ВЕДУЩИЕ МОСТЫ
де гс - средний радиус фрикционных дисков; f = 0,08...0,1 - ко-
эффициент трения; i - общее число пар поверхностей трения бло-
кировочных фрикционных дисков в дифференциале.
При этом принимают, что Мт = КБМв, где КБ = 0,3...0,5 .
Отличительной особенностью различных схем шестеренных
дифференциалов повышенного трения является способ создания
осевых сил, сжимающих комплекты блокировочных фрикционных
дисков. В рассмотренной схеме (рис. 7.15) осевые силы создаются
на скосах, выполненных на концах осей 3 и 9 вращения сателлитов
под углом Р = 60° и зацеплении сателлитов с полуосевыми шес-
тернями.
Рис. 7.16. Шестеренный дифференциал повышенного трения:
1 - комплект блокировочных фрикционных дисков; 2 - полуосевая
шестерня; 3 - сателлит; 4 - крестовина дифференциала;
5 - опорная шайба сателлита; 6 - втулка сателлита
ДИФФЕРЕНЦИАЛЫ КОЛЕСНЫХ ТРАКТОРОВ
465
На рис. 7.16 показан дифференциал, в котором сжатие ком-
плектов блокировочных фрикционных дисков 1 осуществляется
только за счет осевых сил Fxl, действующих на полуосевые шес-
терни 2, которые, перемещаясь, сжимают комплекты блокировоч-
ных фрикционных дисков. При этом сила сжатия дисков пропор-
циональна моменту, подводимому к корпусу дифференциала.
Момент трения в таком дифференциале
MT=Fx2frci.
На рис. 7.17 сжатие комплектов фрикционных блокировочных
дисков 1 осуществляется кулачковым нажимным устройством.
Для этого на торцовых поверхностях полуосевых шестерен 3 и
нажимных дисков 4 выполнены трапецеидальные кулачки. На-
жимные диски 4 с помощью шлиц связаны с полуосями диффе-
ренциала.
Рис. 7.17. Шестеренный дифференциал повышенного трения
с кулачковым нажимным устройством:
а - конструкция; б - схема сил, действующих в зацеплении
трапецеидальных кулачков
466
Глава 7. ВЕДУЩИЕ МОСТЫ
При передаче крутящего момента через сателлиты 2 на полу-
осевые шестерни 3 и далее на нажимные диски 4 в контакте кулач-
ков действует нормальная сила Fn, которая раскладывается на ок-
ружную и осевую силы. Осевая сила , сжимая комплек-
ты блокировочных фрикционных дисков, создает момент трения
Мт в дифференциале. Здесь, как и в рассмотренных конструкциях
дифференциалов повышенного трения, момент трения в диффе-
ренциале пропорционален моменту, подводимому к его корпусу.
Момент трения в дифференциале и осевая сила сжатия его
фрикционных дисков определяются из выражений:
MT^FXKfrci ; FXK =F1Ktgp = ^&,
где RK - средний радиус расположения трапецеидальных кулачков
(см. рис. 7.17, а).
Недостатком данной схемы является то, что осевая сила FXK
прижимает полуосевые шестерни к сателлитам, уменьшая зазор в
зацеплении зубьев и ухудшая тем самым работоспособность зуб-
чатых пар дифференциала.
Для устранения указанного недостатка трапецеидальные ку-
лачки располагают между крестовиной и полуосевыми шестерны-
ми дифференциала.
Червячные и кулачковые дифференциалы не получили
распространения на тракторах из-за высокого момента трения Мт и
связанного с ним большого износа шин, низкой надежности и вы-
сокой стоимости. Поэтому вопросы их конструирования и расчета
в данном учебнике не рассматриваются.
Обгонные дифференциалы иногда применяют на современ-
ных тракторах. Эти механизмы не имеют никакого отношения к
дифференциалам, так как связь между частотами вращения их
звеньев не описывается уравнением кинематики трехзвенного
дифференциального механизма. Однако в настоящее время их
ошибочно называют дифференциалами. Эти механизмы позволяют
левой и правой полуосям вращаться вместе с одинаковой угловой
МЕХАНИЗМЫ ПОВОРОТА ГУСЕНИЧНЫХ ТРАКТОРОВ 467
скоростью и отключать одну полуось, передавая весь крутящий
момент от корпуса на другую.
Конструкции этих механизмов могут быть выполнены с ку-
лачковыми или обгонными муфтами. Кулачковые муфты рассчи-
тывают на смятие рабочих поверхностей кулачков, а обгонные -
на контактные напряжения при условии, что крутящий момент от
двигателя подводится к одной полуоси механизма и ограничивает-
ся сцеплением ведущих колес с опорной поверхностью.
7.3. МЕХАНИЗМЫ ПОВОРОТА ГУСЕНИЧНЫХ
ТРАКТОРОВ
Процесс поворота гусеничного трактора по характеру взаимо-
действия движителя с опорной поверхностью принципиально от-
личается от колесного трактора. Конструкция ходовой части гусе-
ничного трактора исключает возможность его кинематического
поворота при одном лишь перекатывании опорных катков по гусе-
нице и вертикальной деформации грунта.
Опорные поверхности гусениц, нагруженные весом трактора,
получают при повороте боковое перемещение по грунту, преодо-
левая весьма значительные дополнительные сопротивления от сил
трения гусениц о грунт и сил сопротивления срезанию и нагреба-
нию грунта гусеницами. В результате резко возрастают сопротив-
ление движению гусеничного трактора при повороте и нагрузка на
его двигатель.
Поворот гусеничного трактора достигается путем изменения
скорости перематывания гусениц.
Механизм, предназначенный для регулирования скоростей
движения гусениц и позволяющий трактору выполнять повороты,
называют механизмом поворота (МП). Он представляет собой, как
правило, самостоятельный агрегат, размещенный за центральной
передачей и распределяющий поток мощности между гусеницами.
В некоторых случаях функцию МП могут выполнять другие агре-
гаты трансмиссии трактора, например коробка передач.
468
Глава 7. ВЕДУЩИЕ МОСТЫ
Требования к МП. Помимо общих требований к агрегатам
трансмиссии МП должен обеспечивать:
- плавный вход трактора в поворот и плавный его выход из
поворота;
- устойчивость прямолинейного движения трактора;
- малые внутренние потери мощности в МП;
- минимальную дополнительную загрузку двигателя при по-
вороте трактора;
- надежность тормозов МП при движении трактора и его
стоянке на уклоне.
Классификация МП проводится:
по методу подвода мощности к гусени-
цам - одно- и двухпоточные МП. В однопоточных МП мощность
от двигателя к гусеницам подводится одним потоком, в двухпо-
точных - двумя потоками. В тракторах более широкое распро-
странение получили однопоточные МП;
по числу фиксируемых радиусов пово-
рот а - одно-, двух-, многоступенчатые и бесступенчатые МП;
по кинематическому признаку различают:
МП первого типа, которые обеспечивают поворот трактора
без снижения скорости центра масс;
МП второго типа, которые сохраняют при повороте скорость
забегающей гусеницы постоянной и равной скорости прямолиней-
ного движения до поворота;
МП третьего типа, обеспечивающие поворот трактора со сни-
жением поступательной скорости забегающей гусеницы.
Некоторые МП по кинематическому признаку относятся од-
новременно к первому и второму типу. МП третьего типа в трак-
торах не применяются ввиду большого снижения скорости центра
масс на повороте и, следовательно, производительности трактор-
ного агрегата. Самое широкое применение в тракторах получили
МП второго типа;
по конструктивному исполнению различа-
ют:
- МП с многодисковыми фрикционными муфтами (бортовы-
ми фрикционами);
МЕХАНИЗМЫ ПОВОРОТА ГУСЕНИЧНЫХ ТРАКТОРОВ 469
- МП с планетарными механизмами;
- МП с двумя параллельными коробками передач (бортовыми
коробками передач);
- МП с дифференциальными механизмами.
В современных тракторах применяют первые три типа МП.
По работе дополнительного привода в
двухпоточном МП при прямолинейном
движении трактора они делятся на три группы:
I группы - солнечные шестерни суммирующих планетарных
рядов неподвижны;
II группы - солнечные шестерни суммирующих планетарных
рядов вращаются в сторону вращения эпициклов;
III группы - солнечные шестерни суммирующих планетарных
рядов вращаются в сторону, противоположную вращению эпицик-
лов.
Работа любого МП характеризуется относительной загрузкой
двигателя при повороте трактора, определяемой отношением
=r*fi1Мрез ।
к3 4 PKR РКУ'У
где к3 и к* - коэффициент загрузки двигателя соответственно при
прямолинейном движении трактора и его повороте; V и К* - ско-
рость центра масс трактора соответственно при прямолинейном
движении и повороте трактора; Мрез - результирующий момент
сопротивления повороту; Мг и <вг - момент трения и скорость
скольжения тормоза или фрикционной муфты (при повороте трак-
тора с заданным фиксированным радиусом Мг а>г - 0); R - ра-
диус поворота трактора.
Из представленного выражения следует, что относительная
загрузка двигателя при повороте трактора зависит от фона опор-
ной поверхности, характеризуемого величинами М и Рк , и ти-
па МП, определяющего среднюю скорость V* центра масс тракто-
ра при повороте и наименьший радиус его поворота R = Rmin .
470
Глава 7. ВЕДУЩИЕ МОСТЫ
Рис. 7.18. МП с многодисковыми фрикционными муфтами
Чем больше отношение k*Jk3 , тем требуется больше мощ-
ность двигателя для поворота трактора.
МП с многодисковыми фрикционными муфтами (борто-
выми фрикционами) (рис. 7.18) состоит их двух многодисковых
фрикционных муфт Ф (далее по тексту фрикционов) и двух оста-
новочных тормозов То. Управление поворотом трактора осущест-
вляется четырьмя элементами: двумя фрикционами Ф и двумя
тормозами Та.
МП с многодисковыми фрикционными муфтами отличается
простотой конструкции. Но вместе с тем он имеет низкую долго-
вечность фрикционов при условии их работы всухую и большие
габариты. Однако он получил широкое распространение в мощных
и даже сверхмощных гусеничных тракторах, где применяют мно-
годисковые фрикционы и тормоза, работающие в масле. В этом
случае фрикционы и тормоза, как правило, не лимитируют долго-
вечность трансмиссии трактора.
Определение расчетного момента фрик-
циона. Фрикционы работают в двух режимах, характеризую-
щихся различными передаваемыми через них крутящими момен-
тами, - при прямолинейном движении трактора и его повороте.
МЕХАНИЗМЫ ПОВОРОТА ГУСЕНИЧНЫХ ТРАКТОРОВ 471
Расчетный же момент фрикциона определяется для самого тяже-
лого случая его нагружения при повороте трактора на склоне кру-
тизной а = 30° в сторону подъема (рис. 7.19). В этом случае нор-
мальная реакция У2 под забегающей гусеницей определится из
уравнения моментов всех сил относительно точки Ох:
где В- поперечная база трактора; GT - его вес; hc- вертикальная
координата центра масс трактора.
Откуда
Рис. 7.19. Схема сил, действующих при повороте
трактора на уклоне
472
Глава 7. ВЕДУЩИЕ МОСТЫ
Подставляя в полученное выражение а = 30° и принимая для
гусеничных тракторов hc/В « 0,43, получим
Y2= 0,65 GT.
Тогда наибольшая касательная сила тяги забегающей гусени-
цы, ограничиваемая ее сцеплением с опорной поверхностью,
РК2 = -^ф2 = ^2 Ф = 0,65GT <р, (7.13)
где ф - коэффициент сцепления гусеничного движителя с опор-
ной поверхностью.
В результате расчетный момент на фрикционе забегающего
борта трактора, ограничиваемый сцеплением движителя с опорной
поверхностью, с учетом схемы МП на рис. 7.18 определится из
выражения
М‘ф = 0,65 Gt , (7.14)
U кон Л кои Л г
где гк - радиус ведущего колеса; т]кон и т|г - КПД соответственно
конечной передачи и гусеничного движителя.
Принимая во внимание, что максимальное значение коэффи-
циента сцепления ф редко превышает 0,9, а произведение
Л кои Лг * 0,92, получим ф/(г|ко„ Лг) ~ 1 При таком допущении вы-
ражение (7.14) примет вид:
Л/ф=0,65^^.
икон
Определим расчетный момент фрикциона при условии пере-
дачи через него максимального крутящего момента двигателя
Мдм:
Мф — Мдм ит иц г|ч,
где икп и т|ки - передаточное число и КПД коробки передач на
низшей передаче; иц и т|ч - передаточное число и КПД централь-
ной передачи.
МЕХАНИЗМЫ ПОВОРОТА ГУСЕНИЧНЫХ ТРАКТОРОВ 473
Расчет фрикциона выполняется по меньшему из двух момен-
тов:
Мф
= min<
м1ф-
Мф-
Учитывая, что скорость скольжения пар трения фрикциона
гораздо меньше, чем у главного сцепления трактора, расчетный
момент трения фрикциона МТФ при проектном расчете определя-
ется при небольшом коэффициенте запаса 0 = 1,1...1,2:
МТФ ~ Р-^ф •
По величине МТФ выполняется проектный расчет фрикциона
(см. раздел 2.2).
Определение расчетного момента оста-
новочного тормоза. Остановочные тормоза То (рис.
7.18) используются для поворота трактора, удержания его на подъ-
емах и спусках, а также при необходимости быстрой остановки
трактора.
Определим расчетный момент остановочного тормоза То
(рис. 7.18) при экстренном торможении трактора на горизонталь-
ном участке. Величина этого момента ограничивается сцеплением
движителя трактора с опорной поверхностью:
МТо = &Т —Л г •
2 “кон
Принимая <р = 0,9 и произведение т)кон цг » 0,92, получим
м£>=0,414Сг-^.
UKOH
Расчетный момент остановочного тормоза при повороте трак-
тора, когда тормозится отстающая гусеница, определяется сле-
дующим образом.
474
Глава 7. ВЕДУЩИЕ МОСТЫ
Тормозная сила Рт на отстающей гусенице будет наибольшей
при повороте трактора на уклоне в сторону спуска (рис. 7.19) и
определится из выражения
- (jj. ц (ту. L Gy .
Рт =-f —-cosa + L—l-—cosan—Lsma
r 2 45 2
где f- коэффициент сопротивления движению; ц- коэффициент
сопротивления повороту; L - длина опорной поверхности гусени-
цы.
Задаваясь самыми тяжелыми условиями для поворота тракто-
ра f = 0,06, pi = 0,8 и принимая отношение L/В = 1,4... 1,8, полу-
чим
Рт =(0,47...0,54)Gr.
Тогда расчетный момент остановочного тормоза при повороте
трактора
1 HI г т гк
икон
Принимая т]кон т)г « 0,92 и рассматривая самый тяжелый слу-
чай поворота, когда L/В = 1,8, найдем
М"о =0,5-^^.
и кон
При этом М'^о > Мт0 .
Для обеспечения надежной работы остановочного тормоза в
любых условиях эксплуатации его расчет выполняют для самого
тяжелого случая нагружения - при повороте трактора на уклоне.
Тогда окончательно расчетный момент остановочного тормоза
МТо=М"о= 0,5-^.
(7.15)
МЕХАНИЗМЫ ПОВОРОТА ГУСЕНИЧНЫХ ТРАКТОРОВ 475
Полученное выражение справедливо для остановочных тормозов
всех типов МП гусеничных тракторов. По величине момента трения
МГо выполняют проектный расчет остановочного тормоза.
Одноступенчатый планетарный МП состоит из двух плане-
тарных рядов, размещенных между центральной и конечной пере-
дачами трактора, двух остановочных То и двух поворотных Тп
тормозов (рис. 7.20). Он может выполняться с разнесенными пла-
Рис. 7.20. Одноступенчатый планетарный МП:
а - с разнесенными планетарными рядами; б - с планетарными рядами,
установленными в одном общем корпусе
476
Глава 7. ВЕДУЩИЕ МОСТЫ
нетарными рядами (рис. 7.20, а) и с планетарными рядами, выпол-
ненными в одном общем корпусе (рис. 7.20, б). Последний вариант
часто используется в случае применения сухих тормозов, когда в
корпусе заднего моста выполняются герметичные перегородки для
исключения попадания масла в полость, где размещаются тормоза.
Привод управления тормозами выполнен так, что при отсут-
ствии воздействия тракториста на органы управления поворотом
поворотные тормоза Тп всегда включены, а остановочные тормо-
за То выключены. Поворотные тормоза связаны с солнечными
шестернями планетарных рядов и удерживают их в заторможен-
ном состоянии. В результате передаточное число механизма пово-
рота и№ > 1. Для рассматриваемых схем (рис. 7.20)
имп=(1 + *)/к’
где к - характеристика планетарного ряда.
В существующих конструкциях одноступенчатых планетар-
ных МП к = 2...3. Тогда передаточное число МП = 1,33... 1,5.
Следовательно, одноступенчатый планетарный МП увеличивает
общее передаточное число трансмиссии трактора, что позволяет
уменьшить передаточные числа других агрегатов трансмиссии и
облегчить условия их работы. При этом обеспечивается устойчи-
вость прямолинейного движения трактора.
Основными достоинствами одноступенчатого планетарного
МП являются:
- компактность конструкции;
- наличие передаточного числа иш > 1, позволяющего умень-
шить передаточные числа других агрегатов трансмиссии, что об-
легчает условия их работы.
Общим недостатком всех планетарных МП являются повы-
шенные требования к качеству их изготовления.
Одноступенчатый планетарный МП получил широкое распро-
странение в отечественных гусеничных тракторах.
В рассмотренных схемах МП (рис. 7.20) подвод мощности от
центральной передачи к ведущим колесам трактора осуществляет-
ся через эпициклические шестерни планетарных рядов. В то же
МЕХАНИЗМЫ ПОВОРОТА ГУСЕНИЧНЫХ ТРАКТОРОВ 477
время существуют схемы одноступенчатых планетарных МП, в
которых аналогичный подвод мощности осуществляется через
солнечные шестерни (рис. 7.21). Эти схемы применяются при не-
обходимости получения больших передаточных чисел МП:
имп = 1 + К •
Тогда при характеристике планетарного ряда к = 2...3 переда-
точное число МП иш = 3...4, что примерно в 2...2,5 раза больше,
чем в ранее рассмотренных схемах на рис. 7.20.
Главным недостатком схемы, представленной на рис. 7.21, а,
является большой момент трения поворотного тормоза Тп, свя-
занного с эпициклической шестерней планетарного ряда с харак-
теристикой к. Поэтому на мощных тракторах с целью снижения
расчетного момента трения тормоза Тп его соединяют с эпицик-
лической шестерней планетарного ряда с характеристикой к через
дополнительный планетарный ряд с характеристикой zq (рис. 7.21,
б). Такая схема МП используется в тракторе Т-180.
Рис. 7.21. Схемы одноступенчатых планетарных МП
478
Глава 7. ВЕДУЩИЕ МОСТЫ
Все одноступенчатые планетарных МП обеспечивают поворот
трактора со снижением скорости его центра масс и потому по ки-
нематическому признаку относятся к механизмам поворота второ-
го типа.
Определение расчетного момента по-
воротного тормоза. Поворотные тормоза Тп работают
в двух режимах, характеризующихся различными нагружающими
их крутящими моментами - при прямолинейном движении трак-
тора и его повороте. Расчетный момент поворотного тормоза Тп
определяется для самого тяжелого случая его нагружения при по-
вороте трактора на уклоне крутизной а - 30° в сторону подъема
(рис. 7.19).
В этом случае, как и для МП с многодисковыми фрикцион-
ными муфтами, наибольшая касательная сила тяги забегающей
гусеницы, ограничиваемая ее сцеплением с опорной поверхно-
стью, определяеются по выражению (7.13).
Тогда для схем МП на рис. 7.20 расчетный момент поворотно-
го тормоза Тп , ограничиваемый сцеплением движителя с опорной
поверхностью, с учетом формулы (4.34) найдем из выражения
М'т = 0,65----/ ,
“К0Л1+ктК0Н1}т1}г
где т|г - КПД передач, располагаемых между поворотным тормо-
зом и конечной передачей.
Принимая, что <р/(т|№и Иг Цг) ~ 1, окончательно получим
К
= 0,65
GTrK
Uk0h^ + KY
Для схемы МП на рис. 7.21, а с учетом выражения (4.36)
,0,65-0^
^кон V
МЕХАНИЗМЫ ПОВОРОТА ГУСЕНИЧНЫХ ТРАКТОРОВ 479
а для схемы МП на рис. 7.21, б с учетом выражений (4.36) и (4.34)
М!, =0,65-----, г *------г.
п W№«(1 + K)(1 + Ki)
Определим расчетный момент поворотного тормоза Тп при
условии передачи на ведущее колесо одного борта трактора всего
максимального крутящего момента двигателя Мдм :
Мтп = Мдм ик„ иц пк„ П, «т Пт,
где и‘т и г|т - передаточное число и КПД передач, располагаемых
между центральной передачей и поворотным тормозом. Для схем
МП на рис. 7.20 и!т = 1/к, на рис. 7.21, а - и? = к , а на рис. 7.21, б -
ит ~ к/(1+ к\) • При расчетах можно принимать т]£ « 0,96 .
Расчет поворотного тормоза Тп выполняется по меньшему из
двух моментов:
мт
= min<
И-
(7.16)
Определение расчетного момента оста-
новочного тормоза выполняется по выражению (7.15),
как и для МП с многодисковыми фрикционными муфтами.
Определение расчетного момента на
солнечной шестерне планетарного ряда.
Для расчета планетарного ряда необходимо знать расчетный мо-
мент Ма на солнечной шестерне.
На схемах МП, представленных на рис. 7.20, солнечная шес-
терня планетарного ряда соединена с поворотным тормозом Тп .
Следовательно, расчетный момент на солнечной шестерне
ма = мТп.
480
Глава 7. ВЕДУЩИЕ МОСТЫ
В МП на рис. 7.21, а поворотный тормоз Тп соединен с эпи-
циклической шестерней планетарного ряда. Поэтому расчетный
момент на солнечной шестерне
Ма = МТп /к.
На рис. 7.21, б поворотный тормоз Тп соединен с солнечной
шестерней основного планетарного ряда через дополнительный
планетарный ряд с характеристикой . Здесь расчетный момент
на солнечной шестерне основного планетарного ряда с характери-
стикой к
Ма=МТп(\ + к1)/к,
а на солнечной шестерне дополнительного планетарного ряда с
характеристикой кх
Ма1=МТп.
Двухступенчатый планетарный МП состоит из двух плане-
тарных рядов, размещенных между центральной и конечной пере-
дачами трактора, двух остановочных То и двух поворотных Тп
тормозов и двух блокировочных фрикционов Ф (рис. 7.22).
Рис. 7.22. Двухступенчатый планетарный МП
МЕХАНИЗМЫ ПОВОРОТА ГУСЕНИЧНЫХ ТРАКТОРОВ 481
Внешне схема двухступенчатого планетарного МП напомина-
ет одноступенчатый планетарный МП. Только здесь дополнитель-
но между солнечной шестерней и водилом каждого планетарного
ряда установлен блокировочный фрикцион Ф. Это незначительное
усовершенствование конструкции существенно расширяет воз-
можности МП.
Данный МП позволяет изменять скорость поступательного
движения трактора на заданной передаче в коробке передач. Так,
при включенных слева и справа поворотных тормозах Тп переда-
точное число МП
“мп =(1 + х)/х>1.
При включенных же слева и справа блокировочных фрикцио-
нах Ф и!М =1.
Следовательно, двухступенчатый планетарный МП при пря-
молинейном движении трактора позволяет изменять общее пере-
даточное число трансмиссии (выполняет функцию коробки пере-
дач). При этом на каждой передаче в коробке передач можно
иметь повышенную и пониженную скорости движения трактора
(число передач удваивается).
Кроме этого он обеспечивает получение двух заданных фик-
сированных радиусов поворота трактора:
^=^=0,55; Т?2 = (к + 0,5)5.
Определение расчетного момента оста-
новочного и поворотного тормозов здесь вы-
полняется по тем же расчетным формулам, что и в одноступенча-
том планетарном МП. При этом расчетный момент МТо остано-
вочного тормоза находят по выражению (7.15), а поворотного тор-
моза МТп - по выражению (7.16).
Определение расчетного момента бло-
кировочного фрикциона выполняется для самого тя-
482
Глава 7. ВЕДУЩИЕ МОСТЫ
желого случая его нагружения при повороте трактора на уклоне
крутизной а = 30° в сторону подъема (рис. 7.19).
Тогда расчетный момент блокировочного фрикциона Ф, огра-
ничиваемый сцеплением движителя с опорной поверхностью, най-
дем из выражения
Л/'=0,65——.
UKOH К Лион Лг
Принимая ф/(г|кон дг) ® 1, получим
М'=0,65-^-^.
U«ohK
Определим расчетный момент блокировочного фрикциона
при условии передачи через него всего максимального крутящего
момента двигателя Мдм:
ми =M*iLUfЛ дд.
К
Расчет фрикциона выполняется по меньшему из двух момен-
тов:
Мф
= min<
X;
X-
Расчетный момент трения блокировочного фрикциона МТФ
определяется при коэффициенте запаса 0 = 1,1... 1,2:
М?ф — 0 Мф.
Проектный расчет блокировочного фрикциона выполняется
так же, как и главного фрикционного сцепления трактора (см. раз-
дел 2.2).
МЕХАНИЗМЫ ПОВОРОТА ГУСЕНИЧНЫХ ТРАКТОРОВ 483
Определение расчетного момента на
солнечной шестерне планетарного ряда.
Солнечная шестерня планетарного ряда при включении поворот-
ного тормоза Тп нагружается моментом МТп , а при включении
блокировочного фрикциона Ф - моментом Мф (рис. 7.22). По-
скольку Мф > МТп , то расчетный момент на солнечной шестерне
планетарного ряда Ма = Мф.
МП с бортовыми коробками передач (рис. 7.23) применяет-
ся как на сельскохозяйственных тракторах общего назначения, так
и на промышленных тракторах. МП состоит из двух параллельных
бортовых коробок передач (БКП) и двух остановочных тормозов
То. Переключение передач в БКП осуществляется с помощью
фрикционных муфт с гидроподжатием.
Данный МП обеспечивает поворот машины с заданным фик-
сированным радиусом поворота =0,5 В и с радиусами R*RX.
Поворот трактора с радиусом Я, осуществляется отключением
Рис. 7.23. Структурная кинематическая схема гусеничного
трактора с двумя бортовыми коробками передач
484
Глава 7. ВЕДУЩИЕ МОСТЫ
фрикционной муфты с гидроподжатием в одной из БКП и последо-
вательным включением остановочного тормоза То этого же борта.
Поворот с несколькими заданными фиксированными радиу-
сами R Ф Rx осуществляется одновременным включением различ-
ных передач в БКП различных бортов трактора. Здесь возможен
поворот трактора как с постоянной скоростью центра масс (МП
первого типа), так и с ее уменьшением (МП второго типа) и увели-
чением. Однако поскольку поворот трактора с данным МП чаще
выполняется с уменьшением скорости центра масс, его относят к
МП второго типа. Если в БКП предусмотрен полный реверс, то
данный МП позволяет разворачиваться трактору на месте вокруг
центра масс. Для этого левая и правая гусеницы трактора должны
вращаться в разные стороны, но с одинаковыми угловыми скоро-
стями. При этом радиус поворота трактора R = 0.
МП с БКП обладает всеми достоинствами ранее рассмотрен-
ных схем, дополнительно обеспечивает получение нескольких за-
данных фиксированных радиусов поворота трактора и разворот
его на месте вокруг центра масс. При этом существенно улучшает-
ся управляемость трактора.
К недостаткам МП следует отнести сложность конструкции и
высокую стоимость.
Определение расчетного момента оста-
новочного тормоза здесь выполняется аналогично, как
и для ранее рассмотренных схем МП, но с учетом передаточного
числа иц центральной передачи (рис. 7.23):
GT г
МТо=0,5-^.
U кон иц
Определение расчетного момента
фрикционных муфт с гидроподжатаем в
БКП выполняется для самого тяжелого случая их нагружения
при повороте трактора на уклоне крутизной а = 30° в сторону
подъема (рис. 7.19).
МЕХАНИЗМЫ ПОВОРОТА ГУСЕНИЧНЫХ ТРАКТОРОВ 485
Тогда расчетный момент фрикционной муфты в БКП, ограни-
чиваемый сцеплением движителя с опорной поверхностью, найдем
из выражения
Мф =0,65
Ыкон Uu ^кп^\кон Л г/ Л ки Л г
где икп и t]m - передаточное число и КПД передач, расположен-
ных между фрикционной муфтой с гидроподжатием в БКП и цен-
тральной передачей.
Принимая ф/(чкон Лч Л™ Лг)~1 > получим
Мф=0,65 °тГк .
UКОН Uкп
Определим расчетный момент фрикционной муфты с гидро-
поджатием в БКП при условии передачи через нее всего макси-
мального крутящего момента двигателя Мдм :
Мф ^дм U р икп Л р Л кп >
где ир и т[р - передаточное число и КПД входного редуктора;
um и Лки _ передаточное число и КПД передач, расположенных
между входным редуктором и фрикционной муфтой с гидропод-
жатием в БКП.
Расчет фрикционной муфты с гидроподжатием в БКП выпол-
няется по меньшему из двух моментов:
Мф
= min-
X;
X-
Расчетный момент трения фрикционной муфты с гидроподжа-
тием в БКП Мтф определяется при коэффициенте запаса
Р = 1,2... 1,8:
Мтф — Р Мф.
486
Глава 7. ВЕДУЩИЕ МОСТЫ
Двухпоточные МП обеспечивают подвод мощности к каждой
гусенице трактора двумя потоками. Существует большое разнообра-
зие схем таких механизмов. Рассмотрим схему двухпоточного МП,
обеспечивающую бесступенчатое изменение радиуса поворота трак-
тора (рис. 7.24). Обязательным элементами любого двухпоточного
МП являются два суммирующих планетарных ряда 12 и 14.
Рассмотрим работу двухпоточного МП при прямолинейном
движении трактора. Регулируемый насос ГОП 1 устанавливается
на нулевую производительность. В результате выходной вал гид-
ромотора и связанные с ним через шестерни 2 и 5 дополнительно-
го привода солнечные шестерни 8 суммирующих планетарных ря-
ч от
овигатвяя
Л Л
Рис. 7.24. Схема двухпоточного МП:
1 - ГОП; 2 и 5 - шестерни дополнительного привода; 3 - коробка
передач; 4 - центральный остановочный тормоз; 6 - эпициклическая
шестерня; 7 - водило; 8 - солнечная шестерня; 9 - конечная передача;
10 - сателлит; 11 - ведущее колесо; 12 и 14- суммирующие
планетарные ряды; 13 - центральная передача
МЕХАНИЗМЫ ПОВОРОТА ГУСЕНИЧНЫХ ТРАКТОРОВ 487
дов 12 и 14 гидравлически заторможены. Поток мощности от дви-
гателя передается через коробку передач 3, центральную передачу
13, эпициклические шестерни 6 и сателлиты 10 на водило 7 и да-
лее через конечную передачу 9 на ведущие колеса 11. Следова-
тельно, при прямолинейном движении трактора передача работает
как однопоточная. При этом скорость движения трактора опреде-
ляется номером выбранной передачи в коробке передач. При по-
вороте трактора мощность от двигателя к ведущим колесам подво-
дится двумя потоками: один поток (основной) передается через
коробку передач 3, центральную передачу 13, эпициклические
шестерни 6, сателлиты 10 и далее на водила 7 суммирующих пла-
нетарных рядов; второй поток (дополнительный) идет через ГОП
1, шестерни дополнительного привода 2 и 5 и далее через солнеч-
ные шестерни 8, сателлиты 10 на водила 7. Таким образом, на во-
дилах 7 планетарных рядов 12 и 14 суммируются два потока мощ-
ности и далее через конечные передачи 9 передаются к ведущим
колесам 11 трактора.
Поворот трактора осуществляется регулированием ГОП 7.
При этом в зависимости от направления и угла наклона шайбы или
блока регулируемого насоса ГОП 1 изменяется направление и час-
тота вращения выходного вала гидромотора и связанных с ним
через шестерни 2 и 5 дополнительного привода солнечных шесте-
рен 8 суммирующих планетарных рядов 72 и 14.
Солнечные шестерни вращаются с одинаковыми угловыми
скоростями, но в противоположные стороны. В результате изме-
няются передаточные числа суммирующих планетарных рядов 72
и 14 (во сколько раз увеличится передаточное число одного ряда,
во столько же раз уменьшится передаточное число другого ряда).
При повороте трактора увеличивается поступательная скорость
одной гусеницы и уменьшается другой, а скорость его центра масс
не изменяется.
В результате на каждой передаче в коробке 3 за счет регули-
рования ГОП 7 обеспечивается бесступенчатое регулирование ра-
диуса поворота трактора в определенном диапазоне. При этом, чем
выше номер включенной передачи в коробке передач, тем с боль-
шим радиусом поворачивается трактор.
488
Глава 7. ВЕДУЩИЕ МОСТЫ
Кроме того, такая схема МП обеспечивает поворот трактора
на месте вокруг центра масс при включенной нейтрали в коробке
передач. Для этого необходимо на нейтрали в коробке передач
включить центральный остановочный тормоз 4, который останав-
ливает эпициклические шестерни 6 суммирующих планетарных
рядов 12 и 14. В результате подвод мощности к ведущим колесам
11 трактора осуществляется только через ГОП 1.
Солнечные шестерни 8 вращаются с одинаковыми угловыми
скоростями, но в противоположные стороны. Аналогично им вра-
щаются и водила 7 суммирующих планетарных рядов. В результа-
те левая и правая гусеницы трактора вращаются с одинаковыми
угловыми скоростями, но в противоположные стороны, что обес-
печивает поворот трактора на месте вокруг центра масс. При этом,
изменяя направление и частоту вращения выходного вала ГОП 1,
изменяются направление и угловая скорость поворота трактора
вокруг центра масс.
Это одна из широко применяемых схем двухпоточного МП с
бесступенчатым изменением радиуса поворота трактора. В данной
схеме коробка передач влияет на радиус поворота трактора (чем
выше передача в коробке передач, тем с большим радиусом пово-
рачивается трактор). Поэтому такие схемы принято называть ме-
ханизмами передач и поворота (МПП). При этом существуют схе-
мы, в которых МП влияет также и на скорость прямолинейного
движения трактора.
Основными достоинствами двухпоточных МПП являются:
- устойчивость прямолинейного движения трактора;
- получение большого числа фиксируемых радиусов поворота
и возможность их бесступенчатого регулирования;
- возможность изменения скорости при прямолинейном дви-
жении трактора и его разворот на месте вокруг центра масс;
- простота и удобство управления поворотом трактора.
Недостатками двухпоточных МПП являются сложность кон-
струкции и высокая стоимость.
Рассмотрим обобщенную схему МПП (рис. 7.25) и методику
расчета ее составляющих.
МЕХАНИЗМЫ ПОВОРОТА ГУСЕНИЧНЫХ ТРАКТОРОВ 489
Определение расчетных радиусов по-
ворота трактора рассмотрим для случая, когда R > В/2.
В этом случае скорости забегающей V2 и отстающей Vx гусе-
ниц трактора обратно пропорциональны передаточным числам
суммирующих планетарных рядов (рис. 7.25):
^2 _ иМП\
иМП2
(7.17)
где wAfl71 и «^2 - передаточные числа суммирующих планетар-
ных рядов соответственно отстающего и забегающего бортов
трактора.
Рис. 7.25. Обобщенная схема МПП
490
Глава 7. ВЕДУЩИЕ МОСТЫ
Рис. 7.26. План скоростей трактора при повороте
с радиусом R>BH
Рассмотрим план скоростей при повороте трактора с расчет-
ным радиусом R > В/2 (рис. 7.26).
Из подобия треугольников на плане скоростей находим
Ут=У1-Уу
R В
(7.18)
Поскольку скорость центра масс трактора VT = (Г2 +Pi)/2, то
после ее подстановки в выражение (7.18) получим
2(^2-^)'
(7.19)
Из выражения (7.17)
v2
иМП2
МЕХАНИЗМЫ ПОВОРОТА ГУСЕНИЧНЫХ ТРАКТОРОВ 491
Подставив скорость V2 забегающей гусеницы в выражение
(7.19), найдем
yj _ В(имт +импг)
2 (МИ71 _ импг)
(7.20)
Для определения передаточных чисел суммирующих плане-
тарных рядов рассмотрим обобщенную схему МПП (рис. 7.25).
Для этого запишем уравнения кинематики ТДМ для
суммирующих планетарных рядов МПП:
иа1+к«с1-(1 + к)«в1 =0;'
►
па2+кпс2-(\ + к)пв2 = 0.
(7-21)
Выразим частоты вращения эпициклических шестерен сум-
мирующих планетарных рядов через частоту вращения пд вала
двигателя (см. рис. 7.25):
пд
Пс1=Пс2 =----— =
икп иц
где a = l/(wrawj.
Аналогично определяется связь между частотами вращения
солнечных шестерен и вала двигателя:
«д пд
=---71—\ = пд °1 ’ "«2 =--7Т—X = пд
ип ид\) ип (- ид2 )
где
1 1
«л(±«Э1)’ 2 Мп(±«д2)’
Здесь ип - передаточное число входного редуктора дополни-
тельного привода.
492
Глава 7. ВЕДУЩИЕ МОСТЫ
Подставив в уравнения (7.21) паХ, па2, пс1 и пс2, получим
пд(а1+ак) = (! + кХ1;'
«д(«2+«К)=(1 + К)«в2
(7.22)
Тогда из уравнений (7.22)
»«2 = аг+ак __ К2 _ uMni
«в1 Ч+ак иМп2’
откуда
_ а2+ак
имт ~ импг •
а{ +ак
Подставив в выражение (7.20), найдем
В а2+ах+1ак
R— — -----------.
2 @2
Данное выражение является общим для любых типов двухпо-
точных МПП.
Определение передаточного числа МПП
при прямолинейном движении трактора вы-
полняется с использованием уравнения кинематики (7.21) одного
из суммирующих планетарных рядов. Методику определения
импп рассмотрим, подставляя в первое уравнение системы (7.21)
па1 и пс1, выраженные через частоту вращения пд вала двигателя.
В результате получим
—7—-у +---------(1 + к)«,1 =0.
«п(±«э) икпиц
МЕХАНИЗМЫ ПОВОРОТА ГУСЕНИЧНЫХ ТРАКТОРОВ 493
Откуда передаточное число МПП
_ пд _ 1 + к
импп - - i ~
Пв1 _____1___+ -—....
«п(±«э)
Тогда общее передаточное число трансмиссии трактора (см.
рис. 7.25)
Ump ~ U МПП икон •
Определение расчетного момента оста-
новочного тормоза МТо (рис. 7.25) выполняется по
выражению (7.15). В случае же размещения остановочного тормо-
за между другими элементами трансмиссии необходимо учесть
передаточное число между тормозом и конечной передачей (см.
МП с бортовыми коробками передач).
Если в схеме МПП присутствуют другие фрикционные эле-
менты управления (блокировочные фрикционы и поворотные тор-
моза), то их расчетные моменты определяются аналогично, как и в
однопоточных МП.
Расчетные моменты на солнечной шес-
терне суммирующего планетарного ряда и
на ведущей шестерне дополнительного
привода ограничиваются сцеплением забегающей гусеницы
трактора при повороте его на уклоне крутизной а = 30° в сторону
подъема.
В результате расчетный момент на солнечной шестерне (см.
рис. 7.25)
а на ведущей шестерне дополнительного привода
Мх =0,65----•
494
Глава 7. ВЕДУЩИЕ МОСТЫ
Нагруженно сть коробки передач в
двухпоточном МПП. В одних схемах МПП при прямо-
линейном движении трактора мощность двигателя может разветв-
ляться на два параллельных потока, один из которых передается
через коробку передач, нагружая ее лишь частью мощности двига-
теля.
В замкнутых контурах других МПП возникает циркулирую-
щая мощность, которая совместно с мощностью двигателя нагру-
жает коробку передач мощностью, значительно превосходящей
мощность двигателя.
Для выполнения прочностных расчетов необходимо знать, ка-
кая мощность подводится к коробке передач. При расчетах это
учитывается коэффициентом нагруженности коробки передач:
1 = ^кп/^вщ,
где NKn - мощность, подводимая к коробке передач при прямоли-
нейном движении трактора; N - мощность, подводимая к валу
разветвления (см. рис. 7.25).
Пренебрегая потерями, можно принять, что Neuf = Nd, где
Na - мощность двигателя.
Запишем в общем виде условие равновесия вала разветвления
(см. рис. 7.25):
Мкп-Мвщ±Мп, (7.23)
где Мт , Мп и Мвщ - крутящий момент соответственно на веду-
щем валу коробки передач, ведущей шестерне входного редуктора
дополнительного привода и подводимый к валу разветвления.
Выразим Мп через Мт (рис. 7.25):
т,г Мкп икп и
мп= .........•
к(±«э)«п
МЕХАНИЗМЫ ПОВОРОТА ГУСЕНИЧНЫХ ТРАКТОРОВ 495
Подставим Мп в уравнение (7.23):
< кидип )
Мвщ •
(7-24)
Умножая левую и правую части выражения (7.24) на о>вц/, по-
лучаем
(килип ±итии'\
v ° п т ч = ы
КП вщ’
I КидиП )
откуда
y=Nm ™диП
хвщ *идип+икпиц'
В данном выражении в знаменателе знак "+" при положитель-
ной величине передаточного числа ид, а знак при его отрица-
тельной величине. В расчетную формулу подставляется абсолют-
ная величина ид.
Из полученного выражения следует, что при отсутствии цир-
куляции мощности в силовом контуре МПП, когда передаточное
число дополнительного привода ид со знаком "+", коэффициент
нагруженности коробки передач у < 1. При циркуляции мощности
в силовом контуре, когда передаточное число ид со знаком
у>1.
При этом коэффициент у зависит от передаточного числа икп
коробки передач и группы МПП, что необходимо учитывать при
прочностных расчетах (рис. 7.27).
Расчетный момент на ведущем валу коробки передач
496
Глава 7. ВЕДУЩИЕ МОСТЫ
Рис. 7.27. График зависимости у =/(ик„)
Для схемы МПП на рис. 7.24 у -1, так как при прямолиней-
ном движении трактора солнечные шестерни 8 суммирующих
планетарных рядов с помощью ГОП 1 гидравлически заторможе-
ны ( ид - 00 ).
7.4. КОНЕЧНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Конечной передачей называется агрегат трансмиссии, разме-
щенный между ведущим колесом и дифференциалом колесного
трактора или механизмом поворота гусеничного трактора. Число
конечных передач трактора зависит от количества его ведущих
колес.
Конечные передачи служат для увеличения общего переда-
точного числа трансмиссии и в ряде случаев для обеспечения нуж-
ного дорожного просвета трактора.
Помимо общих требований к агрегатам трансмиссии к конеч-
ным передачам предъявляют ряд специальных требований:
- они должны обладать повышенной жесткостью картеров.
Это связано с тем, что конечные передачи нагружены как внут-
ренними силами при передаче крутящего момента через зубчатые
КОНЕЧНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
497
колеса или цепную передачу, так и внешними от веса трактора,
силы тяги и боковых реакций грунта, передаваемых через ведущие
колеса;
- должны иметь надежные уплотнения выходного вала конеч-
ной передачи ввиду близости грунта и возможности его проникно-
вения внутрь картера.
Конечные передачи классифицируют:
по типу передачи - шестеренные и цепные. Цепные
конечные передачи имеют ограниченное применение, как правило,
в специальных тракторах для работы с высокостебельными куль-
турами и в портальных тракторах;
по виду шестеренной передачи - шестерен-
ные с неподвижными осями валов, планетарные и комбинирован-
ные;
по кинематической схеме - одинарные и двой-
ные;
по размещению передачи - размещенные внут-
ри корпуса ведущего моста трактора, в отдельных картерах, жест-
ко или шарнирно соединенных с ведущими мостами, с комбини-
рованным размещением, когда одна ступень передачи размещена в
корпусе ведущего моста, а другая - в отдельном картере. На гусе-
ничных тракторах конечные передачи всегда размещаются в от-
дельных картерах.
При этом используются передачи с неподвижными осями ва-
лов, планетарные и комбинированные.
Конструкция конечных передач определяется назначением
трактора, номинальным тяговым усилием и типом движителя.
Принципиальные кинематические схемы конечных передач пред-
ставлены на рис. 7.28.
Наиболее распространенными являются одинарные конечные
передачи с неподвижными осями валов и цилиндрическими шес-
тернями с внешним зацеплением (рис. 7.28, а) с передаточным
числом икон = 4...7. При необходимости получения большого пе-
редаточного числа (икон < 12) или большого дорожного просвета
применяют двойные конечные передачи с неподвижными осями
валов (рис. 7.28, б).
498
Глава 7. ВЕДУЩИЕ МОСТЫ
Конические шестерни чаще всего используют в конечных пе-
редачах ведущих управляемых колес.
Одинарные планетарные конечные передачи (рис. 7.28, виг)
и комбинированные (рис. 7.28, е) применяются только в особо
мощных колесных и гусеничных тракторах. Это связано с тем, что
при одинаковых передаточных числах с конечными передачами с
неподвижными осями валов (рис. 7.28, а и 6) у них меньше габа-
ритные размеры, выше КПД из-за передачи части мощности в пе-
реносном движении без потерь (рис. 7.28, в и е) и полностью раз-
гружены подшипники центральных звеньев планетарных рядов.
Рис. 7.28. Кинематические схемы конечных передач:
а - одинарная с неподвижными осями валов; б - двойная
с неподвижными осями валов; в, г - одинарная планетарная; д - двойная
планетарная; е - двойная комбинированная
КОНЕЧНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
499
Двойные планетарные конечные передачи (рис. 7.28, д) не
получили распространения на отечественных тракторах. Однако
их применение в перспективе возможно на сверхмощных гусенич-
ных промышленных тракторах.
Конечные передачи колесных тракторов с одинаковыми ве-
дущими колесами обычно выполняют унифицированными.
Смазывание деталей конечной передачи осуществляется раз-
брызгиванием масла, залитого в ее картер. Конечные передачи,
установленные в корпусе заднего моста трактора (см. рис. 7.10, б,
в и г), имеют общую масляную ванну с центральной передачей.
Выходной вал конечной передачи располагается близко опор-
ной поверхности, по которой движется трактор. В результате воз-
растает вероятность попадания пыли и грязи в картер, где нахо-
дится конечная передача. Это приводит к снижению долговечно-
сти зубчатых колес и подшипников в результате их абразивного
изнашивания. Поэтому при проектировании конечных передач
предъявляются жесткие требования к качеству уплотнения выход-
ных валов.
В настоящее время в конечных передачах применяют само-
поджимные радиальные и торцовые уплотнения с лабиринтной,
пыльниковой или смешанной защитой от прямого попадания к
ним абразивной среды. Основные схемы установки уплотнений
выходного вала конечной передачи представлены на рис. 7.29. Ра-
диальные уплотнения каркасного типа (рис. 7.29, а), состоящие из
резиновой манжеты 1 с пружинным кольцом 4, охватывающей по-
верхность вала 5, и завулканизированного металлического кольца
2, обеспечивающего плотность их посадки в гнездо 3, применяют-
чаще всего в колесных тракторах с высоко поднятыми полуосями
ведущих колес и на гусеничных тракторах средней мощности.
Количество радиальных манжетных уплотнений выходного
вала конечной передачи зависит от вида смазочного материала, их
высоты от уровня грунта и стоимости трактора (рис. 7.29, г и д).
Для защиты их от внешней абразивной среды перед манжетными
уплотнениями часто устанавливают войлочные или фетровые
пыльники 6 и защитные крышки 7 и 8, создающие задерживающий
лабиринт (рис. 7.29,6 и в).
500
Глава 7. ВЕДУЩИЕ МОСТЫ
Рис. 7.29. Схемы уплотнений выходного вала конечной
передачи трактора:
а-д - радиальные; е-к - торцовые
Контактирующая пара торцового уплотнения обычно состоит
из плоского металлического кольца 10 и колец 9 из фетра
(рис. 7.29, е), пробки 13 (рис. 7.29, ж) или двух плоских стальных
термически обработанных колец 15 и 16 (рис. 7.29, з).
Контакт колец и их защита осуществляются системой нажим-
ных пружин 12, защитных манжет 11 из маслостойкой резины или
металлическим гофрированным цилиндром 14 и защитными лаби-
ринтными крышками.
Нажимное кольцо торцового уплотнения удерживается от
проворачивания направляющими поводками 19 или лысками 21 на
шейке вала.
КОНЕЧНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
501
В особо мощных гусеничных промышленных тракторах для
более надежной защиты дорогостоящих конечных передач приме-
няют торцовые металлические уплотнительные кольца 17 и 18
с притертыми концентрическими канавками (рис. 7.29, и) и допол-
нительный многоканальный лабиринт 20 (рис. 7.29, к).
Нагрузки на элементы конечной передачи. При работе в
элементах конечной передачи возникают напряжения от сил и мо-
ментов, действующих со стороны трансмиссии и ходовой системы
трактора. На ведущие колеса действуют силы в вертикальном,
продольном и поперечном направлениях.
Вертикальную реакцию почвы GeK для колесного трактора
(рис. 7.30, а) принимают равной грузоподъемности шины. На ве-
дущие колеса гусеничных тракторов, которые мало приподняты
над опорной поверхностью, действует вертикальная нагрузка Ges,
обусловленная массой машины (рис. 7.30, б). Кроме того, при пре-
одолении препятствий и наездах колесом на неровности пути воз-
никают также дополнительные вертикальные реакции. При расче-
тах принимают
бег = °’2Gy ,
где GT - вес трактора.
Рис. 7.30. Схема для расчета элементов конечной
передачи трактора:
а - колесного; б - гусеничного
502
Глава 7. ВЕДУЩИЕ МОСТЫ
В плоскости колеса действует касательная сила тяги Р
(рис. 7.30).
Горизонтальная поперечная реакция почвы F (рис. 7.30) воз-
никает при движении трактора по криволинейной траектории, на-
езде на препятствия и движении на поперечных склонах. В зави-
симости от условий движения она по отношению к колесу может
быть направлена в ту или иную сторону. При этом для колесного
трактора
F = ±^’GeK-
для гусеничного
F = ±4>'Gez,
где ф' - коэффициент сопротивления боковому сдвигу; для колес-
ного трактора ф' = 0,7, для гусеничного ф' = 0,9 .
Наиболее нагруженным элементом конечной передачи явля-
ется полуось.
По характеру нагрузки полуоси разделяют на неразгружен-
ные, полуразгруженные и полностью разгруженные.
Неразгруженная полуось (рис. 7.31, а) испыты-
вает напряжения кручения и изгиба от всех видов реакций опор-
ной поверхности на колесо (нормальной GgK или Овг, касательной
Рк и боковой F) и от усилий на зубья ведомой шестерни конечной
передачи (используется только на тракторах малых тяговых клас-
сов Т-25, ЛТЗ-55 и др.).
Полуразгруженная полуось (рис. 7.31, б) кроме
напряжений кручения испытывает напряжения изгиба от состав-
ляющих реакций опорной поверхности. От усилий на зубьях ведо-
мой шестерни конечной передачи полуось разгружена. Такая схе-
ма используется на тракторах МТЗ-80/82, МТЗ-100/102.
Полностью разгруженная полуось (рис.
7.31, в и г) теоретически испытывает только напряжения кручения
от крутящего момента, подводимого к ведущему колесу (рис.
7.31, в) или к конечной передаче (рис. 7.31, г). В действительности
КОНЕЧНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
503
Рис. 7.31. Схемы установки полуосей конечных передач:
а - неразгруженной; б - полуразгруженной; в, г- полностью
разгруженной
в подобных конструкциях, вследствие упругих деформаций и не-
точностей изготовления, полуось испытывает напряжения изгиба,
составляющие 15...20 % от напряжений кручения. Разгруженные
полуоси применяют на тракторах больших тяговых классов (Т-150,
Т-150К, К-701 и др.).
КПД конечной передачи. При проектировании планетарной
конечной передачи необходимо помнить, что в зависимости от
504
Глава 7. ВЕДУЩИЕ МОСТЫ
выбранной схемы при одинаковом передаточном числе икон мы
можем иметь различное значение т]№н .
Рассмотрим в качестве примера две известные схемы одинар-
ных планетарных конечных передач (рис. 7.28, в и г).
Для схемы, представленной на рис. 7.28, г, ее КПД г|тон не
зависит от передаточного числа икон конечной передачи, так как
мощность от солнечной шестерни к эпициклу передается только в
относительном движении при остановленном водиле. При этом
т|тон равен КПД планетарного ряда в относительном движении т|0
(см. главу 4). Для данного планетарного ряда т]0 = 0,96.
В схеме, представленной на рис. 7.28, в, мощность от солнеч-
ной шестерни к водилу передается как в относительном, так и в
переносном движении без потерь (см. главу 4).
Для определения т]кои запишем уравнение кинематики ТДМ
(рис. 7.28,в):
па+к пс ~(1 + к)пв =0.
Здесь пс = 0. Тогда уравнение кинематики ТДМ примет вид:
ио-(1 + к)ив =0.
В результате кинематическое передаточное число конечной
передачи
= ucm = njne = 1 + к. (7.25)
Поскольку ведущим звеном в данной схеме конечной переда-
чи (рис. 7.28, в) является солнечная шестерня, то ее силовое пере-
даточное число (см. главу 4)
йкон =1 + *По,
где х =1.
КОНЕЧНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
505
Тогда
“тон l + KTIo
Л_ Кип _ • Cz
КОН ~ 1
икон 1 + к
Предположим, что нам необходимо спроектировать одинар-
ную планетарную конечную передачу с кинематическим переда-
точным числом икон = 4.
Для схемы, представленной на рис. 7.28, г,
икон=иас=Па1Пс=-К = -^-
Следовательно, здесь характеристика планетарного ряда
к = 4, а передаточное число конечной передачи икон со знаком
"минус". Изменить направление вращения ведомого вала конечной
передачи можно за счет других элементов трансмиссии трактора.
Для схемы, представленной на рис. 7.28, в, для реализации за-
данной величины передаточного числа икон =4 из выражения
(7.25) получим
К = мко»-1 = 3-
Тогда КПД конечной передачи
1 + кт] 1 + 3-0,96
г> =--------- =------— = 0,97 > тъ .
1 + к 1+3
Следовательно, схема планетарной конечной передачи, пред-
ставленная на рис. 7.28, в, является более перспективной к приме-
нению в тракторах по сравнению со схемой на рис. 7.28, г.
Особенности расчета конечной передачи. Определение па-
раметров зубчатых колес конечных передач, выбор подшипников,
расчет валов и осей осуществляется по тем же методикам, что и
Для коробок передач. Применяемые материалы для изготовления
зубчатых колес, валов и осей также аналогичны.
Исключение составляет лишь определение расчетного крутя-
щего момента на ведущем валу конечной передачи гусеничного
506
Глава 7. ВЕДУЩИЕ МОСТЫ
трактора. Величина этого момента определяется при наибольшей
касательной силе тяги, ограничиваемой сцеплением забегающей
гусеницы при повороте трактора на уклоне крутизной а = 30° в
сторону подъема. Величина этого момента определяется из
выражения
МР = 0,65-^-.
UKOH
7.5. ТОРМОЗА
Тормоза являются одним из механизмов управления: само-
стоятельным для колесного трактора и составным элементом МП
для гусеничного трактора.
Тормоза в колесном тракторе служат для экстренной оста-
новки, снижения скорости движения, обеспечения крутых поворо-
тов и удержания трактора на спуске или подъеме, в гусеничном
тракторе тормоза дополнительно выполняют функцию элемента
управления поворотом.
К тормозам предъявляют следующие требования:
- плавность торможения без экстренного схватывания;
- хороший отвод теплоты от поверхностей трения;
- эффективность действия в динамике и в статике;
- наличие механическог привода, позволяющего фиксировать
трактор в заторможенном состоянии;
- привод тормозов колесного универсально-пропашного и гу-
сеничного тракторов должен позволять управлять движителем од-
ной стороны трактора и обеих сторон одновременно;
- тормоза прицепов и полуприцепов должны обеспечивать их
торможение на ходу и при отсоединении прицепа от трактора
должны автоматически включаться.
Тормоза классифицируют:
по форме трущихся поверхностей - лен-
точные, колодочные и дисковые;
по роду трения - сухие и работающие в масле ("мок-
рые");
ТОРМОЗА
507
по месту расположения тормоза - в транс-
миссии трактора или непосредственно в его колесах;
по типу привода - с механическим, гидравлическим
или пневматическим приводом;
по назначению- рабочие и стояночные.
Рабочие тормоза воздействуют на тормозные эле-
менты агрегатов при работе трактора. К ним относят остано-
вочные и поворотные тормоза.
Остановочные тормоза должны обеспечивать на
ровном горизонтальном участке сухой бетонированной дороги
(коэффициент сцепления <р = 0,7...0,8) замедление движения трак-
торного поезда не менее 3,5 м/с2 и остановку на следующем пути:
Масса трактора, кг До 4000 4000...6000
Начальная скорость, км/ч 20 30 20 30
Тормозной путь, м: без прицепа 6,0 11 6,5 11,5
с одним прицепом 6,5 12 7,5 13
с двумя прицепами 7,5 13,5 9,0 15
Для тракторов, имеющих массу более 6 т, тормозной путь ус-
танавливается техническим заданием.
Тормозной путь вычисляют по формуле
V2
ST=----+ VtT, (7.26)
2jT
vj\q tT - время срабатывания тормозов (для механического приво-
да tT = 0,1с; для гидравлического - tT = 0,3 с; для пневматического
tT =0,6с); jT - замедление трактора при торможении, м/с2; V -
скорость трактора перед началом торможения, м/с.
Стояночный тормоз должен удерживать колесный
трактор в состоянии покоя на сухой дороге с твердым покрытием на
уклоне 20°, гусеничный - на уклоне 30°, прицеп - на уклоне 12°.
Очень часто один и тот же тормоз выполняет одновременно
функцию рабочего и стояночного тормозов. Его используют как
508
Глава 7. ВЕДУЩИЕ МОСТЫ
для удержания трактора на склонах, так и для управления его агре-
гатами.
Определение расчетных моментов трения тормозов. Мо-
мент трения тормоза зависит от его назначения и условия работы.
Нахождение расчетных моментов тормозов гусеничных трак-
торов приведено в разделе 7.3.
Рассмотрим методику определения расчетных моментов тор-
мозов колесных тракторов.
Расчетный момент стояночного тор-
моза. Для удержания машины на склонах необходимо на коле-
сах трактора создавать тормозной момент
= GT rK (sin amax - / cos amax ) < ,
где GT - вес трактора (тракторного агрегата); гк - радиус качения
колеса; атах - максимальный угол наклона пути, на котором дол-
жен стоять заторможенный трактор; Л/ - предельный момент по
сцеплению движителя с опорной поверхностью.
В зависимости от числа и места установки тормозов каждый
из них должен развивать тормозной момент
Мт = Му/(пит),
где п - число одновременно работающих тормозов; ит- переда-
точное число передач, расположенных между колесом и тормозом.
Для обеспечения крутого поворота пропашного колесного
трактора полной блокировкой одного из ведущих колес задней оси
момент трения на соответствующем тормозе составляет:
М _ ^рез гк2 ФГк2
т 0,5 В ит
'Ы'р
ТОРМОЗА
509
где Мрез - результирующий момент сопротивления повороту; В -
поперечная база трактора; G‘2 - вертикальная статическая нагрузка
на заднюю ось трактора; гк2- радиус качения заднего ведущего
колеса.
Расчетный момент остановочного тор-
моза определяется по условию сцепления колес трактора с
опорной поверхностью при торможении на горизонтальном участ-
ке пути.
Момент трения для каждого из одновременно работающих
тормозов передней оси
М!т =
GT
2 и L
{ac+^hc~),
где гк1 - радиус качения передних колес; ас и hc - горизонтальная
(относительно задней оси) и вертикальная координаты центра масс
трактора; L - продольная база колесного трактора; и1т - переда-
точное число передач, расположенных между передними колесами
трактора и тормозами.
Аналогично момент трения для каждого из тормозов задней
оси
Мт = (L ~ас-^с\
Z Uj< А/
где и? - передаточное число передач, расположенных между зад-
ними колесами трактора и тормозами.
Замедление трактора при торможении
. и")
h~ б(Цгк1 + С2гк2) ’
510
Глава 7. ВЕДУЩИЕ МОСТЫ
где 5 - коэффициент, учитывающий влияние вращающихся масс
(5 = 1,05... 1,1); Gj и G2 - вертикальная нагрузка соответственно на
переднюю и заднюю ось трактора при экстренном торможении:
Gi ^-уЧ^+Ф^); G2=-^(L-ac-<phc).
JLj JLj
Тормозной путь при экстренном торможении машины опре-
деляется по выражению (7.26).
Если один и тот же тормоз выполняет
одновременно функцию рабочего и стоя-
ночного, то расчет тормоза выполняют по
большей величине расчетного момента.
В колесных тракторах применяются ленточные, дисковые и
колодочные тормоза, которые устанавливают как в трансмиссии,
так и в ведущих колесах. В гусеничных тракторах используют как
ленточные, так и дисковые тормоза, являющиеся частью механиз-
ма поворота. При этом в колесных и в гусеничных тракторах лен-
точные и дисковые тормоза бывают сухие и работающие в масле.
Ленточные тормоза широко распространены на тракторах
благодаря простоте конструкции и компактности.
Эффективность ленточных тормозов зависит от способа за-
крепления концов ленты. По этому принципу тормоза разделяют
на простые без серводействия и с серводействием, двойные и пла-
вающие (рис. 7.32).
Простой ленточный тормоз без серво-
действия. Здесь оба конца тормозной ленты крепятся к рыча-
гу, при повороте которого концы ленты перемещаются в противо-
положные стороны, осуществляя включение и выключение тормо-
за (рис. 7.32, а).
Момент трения тормоза при вращении тормозного барабана
по часовой стрелке (на схеме показан сплошной стрелкой) опреде-
ляется из уравнения равновесия тормозного барабана:
Мт =(51-52)Д.
(7.27)
ТОРМОЗА
511
Рис. 7.32. Схемы ленточных тормозов:
а - простого без серводействия; б ~ простого с серводействием;
в - двойного; г - плавающего
512
Глава 7. ВЕДУЩИЕ МОСТЫ
Связь между силами и S2, действующими на концы тор-
мозной ленты, описывается уравнением Эйлера:
Sx-S2eaf, (7.28)
где е - основание натурального логарифма (е = 2,72); f - коэффи-
циент трения ленты по барабану; а - угол охвата барабана тормоз-
ной лентой, рад.
Из условия равновесия тормозного рычага следует, что
Pl = Sia + S2b.
С учетом формулы Эйлера (7.28) получим
Pl = S2(eaf +Ь!а}а. (129)
Обычно плечи а и b рычага (рис. 7.32, а) выбирают одинако-
выми. Тогда уравнение (7.29) примет вид:
Pl = S2(eaf +1)а. (7.30)
Решая совместно выражения (7.27) и (7.30), находим связь
между моментом трения Мт тормоза и силой Р замыкания тор-
мозного рычага:
где и -I/а - передаточное число тормозного рычага.
Преимуществами тормозов этого типа является то, что эффек-
тивность торможения не зависит от направления вращения тор-
мозного барабана и отсутствует самозатягивание (серводействие)
тормозной ленты при торможении.
Простой ленточный тормоз с серводей-
ствием. Здесь один конец тормозной ленты крепится непод-
вижно, а второй - подвижный связан с рычагом управления
(рис. 7.32, б).
ТОРМОЗА
513
При вращении тормозного барабана по часовой стрелке мо-
мент трения тормоза определяется по выражению (7.27), связь ме-
жду силами 5] и S2, действующими на концы тормозной ленты,
описывается формулой Эйлера (7.28), а уравнение равновесия
тормозного рычага примет вид:
Pl = S2a.
Из выражения (7.27) с учетом формулы Эйлера (7.28)
52
Мт
Подставляя S2 в уравнение (7.31) и решая его относительно
Мт при условии, что передаточное число тормозного рычага
и-1/а, получим:
Мт = P(eaf-1)Ru . (7.32)
При изменении направления вращения тормозного барабана
(на схеме показано пунктирной стрелкой) момент трения тормоза
MT=(S2-Sl)R, (7.33)
где согласно формулы Эйлера S)
Тогда из выражения (7.33)
_ _ MTeaf
d2 ~ laf Л
Подставляя S2 в уравнение (7.31), получим
(734)
514
Глава 7. ВЕДУЩИЕ МОСТЫ
Сравнивая выражения (7.34) и (7.32), можно сделать вывод
что эффективность тормоза зависит от направления вращения
тормозного барабана и отличается примерно в 6 раз.
Двойной ленточный тормоз (рис. 7.32, в) пред-
ставляет собой два сдвоенных простых с серводействием ленточ-
ных тормоза.
Момент трения тормоза при условии, что 0Ц = а2 и а = b, не
зависит от направления вращения тормозного барабана:
Мт = (5,1-52+S,3-S'4)7?,
где S,, S3 и S2, S4 - натяжение соответственно набегающих и
сбегающих ветвей тормозной ленты.
В общем виде момент трения тормоза по аналогии с простым
ленточным тормозом с серводействием имеет вид
где щ =1/Ь, а и2 =1/а .
У этого тормоза при прочих равных условиях эффективность
торможения примерно в 1,5 раза меньше, чем у простого ленточ-
ного тормоза с серводействием.
Плавающий ленточный тормоз (рис. 7.32, г)
всегда работает как простой с серводействием ленточный тормоз с
высокой эффективностью торможения. Это обеспечивается тем,
что в зависимости от направления вращения тормозного барабана
один конец тормозной ленты всегда неподвижен, а другой подви-
жен. При изменении направления вращения тормозного барабана
подвижный конец ленты становится неподвижным, а неподвиж-
ный - подвижным.
Эффективность торможения не зависит от направления вра-
щения тормозного барабана, а момент трения тормоза определяет-
ся по выражению (7.32).
ТОРМОЗА
515
Существенным недостатком всех ленточных тормозов являет-
ся неравномерность изнашивания фрикционных накладок из-за
переменного давления по дуге охвата барабана тормозной лентой
(рис. 7.32).
В соответствии с формулой Эйлера давление на тормозной
барабан
P = SX!(RB),
где Sx - текущая сила натяжения тормозной ленты, Н; В - ширина
тормозной ленты, мм.
В результате - максимальное давление действует под набе-
гающим концом ленты, а минимальное - под сбегающим:
р_=«,/(яя); p^sj(rb}.
При затяжке ленточного тормоза равнодействующая радиаль-
ная сила Fr сил 5] и S2 действует на барабан, вызывая напряже-
ния изгиба в валу и нагружая его опоры. Следовательно, все лен-
точные тормоза неуравновешены. В результате геометрического
сложения сил 5] и S2 получаем
Fr = +S2 -2S{ S2 cos(2n - a).
Из этого выражения следует, что радиальная сила Fr умень-
шается с увеличением угла охвата а барабана тормозной лентой.
Поэтому при проектировании ленточного тормоза нужно стре-
миться к тому, чтобы угол охвата барабана лентой был макси-
мальным.
Во избежание изнашивания поверхностей трения в выклю-
ченном положении между лентой и барабаном должен быть зазор
А = 2,0...2,5 мм. Для обеспечения зазора устанавливают пружины,
оттягивающие ленту от барабана в нескольких местах. Рабочая
нагрузка оттяжных пружин при затянутом тормозе 100...150Н.
При затяжке тормоза этот зазор выбирается. Таким образом, сум-
516
Глава 7. ВЕДУЩИЕ МОСТЫ
марное перемещение подвижных концов ленты для схемы тормоза
на рис. 7,32, а и подвижных концов лент для схемы тормоза на
рис. 7,32, в или перемещение подвижного конца ленты для схем
тормозов на рис. 7.32, б и рис. 7.32, г
h = Aa.
При этом для схемы тормоза на рис. 7.32, в а = + а2. То-
гда при а = 5 рад и Д = 2,5 мм получим h = 12,5 мм. С учетом из-
нашивания накладок перемещение h увеличивают на 20.. .40 %.
Ширина тормозной ленты не должна превышать 100 мм. Если
по расчету ширина ленты получается больше, то для лучшего при-
легания к тормозному барабану можно использовать две парал-
лельные ленты.
Тормозные накладки имеют толщину 4...8 мм при толщине
стальной ленты 5 = 1,5...2,5 мм.
Тормозную ленту обычно изготовляют из листовой стали 40 и
проверяют на разрыв по опасному сечению под действием
силы Др
где d и z - диаметр и число заклепок под крепление проушин;
[о]Р = 40...90 МПа - допускаемое напряжение растяжения.
Ленточно-колодочные тормоза применяют в
тракторах с тяжелым режимом работы. Накладки изготовляют в
виде отдельных жестких колодок 1, прикрепленных к относитель-
но гибкой стальной ленте 2 (рис. 7.33). Колодки 1 на ленте 2 кре-
пятся с постоянным или переменным шагом - в соответствии с
распределением давления вдоль ленты по формуле Эйлера.
При постоянной длине колодок за счет увеличения их шага по
направлению от набегающего конца ленты обеспечивается вырав-
нивание величины износа колодок и меньший на 40...60% расход
фрикционного материала, чем у ленточных тормозов.
В ш ар н и р н о - к о л о д о ч н ы х тормозах плотное
прилегание накладок к тормозному шкиву по всему углу охвата
ТОРМОЗА
517
Рис. 733. Тормозная лента ленточно-колодочного тормоза
с переменным шагом закрепления колодок
обеспечивается использованием ленты в виде колодок, соединен-
ных шарнирами.
Шарнирно-колодочные тормоза, как правило, работают в мас-
ле. При использовании ленточного тормоза для работы в масле с
целью обеспечения заданного тормозного момента приходится
сильно затягивать стальную ленту, что может привести к ее разры-
ву. Для повышения прочности стальной ленты увеличивают ее
толщину, но при этом ухудшается прилегание накладки к тормоз-
ному шкиву. По этой причине в мощных тракторах, где требуются
большие величины тормозных моментов, стали применять шар-
нирно-колодочные тормоза.
Методика расчета ленточно-колодочных и шарнирно-
колодочных тормозов аналогична методики для ленточных тормо-
зов.
Колодочные тормоза широко используются в колесных трак-
торах. Тормоза выполняются только сухими и располагаются - в
трансмиссии трактора или в его колесах. Принципиальные схемы
колодочных тормозов представлены на рис. 7.34.
Схема колодочного тормоза с равными
приводными силами и односторонним рас-
положением опор представлена на рис. 7.34, а. Привод-
ное устройство тормозных колодок выполнено в виде двухсторон-
него гидравлического тормозного цилиндра, который обеспечива-
ет равенство приводных сил Р, действующих на колодки. На схеме
518
Глава 7. ВЕДУЩИЕ МОСТЫ
показаны силы, действующие на тормозные колодки, и направле-
ние вращения тормозного барабана, при переднем ходе трактора.
Сила трения F't , действующая на левую колодку, поворачива-
ет ее относительно нижней опоры и прижимает к тормозному ба-
рабану. Правая колодка под действием силы трения F/, наоборот,
стремится отжаться от тормозного барабана. В результате нор-
мальные силы прижатия левой F'n и правой F” колодок различны.
При этом F'n > F”, что приводит к более интенсивному изнашива-
нию левой колодки тормоза и созданию радиальной нагрузки на
опоры тормозного барабана. При этом тормозной момент левой
колодки выше, чем правой.
В настоящее время принято колодку, прижимаемую за счет
силы трения к тормозному барабану, называть активной, а отжи-
маемую от барабана - пассивной. Таким образом, левая тормозная
колодка является активной, так как она за счет силы трения F't
прижимается к тормозному барабану. Правая тормозная колодка
является пассивной, так как за счет силы трения F” она отжима-
ется от тормозного барабана.
Для активной колодки (на схеме слева) сумма моментов всех
сил относительно точки опоры колодки
Ph + F;i-F'na = Q.
(735)
Нормальная сила F„' = F'J f. Тогда подставив F'n в уравнение
(7.35) и решая его относительно F't, получим
f;=p-^—
1 a-fl
Момент трения, создаваемый активной колодкой,
M'T=Ft'r6=Pr6-^-.
При а = fl М'т=<х> (колодка заклинивается).
ТОРМОЗА
519
а) б)
в)
Рис. 7.34. Принципиальные схемы колодочных тормозов:
а - с равными приводными силами и односторонним расположением
опор; б - с равными приводными силами и с разнесенными опорами;
в - с равными перемещениями колодок; г - с большим
сервоусилением
520
Глава 7. ВЕДУЩИЕ МОСТЫ
Для пассивной колодки (на схеме справа) сумма моментов
всех сил относительно точки опоры колодки
Ph-Fl’’l-F^a = Q.
Тогда из данного уравнения после аналогичных преобразова-
ний находим
М” =FlHr6 -Рг6^
т 16 6 a + fl
Момент трения тормоза
Мт
= М'т + М? = Ргб
' fh fh у
<a~fl a + fl)
Нормальные силы прижатия активной и пассивной колодок к
тормозному барабану:
= Р---77’
а~ fl
'п=Р—^—
" a + fl
Так как F„' > Fn*, тормоз неуравновешен и нагружает опоры
тормозного барабана. При этом давление на поверхности трения
активной колодки выше, чем пассивной. Следовательно, она быст-
рее изнашивается в эксплуатации.
Для выравнивания интенсивности изнашивания накладок не-
обходимо пассивную колодку делать короче активной, т.е. Р' > (3" •
При изменении направления вращения тормозного барабана
на противоположное (задний ход трактора) изменяются направле-
ния действия тормозных сил и левая колодка становится пассив-
ной, а правая - активной. Следовательно, в таком тормозе величи-
на тормозного момента не зависит от направления вращения тор-
мозного барабана.
ТОРМОЗА
521
Схема колодочного тормоза с равными
приводными силами и разнесенными опо-
рами колодок представлена на рис. 7.34, б. Каждая тормоз-
ная колодка имеет свой привод, выполненный в виде гидравличес-
кого тормозного цилиндра. При переднем ходе трактора (см. схе-
му) обе тормозные колодки являются активными, так как за счет
сил трения прижимаются к тормозному барабану. Эффективность
тормоза в данном случае торможения выше, чем у ранее рассмот-
ренных схем колодочных тормозов. При заднем ходе трактора обе
тормозные колодки становятся пассивными, что приводит к сни-
жению эффективности тормоза примерно в 2 раза. Тормоз полно-
стью уравновешен (F'n = F”). Эта схема колодочного тормоза по-
лучила широкое применение в автомобилях для торможения пе-
редних колес. В тракторах такая схема не применяется.
Как и в предыдущей схеме тормоза, находим Мт.
Тормозной момент при переднем ходе трактора, когда обе
тормозные колодки активные,
Мт=2Рг6^—,
Т 6a~fl
а при заднем ходе, когда обе колодки пассивные,
Мт =2Ргб
fh
a+fl
Схема колодочного тормоза с равными
перемещениями колодок представлена на рис. 7.34, в.
Профиль разжимного кулака симметричен, поэтому перемещения
и деформации колодок, накладок и тормозного барабана одинако-
вы. Отсюда следует, что нормальные силы, а следовательно, и си-
лы трения одинаковы на обеих колодках. В результате накладки
тормоза изнашиваются с одинаковой интенсивностью. Однако
приводные силы Р1 и Р” не равны, так как активная колодка вос-
принимает меньшую приводную силу по сравнению с пассивной.
522
Глава 7. ВЕДУЩИЕ МОСТЫ
Момент трения, создаваемый соответственно активной и пас-
сивной колодками тормоза:
М'т=Р'гб-^--, М"т=Р”гб^—.
a-fl a+fl
Тогда момент трения тормоза
Мт = М’Т+М” =r6fh
\a-fl
Найдем связь между приводными силами Р' и Р". Для этого
определим нормальные силы прижатия колодок к тормозному ба-
рабану:
Так как F'n = Fn", то
Р' a-fl'
В реальных конструкциях тормозов Р”/ Р' ® 2.
При изменении направления вращения тормозного барабана
эффективность тормоза не изменяется. Тормоз полностью уравно-
вешен, так как он не создает радиальной силы на подшипники
тормозного барабана.
Недостатком тормоза с равными перемещениями колодок яв-
ляется низкий КПД кулачкового привода (порядка 0,6...0,8). При
этом Р' Ф Р", что приводит к неравномерному изнашиванию раз-
жимного кулака.
Для уменьшения трения между разжимным кулаком и тор-
мозной колодкой иногда устанавливают ролик, а в опорах кулака
применяют подшипники скольжения, что повышает КПД привод-
ного устройства до 0,75...0,9. На практике вследствие попадания
грязи в опоры тормозного кулака и в оси, на которых вращаются
ТОРМОЗА
523
ролики, КПД кулачкового приводного устройства не превышает
0,75. Следует отметить трудоемкость технического обслуживания
такого тормоза ввиду необходимости периодически смазывать
опоры кулака.
В современных конструкциях тормозов колодки разжимаются
не кулаком, а клиновым приводным устройством. Преимущества-
ми тормоза с клиновым приводным устройством являются более
равномерный и меньший по величине износ деталей трущейся па-
ры (клинового механизма по сравнению с разжимным кулаком),
более высокий КПД, меньше размерность тормозных пневматиче-
ских камер, вследствие чего значительно меньше количество по-
требляемого сжатого воздуха. Однако стоимость изготовления
клинового приводного устройства значительно выше и, кроме то-
го, оно нуждается в надежной защите от грязи.
Колодочные тормоза с равными перемещениями колодок по-
лучили широкое распространение в колесных тракторах.
Колодочный тормоз с большим серво-
усилением (рис. 7.34, г) имеет общий привод двух тормозных
колодок, выполненный в виде гидравлического тормозного цилин-
дра, действующего с силой Р на переднюю колодку по ходу дви-
жения машины (слева на схеме). На вторую тормозную колодку
(справа на схеме) передается сила
Rx=F’-P>P.
Передача силы от первой колодки на вторую осуществляется
через подвижный сухарик, выполняющий одновременно функции
опор колодок и силопередающего устройства. Обе тормозные ко-
лодки при переднем ходе машины активные. В результате момент
трения, создаваемый второй колодкой, существенно больше, чем
первой. Тормоз не уравновешен, так как F” > F'n.
Момент трения, создаваемый первой и второй активными ко-
лодками тормоза, определяется соответственно из выражений:
М'=Ргб-^-; M’T=Rr6^—.
т 6 a-fl т х 6 a-fl
524
Глава 7. ВЕДУЩИЕ МОСТЫ
Как было отмечено выше, сила
' h
^-fl
RX=F^-P = P
-1
В реальных конструкциях тормозов сила Rx « 2Р.
Момент трения тормоза, когда обе колодки активные,
( Р R
МТ=М'Т+М'Т =r6fh\--- + ^77
\a-fl a-fl
При изменении направления вращения тормозного барабана
обе колодки становятся пассивными.
В результате момент трения тормоза
Мт = М'т + М*т =r6fh
Р
a + fl
Rx
a + fl
и эффективность торможения снижается примерно в 3 раза.
Из-за большой эффективности при переднем ходе, малой ста-
бильности, большой неуравновешенности и неравномерности из-
нашивания накладок этот тормоз, вызывающий чрезмерно резкое
торможение, в современных тракторах в качестве колесного тор-
моза не применяется.
Среднее давление на накладки колодочного тормоза
F' F”
р' = ——; р” =——,
гбр'В’ Р гбГВ’
где В - ширина тормозной накладки.
Дисковые тормоза широко используются как в колесных, так
и в гусеничных тракторах. Тормоза бывают сухие и мокрые и рас-
полагаются в трансмиссии трактора или его колесах.
ТОРМОЗА
525
В современных тракторах используют два типа дис-
ковых тормозов: открытый однодисковый и за-
крытый, чаще всего двух- или многодисковый.
Схема закрытого дискового тормоза с
сервоусилением заклинивающимися шариками, получившая ши-
рокое применение в тракторах, представлена на рис. 7.35. Тормоз
представляет собой два тормозных диска 2 и 5 с фрикционными
накладками, установленные на шлицах вращающегося тормозного
вала 1 с возможностью передвижения в осевом направлении. Ме-
жду ними находятся два нажимных диска 3 и 4, соединенные дву-
мя серьгами 9 и тягой 10 с тормозной педалью. Между нажимны-
ми дисками в их лунках со скосами установлены разжимные ша-
рики 7. Нажимные диски прижаты друг к другу пружинами 6.
При нажатии на педаль тормоза тяга 10 через серьги 9 стре-
мится повернуть нажимные диски 3 и 4 навстречу друг другу.
В результате разжимные шарики 7 выкатываются из лунок и за-
ставляют перемещаться нажимные диски 3 и 4 вдоль оси тормоз-
ного вала 1, прижимая тормозные диски 2 и 5 к неподвижным
упорным дискам 8, соединенным с корпусом тормоза.
Рис. 7.35. Схема закрытого дискового тормоза
с сервоусилением
А-А
(увеличено)
526
Глава 7. ВЕДУЩИЕ МОСТЫ
При возникновении начального момента трения тормозные
диски проворачиваются в сторону вращения тормозного вала до
ограничительного упора А или Б. Если тормозной вал вращается
против часовой стрелки, то в ограничительный упор А упирается
диск 3, а диск 4 за счет силы трения продолжает свое движение,
увеличивая момент трения тормоза и останавливая тормозной вал
1. Так обеспечивается эффект сервоусиления в тормозе. При вра-
щении тормозного вала по часовой стрелке в ограничительный
упор Б упирается тормозной диск 4, а диск 3 за счет силы трения
продолжает движение и увеличивает момент трения тормоза.
Таким образом, рассмотренный тормоз полностью уравнове-
шен, так как не нагружает подшипники тормозного вала. Кроме
того, он при малом усилии на педали управления обеспечивает
высокую эффективность торможения.
Регулировка необходимых зазоров между дисками в тормозе
осуществляется изменением длины тормозной тяги 10.
Сила, необходимая для замыкания дисков тормоза при его
включении (см. рис. 7.35),
где f - коэффициент трения между дисками тормоза; / - коэффи-
циент трения между пазом (выступом) диска и упором (для стали
по чугуну / =0,10...0,12); Rp - радиус приложения силы Р;
Rc- средний радиус трения; г - радиус расположения выступов
(пазов); а - угол наклона поверхности лунки, по которой переме-
щаются шарики.
Во избежание самозатягивания тормоза угол а выбирают по
условию tga> f. В существующих конструкциях тормозов
a = 30...40°.
Сила на тормозной тяге
F-2p“S|i,
cosy
ТОРМОЗА
527
где у - угол между направлением силы Р (касательной к радиусу
RP ) и осью серьги 9 (см. рис. 7.35). На схеме показан случай, ко-
гда направление силы Р совпадает с осью серьги.
Нормальная сила на поверхности трения соответственно на-
жимного и упорного дисков:
F'n =
Вследствие неравенства F'n и F„"
давление на поверхностях
трения также будет различным:
--- — • р =----—
2itRcb’ 2nRcb'
где b - ширина тормозного диска.
Эффективность тормоза не зависит от направления вращения
тормозных дисков.
Дисковые тормоза открытого типа, вы-
полняемые только сухими, получили широкое распространение в
автомобилях, а в последние годы - в тракторах. Тормоз (рис. 7.36)
состоит из тормозного диска 1, двух тормозных колодок 2 с фрик-
ционными накладками и тормозной скобы 5, соединенной с не-
подвижным суппортом. Большая часть поверхности трения тор-
мозного диска 1 открыта и при его вращении охлаждается возду-
хом. Это и определило название тормоза - дисковый тормоз от-
крытого типа.
Важнейшим элементом дискового тормоза является тормозная
скоба 3, несущая и направляющая тормозные колодки 2. Дисковые
тормоза открытого типа бывают с плавающей тормозной скобой
(рис. 7.36, б) и с фиксированной (рис. 7.36, в).
В дисковом тормозе с плавающей тормозной скобой (рис.
7.36, б) тормозной гидравлический цилиндр установлен в скобе с
одной стороны диска. При торможении поршень 4 прижимает
528
Глава 7. ВЕДУЩИЕ МОСТЫ
Рис. 7.36. Схемы дисковых тормозов открытого типа:
а- расчетная; б - с плавающей тормозной скобой;
в - с фиксированной тормозной скобой
к диску 1 одну из колодок 2. Возникающая при этом реактивная
сила перемещает тормозную скобу по специальным направляю-
щим суппорта в противоположном направлении и прижимает к
диску вторую тормозную колодку. Плавающая тормозная скоба
имеет существенный недостаток: при изнашивании, загрязнении
или коррозии направляющих возникает односторонний износ на-
кладок тормозных колодок и диска.
В дисковом тормозе с фиксированной тормозной скобой
(рис. 7.36, в) в тормозной скобе 3 оппозитно размещены поршни 4,
прижимающие тормозные колодки 2 к диску 1 одновременно с
двух сторон. Такая схема тормоза обеспечивает равномерность
изнашивания фрикционных накладок тормозных колодок, имеет
более жесткую конструкцию тормозной скобы и потому применя-
ется при больших тормозных моментах.
ТОРМОЗА
529
Главными преимуществами дисковых тормозов открытого
типа по сравнению с колодочными и ленточными являются высо-
кая стабильность характеристик и хорошее охлаждение тормозно-
го диска, а также малая инерционность вращающегося тормозного
диска по сравнению с тормозным барабаном у ленточного и коло-
дочного тормозов. Кроме того, конструкция дискового тормоза
открытого типа обеспечивает быструю замену тормозных накла-
док, что существенно снижает затраты на его техническое обслу-
живание. Для улучшения охлаждения тормозного диска воздухом
в нем выполняются специальные вентиляционные каналы
(рис. 7.36, в).
Однако дисковые тормоза открытого типа не уравновешены,
так как создают радиальную нагрузку на опоры тормозного вала.
Момент трения дискового тормоза открытого типа (рис.
7.36,а)
Мг=2Р/гс,
где гс - радиус расположения равнодействующей силы трения.
Давление на поверхностях трения
Р = Р1Аа>
где Аа - номинальная площадь поверхности трения фрикционной
накладки.
В существующих конструкциях дисковых тормозов открытого
типа площадь поверхности трения фрикционной накладки состав-
ляет в среднем 12... 16% от площади поверхности трения диска.
Зазоры между колодками и диском в выключенном тормозе равны
0,05...0,15мм, что позволяет сократить время срабатывания тор-
мозов и увеличить передаточное число привода.
Дисковые тормоза, работающие в мас-
л е , получили широкое применение в тракторах (рис. 7.37). Тор-
моз (рис. 7.37, а) состоит из корпуса 6, пакета дисков трения
(фрикционных дисков 3 с порошковым материалом и стальных
дисков 2), поршня 5 для сжатия дисков при включении тормоза,
возвратных пружин 1, перемещающих поршень в исходное поло-
530
Глава 7. ВЕДУЩИЕ МОСТЫ
Рис. 7.37. Дисковые тормоза:
1 - возвратная пружина; 2 - стальной диск; 3 - фрикционный
диск с порошковым материалом; 4 - вращающаяся ступица;
5 - поршень; 6 - неподвижный корпус тормоза; 7 - золотниковый
клапан
жение и обеспечивающих чистоту выключения тормоза, и ступи-
цы 4, связанной с тормозным валом. В ступице 4 выполнены спе-
циальные маслосборные кольцевые канавки А и Б и отверстия в,
по которым масло под действием центробежной силы подается на
тормозные диски, охлаждая их. В дисковых тормозах иногда для
более эффективного охлаждения используют принудительный
полив маслом дисков трения (см. рис. 7.37, б), для чего применяют
золотниковый клапан 7, соединенный с поршнем 5 тормоза. В ре-
зультате при включении тормоза золотник 7, перемещаясь вместе
с поршнем 5, открывает отверстие С, по которому масло под дав-
лением подается на охлаждение дисков тормоза. При выключении
тормоза золотник перекрывает отверстие С и подача масла на
диски прекращается.
Дисковые тормоза, работающие в масле, полностью уравно-
вешены, по долговечности превосходят все ранее рассмотренные
ТОРМОЗА
531
типы тормозов и поэтому перспективны для применения в совре-
менных тракторах. Единственным их недостатком является высо-
кая стоимость.
Методика определения момента трения и давления на поверх-
ностях трения тормоза здесь аналогична фрикционным сцеплени-
ям (см. главу 2).
Материалы пар трения тормозов. Важнейшими элементами
тормоза являются детали, составляющие пару трения, - фрикци-
онные накладки и тормозные барабаны (у ленточного и колодоч-
ного тормозов) и диски (у дискового тормоза).
В дисковых тормозах, работающих в масле, металлические
диски изготовляют из стали, а в качестве фрикционных накладок
тормозных дисков применяют порошковые фрикционные мате-
риалы на медной или железной основах. Более широко применяют
материалы на медной основе. При этом, как и в мокрых фрикци-
онных сцеплениях на поверхностях трения порошковых фрикци-
онных материалов выполняют специальные канавки для подачи
масла в зону трения (см. рис. 2.10 и рис. 2.11).
Дисковые тормоза, работающие в масле, полностью.
В ленточных тормозах, работающих в масле, фрикционные
накладки изготовляют из специальных полимерных композитных
материалов с маслостойким связующим.
Для тормозов, работающих в масле, коэффициент трения на-
кладок из спеченного порошкового материала и специального по-
лимерного композиционного материала с маслостойким связую-
щим о сталь или чугун f = 0,1 ...0,12 .
В сухих тормозах, как правило, используют фрикционные
композитные полимерные материалы на комбинированном свя-
зующем, выдерживающие высокую температуру (до 450...650 °C)
и давление (до 3...5 МПа) и отвечающие требованиям ГОСТ
50507-93 "Изделия фрикционные тормозные. Общие технические
требования". Здесь коэффициент трения / = 0,35...0,45.
В ленточных тормозах накладки или колодки к тормозной
ленте крепятся с помощью заклепок. В колодочных тормозах они
могут приклеиваться или приклепываться к тормозной колодке.
532
Глава 7. ВЕДУЩИЕ МОСТЫ
В дисковых тормозах открытого типа тормозная колодка выполня-
ется из стальной пластины толщиной 4...7 мм, к которой спосо-
бом горячего формования крепится накладка из фрикционного ма-
териала. Для обеспечения хорошего закрепления накладки в
стальной пластине выполняются сквозные отверстия, куда при го-
рячей формовке затекает фрикционный материал.
Тормозные диски и барабаны сухих тормозов изготовляют из
чугуна. Это обусловлено тем, что чугун обеспечивает в паре с со-
временными фрикционными накладками высокий коэффициент
трения, хорошо работает на сжатие, обладает достаточной тепло-
проводностью, что способствует быстрому отводу теплоты с по-
верхности трения.
Проектные и поверочные расчеты тормозов на износо-
стойкость и нагрев. Расчет тормоза на износо-
стойкость.В качестве критерия износостойкости принимает-
ся давлениер на поверхности трения:
где [р] - допускаемое давление, характеризующее износостой-
кость фрикционных накладок; [р] = 2,5...3,0 МПа .
Из условия р < [р] определяются размеры тормоза (проводит-
ся проектный расчет).
Расчет тормоза на нагрев выполняется только
для остановочных тормозов. При этом рассматривается экстренное
торможение машины с начальной скорости Va - 30 км/ч. В резуль-
тате быстрого протекания процесса торможения рассеяние тепло-
ты в окружающую среду практически отсутствует. Вся кинетичес-
кая энергия с учетом перераспределения вертикальной нагрузки по
осям трактора расходуется на нагрев массы тормоза.
Работа трения в тормозе передней и задней оси трактора при
экстренном торможении:
ТОРМОЗА
533
Ln =-у17-(«с+Ф^); L3=^f-(.L-ac-(?hc)- (7-36)
4gZ 4gL
Прирост объемной температуры в тормозе в процессе одного
торможения
ДО = ^^-<[Д&],
где L - работа трения в тормозе (определяется в зависимости от
размещения тормоза по одному из выражений (7.36)), Дж; тд -
масса нагреваемой детали тормоза (тормозного барабана для лен-
точных и колодочных тормозов или металлического диска для
дисковых тормозов), кг; с - теплоемкость материала нагреваемой
детали, Дж/(кг-°С); с = 500 Дж/(кг°С) - для стали и чугуна;
Ки- коэффициент, учитывающий долю общей работы трения,
совершаемой в тормозе, идущую на нагрев детали (для ленточных,
колодочных и дисковых тормозов открытого типа KLa = 1; для
дисковых тормозов закрытого типа KLd =id/i, где id и i - число
поверхностей трения соответственно у рассчитываемой детали и в
тормозе); [АО] = 15 °C - допускаемый прирост объемной темпера-
туры.
В колодочном тормозе с тормозным барабаном из
алюминиевого сплава с чугунным кольцом
ДЭ =-----------<[Дд],
где тб и тк - масса соответственно тормозного барабана и чугун-
ного кольца; сб и ск - теплоемкость соответственно материала
барабана и кольца (для алюминиевого сплава с = 880 Дж/(кг-°C)).
534
Глава 7. ВЕДУЩИЕ МОСТЫ
В тормозах, работающих в масле (рис. 7.37), для обеспечения
граничного трения и интенсивного отвода теплоты маслом через
канавки, выполненные на поверхностях трения дисков, необходимо
принудительно прогонять в единицу времени определенное количе-
ство масла.
Для тормозов необходимый удельный расход масла через еди-
ницу площади поверхности трения q = 4 • ПГ4...? • ПГ4 м3/(м2-с).
Общий расход масла QM зависит от общей номинальной (без
чета канавок) площади пар трения тормоза и определяется по выра-
жению (2.28), как и для фрикционных сцеплений, работающих в
масле.
Глава 8
ПРИВОДЫ УПРАВЛЕНИЯ МЕХАНИЗМАМИ
ТРАНСМИССИИ
8.1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Приводы управления служат для приведения в действие меха-
низмов трактора. Помимо общих, предъявляемых ко всем меха-
низмам требований, они должны обеспечивать полную имитацию
действий тракториста и находиться в постоянной готовности к ра-
боте.
Различают приводы непосредственного действия (вся работа
по управлению механизмом осуществляется за счет мускульной
энергии человека) и приводы с усилителями (частично или полно-
стью используются другие источники энергии).
При проектировании приводов учитывают физические воз-
можности человека и частоту операций по управлению.
В соответствии с требованиями эргономики усилия на рыча-
гах, штурвалах и педалях управления механизмами двигателя не
должны превышать 30 Н. Усилия на часто используемых рычагах
управления механизмами трансмиссии не должны быть более
60 Н. При ножном управлении усилие на педалях допускается не
более 150 Н. На редко используемых рычагах и педалях (не более
5 раз в смену) усилие может составлять до 250 Н. Усилие на педа-
ли тормоза при экстренном торможении машины допускается до
500 Н.
Полный ход педалей не должен превышать 150... 190 мм,
а рычагов - 350 мм.
Если необходимые для управления параметры превышают
указанные нормы, то необходимо использовать усилители.
536 Глава 8. ПРИВОДЫ УПРАВЛЕНИЯ МЕХАНИЗМАМИ
8.2. ПРИВОДЫ НЕПОСРЕДСТВЕННОГО ДЕЙСТВИЯ
В зависимости от способа передачи энергии эти приводы бы-
вают механическими (энергия передается системой тяг и рычагов)
и гидравлическими (энергия передается жидкостью через систему
цилиндров, поршней и трубопроводов).
Механические приводы непосредственного действия ха-
рактеризуются простотой конструкции и технологии изготовле-
ния, малой стоимостью и безотказностью в работе.
Рассмотрим в качестве примера схему механического привода
управления сцеплением трактора (рис. 8.1, а).
Рис. 8.1. Схемы приводов непосредственного
действия сцеплений:
а - механического; б - гидравлического
ПРИВОДЫ НЕПОСРЕДСТВЕННОГО ДЕЙСТВИЯ
537
Общее передаточное число привода
— Wj 1^2 5
где щ и и2 - передаточное число соответственно привода управ-
ления сцеплением и его отжимных рычагов.
При этом
ас
bd
е
иг
Ход S педали управления сцеплением зависит от величины
перемещения SHd нажимного диска и величины Д зазора между
отжимными рычагами и выжимным подшипником:
$пед ~ $н.д
где W] Д - свободный ход педали.
Обычно принимают Sned = 150...190мм.
Усилие на педали управления
> _ "р
пед
(8-1)
где Рпр - усилие нажимной пружины (пружин) в выключенном
сцеплении; т|х - суммарный КПД привода; т]х = 0,7...0,95 (нижнее
значение принимается для шарниров сухого трения, верхнее - для
шарниров с подшипниками качения); [Р]„ед - допускаемое усилие
на педали управления.
Если условие (8.1) выполняется, то проводят прочностные
расчеты деталей привода по нагрузке на педали, равной [P]„ed.
В противном случае необходимо переходить на привод с усилите-
лем.
538
Глава 8. ПРИВОДЫ УПРАВЛЕНИЯ МЕХАНИЗМАМИ
Гидравлические приводы непосредственного действия.
Здесь педаль управления или рычаг воздействуют на шток, пере-
мещающий поршень внутри силового цилиндра (рис. 8.1,6). Жид-
кость, вытесняемая из силового гидроцилиндра, по трубопроводу
поступает в рабочий цилиндр, перемещая его поршень, шток кото-
рого связан с рычагами привода.
Давление рабочей жидкости, создаваемое поршнем,
_ ^?пед иП
р •
где ип - а/Ъ - передаточное число педали или рычага управления;
dc- диаметр силового гидроцилиндра.
Размеры гидроцилиндров привода рассчитывают исходя из
необходимой для управления механизмом силы и хода педали или
рычага управления.
Общее передаточное число гидравлического привода, пред-
ставленного на рис. 8.1, б,
*
U-^ — Uy 2^2 Up у
где и* и иг - передаточное число соответственно механической и
гидравлической части привода.
Поскольку u[=ac/(bd), u2=e/f, a ur=d2pXld2 , где dpX -
диаметр рабочего гидроцилиндра, то
ас ed2x
иъ =------э •
bdfd2
Усилие на педали управления определяется по выражению
(8.1) при r]z =0,7...0,9 (нижнее значение принимается для шарни-
ров сухого трения, верхнее - для шарниров с подшипниками каче-
ния).
ПРИВОДЫ С УСИЛИТЕЛЯМИ (СЕРВОПРИВОДЫ)
539
Объем жидкости, вытесняемой из силового гидроцилиндра,
определяется из условия неразрывности потока:
nd2
V = —^Sc=—^SpX,
4 е 4 р
где Sc и Spl - ход поршня соответственно силового и рабочего
гидроцилиндров.
При одновременной работе нескольких рабочих гидроцилин-
дров
r = + - dls,h
где dpi и Spj - диаметр и ход поршня z-ro рабочего гидроци-
линдра.
Задаваясь ходом педали или рычага и зная ип, определяют
ход поршня в силовом гидроцилиндре
= $пед!иП
Обычно Sc « (0,8... l,2)dc.
8.3. ПРИВОДЫ С УСИЛИТЕЛЯМИ (СЕРВОПРИВОДЫ)
Приводы с усилителями разделяют по виду используемой
энергии (энергии пружин, двигателя, кинетической энергии трак-
тора) и по конструкции (механические, гидравлические, пневмати-
ческие, электрические и комбинированные).
Приводы с усилителями, использующими энергию пру-
жин, применяются при управлении механизмами, включающими
сжатые или растянутые пружины (сцепления, фрикционы меха-
низма поворота гусеничного трактора и некоторые конструкции
тормозов).
540 Глава 8. ПРИВОДЫ УПРАВЛЕНИЯ МЕХАНИЗМАМИ
Рис. 8.2. Схема усилителя с использованием
энергии пружины:
а - кинематическая; б - расчетная
На рис. 8.2, а представлена кинематическая схема такого при-
вода, в котором к тяге 1, соединяющей педаль управления со сцеп-
лением или другим элементом управления, присоединен усили-
тель, состоящий из Г-образного рычага 3 и предварительно растя-
нутой (сжатой) пружины 2 усилителя. Упор 4 ограничивает пово-
рот рычага 3.
При выключении сцепления тяга 1 перемещается влево, а ры-
чаг 3, поворачиваясь по часовой стрелке, дополнительно растяги-
вает пружину 2. Когда оси рычага 3 и пружины 2 совпадут, пру-
жина будет максимально растянута. До этого момента тракторист,
включая сцепление, должен преодолевать сопротивление нажим-
ной пружины (пружин) сцепления и силу, необходимую для до-
полнительного растяжения пружины 2. На схеме на рычаг 5 дейст-
вует сила Q, приведенная к рычагу 5 привода от нажимных пру-
жин (пружины) сцепления. Как только рычаг 3 пройдет указанное
положение, пружина 2 усилителя, сокращаясь, будет помогать вы-
ключению сцепления.
При включении сцепления его нажимная пружина (пружины)
возвращают механизм в исходное положение.
ПРИВОДЫ С УСИЛИТЕЛЯМИ (СЕРВОПРИВОДЫ)
541
Расчетная схема пружинного усилителя представлена на рис.
8.2, б. Короткое плечо Г-образного рычага 3 в промежуточном по-
ложении повернуто на угол а. На конец рычага 3 действует сила N
пружины 2, раскладываемая на две составляющие: радиальную
Fr, действующую вдоль рычага, и окружную Ft, стремящуюся
повернуть рычаг против часовой стрелки.
Сила натяжения пружины
АГ = с(/-/0)>
где с - жесткость пружины; low.l- длина пружины соответственно
в свободном состоянии и при повороте рычага на угол а.
Окружная сила
aN
Ft=N3\n^> = -—j-sva.a, (8.2)
где sin р = a/l sin а.
Подставив значение силы N в выражение (8.2), получим
Ft = ac(l-Z0/Z)sina. (8.3)
Длина пружины при повороте рычага на угол a
l = Ja2 + b2 +2aZ>cosa.
Тогда
Ft = a c sin a 1 —, .
д/a2 +b2 + 2aZ>cosa?
Работа, затрачиваемая для поворота рычага на угол а,
А = (ЛГтах+У)Д(/2, (8.4)
542
Глава 8. ПРИВОДЫ УПРАВЛЕНИЯ МЕХАНИЗМАМИ
где - максимальная сила натяжения пружины при угле
а = 0; А/ - удлинение пружины при повороте рычага на угол а;
А/ = /тах - 7 (здесь 7max = а + b - максимальная длина пружины при
а = 0).
Подставив в выражение (8.4) значения
^max=<ax-/J; АГ = С(/-/О); А/ = /тах-/,
получим
г _ Отах ~~ А>) 0 ~ А>) (] _ Л
ИЛИ
L = с а Ъ (1 - cos а)+с 10 {^а2 + b2 +2aZ>cosa - /тах ). (8.5)
Для выключения сцепления необходимо затратить работу
4=0,5(Лр+Лртах)^.а,
где Рпр и Рпрхаях - усилие нажимной пружины (пружин) сцепления
соответственно при включенном и выключенном сцеплении; 8нд-
отвод нажимного диска при выключении сцепления.
Желательно, чтобы вся работа по выключению сцепления
осуществлялась пружиной усилителя. В этом случае энергия, на-
копленная нажимной пружиной (пружинами) сцепления при его
выключении, целиком могла бы быть затрачена на возвращение
пружины усилителя в исходное положение при включенном сцеп-
лении.
Однако это невозможно, так как часть работы теряется в со-
пряженных промежуточных деталях, расположенных между уси-
лителем и нажимной пружиной (пружинами) сцепления. Эти поте-
ри учитываются механическим КПД привода t|w .
ПРИВОДЫ С УСИЛИТЕЛЯМИ (СЕРВОПРИВОДЫ)
543
Кроме того, не вся часть работы нажимной пружины (пружин)
сцепления расходуется на зарядку пружины усилителя. Доля рабо-
ты, используемая на зарядку пружины усилителя, учитывается ко-
эффициентом т]я использования энергии пружин.
Таким образом, работа, требуемая для зарядки пружины уси-
лителя,
= Дм Дп ’
где г|м = 0,8..0,95; т|п = 0,6.
Жесткость пружины можно определить из выражения (8.5),
если в него вместо L подставить L3:
с =_________________ Ьз ___________________,
a b (1 - cos cq ) + lo (^ja2 +b2 +2aZ>cosa1 - Zmax)
где a1 - угол, соответствующий повороту рычага при полностью
включенном сцеплении.
Параметры а и b обычно выбирают в зависимости от конст-
руктивного исполнения привода. Длину пружины 10 в свободном
состоянии обычно принимают 0,5 /пмх.
При использовании пружинных усилителей примерно на
25...30% уменьшается усилие на педали или рычаге управления.
Однако пружинные усилители получили ограниченное рас-
пространение в тракторах. Это объясняется невозможностью ав-
томатизации управления и тем, что они только частично облегча-
ют труд тракториста.
Гидравлические сервоприводы. Из всех существующих ти-
пов приводов гидравлические сервоприводы получили наиболь-
шее распространение в тракторах, так как они по сравнению с
пневматическими, электрическими и механическими имеют ряд
преимуществ:
- позволяют довести усилие на органах управления до любого
необходимого значения и при этом обеспечить наиболее выгодный
характер его протекания в зависимости от хода;
544 Глава 8. ПРИВОДЫ УПРАВЛЕНИЯ МЕХАНИЗМАМИ
- существенно упрощают управление машиной;
- имеют наименьший вес и габариты;
- обеспечивают высокое быстродействие и большую позици-
онную точность.
К недостаткам гидравлических сервоприводов можно отнести:
- чувствительность рабочих жидкостей к изменению
температуры (меняется вязкость);
- высокую точность изготовления и повышенные требования
к обслуживанию;
- трудность обеспечения качественного уплотнения сопря-
женных деталей, имеющих относительное движение.
Несмотря на отмеченные недостатки и в силу своих преиму-
ществ, гидравлические сервоприводы получили самое широкое
распространение для управления всеми элементами трансмиссии
(сцеплением, коробкой передач, механизмом поворота и т.д.).
Гидравлические сервоприводы подразделяются на четыре
группы, работающие по принципу:
1) включен-выключен;
2) следящего действия по усилию;
3) следящего действия по перемещению;
4) комбинированного следящего действия.
Сервопривод, работающий по принципу
включен-выключен, применяется для управления теми
элементами, рабочие положения которых определяются крайними
положениями. Схема сервопривода, работающая по этому прин-
ципу, показана на рис. 8.3. Насос 1, забирая масло из бака, подает
его через напорную магистраль 3 к распределительному золотнику
4. Давление рабочей жидкости в напорной магистрали поддержи-
вается постоянным за счет редукционного клапана 2. В зависимо-
сти от того, в каком положении находится плунжер золотника, по-
лость силового цилиндра 5 соединяется либо со сливом 7 (как пока-
зано на рис. 8.3), либо с нагнетающим насосом (при положении
рычага управления 6, показанного штриховой линией).
ПРИВОДЫ С УСИЛИТЕЛЯМИ (СЕРВОПРИВОДЫ)
545
Рис. 8.3. Схема гидравлического сервопривода, работающего
по принципу включен-выключен
Следовательно, в зависимости от положения плунжера золот-
ника 4 поршень силового цилиндра 5 может занимать либо край-
нее левое, либо крайнее правое положения.
Сервопривод, обеспечивающий следя-
щее действие по усилию (рис. 8.4), применяется для
управления элементами, положение которых может непрерывно
меняться в пределах рабочего хода. В этом случае можно зафикси-
ровать управляющий элемент не только в крайних, но и в любых
промежуточных положениях.
Однако последнее может быть выполнено, если нагрузка F
сопротивления на штоке поршня силового цилиндра 3 возрастает с
увеличением его рабочего хода.
Главная особенность этой схемы заключается в том, что со-
блюдается пропорциональность между перемещением рычага
управления и давлением рабочей жидкости в системе.
Схема данного сервопривода содержит те же основные части,
что и ранее рассмотренная. Разница заключается в том, что рычаг
управления 7 соединен с золотником 4 через пружину 2 и в золот-
нике выполнены радиальное и осевое отверстия, соединяющие си-
ловой цилиндр 3 с полостью а распределителя.
546 Глава 8. ПРИВОДЫ УПРАВЛЕНИЯ МЕХАНИЗМАМИ
а) б)
Рис. 8.4. Схема гидравлического сервопривода,
обеспечивающего следящее действие по усилию:
а - с проточным золотником; б - с отсечным золотником
На рис. 8.4, а представлена схема сервопривода с проточным
золотником, допускающая в промежуточных положения золотника
перелив рабочей жидкости из напорной магистрали 5 в сливную 6.
В исходном положении (рычаг управления 1 показан штрихо-
вой линией слева) напорная магистраль 5 перекрыта и полость си-
лового цилиндра 3 соединена со сливом 6. В результате поршень
силового цилиндра занимает крайнее левое положение.
При перемещении рычага управления 1 (на схеме показано
сплошной линией) пружина 2 сжимается, а золотник 3 под воздей-
ствием пружины перемещается и соединяет напорную магистраль
5 с силовым цилиндром 3. Рабочая жидкость поступает в силовой
цилиндр 3, перемещая его поршень. Давление рабочей жидкости в
цилиндре непрерывно изменяется от атмосферного до максималь-
ного и зависит от силы F сопротивления на штоке поршня. Про-
порционально изменению нагрузки F на штоке поршня изменяется
давление рабочей жидкости в полости а распределителя, дейст-
вующее на торец золотника. При этом золотник устанавливает та-
ПРИВОДЫ С УСИЛИТЕЛЯМИ (СЕРВОПРИВОДЫ)
547
кие проходные сечения в распределителе для прохождения рабо-
чей жидкости в силовой цилиндр 3 и сливную магистраль 5, при
которых сила от давления жидкости в полости а распределителя на
его торец уравновешивается силой пружины 2.
Следовательно, здесь необходимые проходные сечения для
протекания рабочей жидкости устанавливаются автоматически
соответственно усилию пружины 2. Всякому промежуточному по-
ложения рычага управления 7 соответствует определенное давле-
ние рабочей жидкости в системе. Поскольку сила от давления
жидкости в полости а на торец золотника передается на рычаг
управления 1, то тракторист ощущает изменение нагрузки F на
штоке поршня силового цилиндра, что является полезным свойст-
вом данного привода, так как обеспечивается следящее действие
по усилию.
Золотник проточного типа очень чувствителен к изменению
положения рычага управления и позволяет точно регулировать
необходимый расход рабочей жидкости для подачи в силовой ци-
линдр. Однако для питания нескольких силовых цилиндров с та-
кими золотниками требуется установка насоса повышенной про-
изводительности.
Для устранения указанного недостатка в сервоприводах, обес-
печивающих следящее действие по усилию, применяют распреде-
литель с отсечным золотником (рис. 8.4, б), у которого Ц <12.
Данный привод работает аналогично ранее рассмотренному на
рис. 8.4, а, только у него напорная магистраль 5 никогда не соеди-
няется со сливом 6 и непроизвольного перерасхода жидкости не
происходит.
Сервопривод комбинированного сле-
дящего действия применяется в том случае, когда необ-
ходимо получить точное соответствие в перемещении рычага
управления и штока поршня силового цилиндра независимо от ха-
рактера протекания нагрузки F на штоке поршня и при этом трак-
торист должен ощущать изменение этой нагрузки. Такие приводы
широко применяют для переключения передач, управления пово-
ротом машины, регулирования ГОП и т.д.
548 Глава 8. ПРИВОДЫ УПРАВЛЕНИЯ МЕХАНИЗМАМИ
Принципиальная схема такого привода показана на рис. 8.5.
Отличительной особенностью данной схемы является наличие жест-
кой обратной связи, соединяющей шток поршня силового цилинд-
ра с золотником. При воздействии на рычаг 1 он поворачивается
вокруг точки N, перемещая золотник 4. В результате сливная ма-
гистраль перекрывается, а напорная магистраль 6 соединяется с
силовым цилиндром 2. Рабочая жидкость поступает в силовой ци-
линдр и перемещает его поршень. Одновременно через рычаг 3 и
тягу обратной связи 5 это перемещение передается рычагу управ-
ления 1, который, поворачиваясь относительно точки М, удержи-
ваемой рукой тракториста, перемещает золотник 4 распределителя
в обратную сторону. Это приводит к перекрытию напорной маги-
страли б и открытию сливной 7. Таким образом, тракторист рыча-
гом управления 1 смещает золотник 4, а шток поршня силового
Рис. 8.5. Схема гидравлического сервопривода комбинированного
следящего действия
ПРИВОДЫ С УСИЛИТЕЛЯМИ (СЕРВОПРИВОДЫ)
549
цилиндра 2 через рычаг 3 и тягу обратной связи 5 возвращает его в
исходное положение. В результате наступает равновесное состоя-
ние, при котором любому положению рычага управления 1 соот-
ветствует свое точное положение штока силового цилиндра 2, т.е.
обеспечивается следящее действие по перемещению.
Перемещения золотника S3 и штока силового цилиндра S4
связаны зависимостью:
S3
4 d(a + b)’
где a, b,c,d- плечи рычагов (см. рис. 8.5).
Поскольку в золотнике 4 выполнены радиальное и осевое от-
верстия, соединяющие силовой цилиндр 2 с полостью а распреде-
лителя, то здесь, как и в ранее рассмотренных на рис. 8.4 схемах
привода, с увеличением нагрузки F на штоке поршня повышается
нагрузка на рычаге управления 1. Следовательно, данный привод
обеспечивает и следящее действие по усилию.
Таким образом, мы имеем сервопривод комбинированного
следящего действия (по перемещению и по усилию).
В случае отсутствия указанных сверлений в золотнике рас-
пределителя мы будем иметь гидравлический сервопривод следя-
щего действия по перемещению.
Расчет составных частей гидравличес-
кого сервопривода. По компоновочным соображениям в
качестве исполнительных звеньев гидроприводов управления аг-
регатами и механизмами тракторов получили распространение
кольцевые силовые цилиндры и силовые цилиндры одноштоковые
одностороннего действия с возвратной пружиной.
Выбор размеров кольцевого силового цилиндра выполняется
так же, как и для фрикционных сцеплений с гидроподжатием (см.
раздел 2.6). При этом у одноштокового силового цилиндра
принимают внутренний радиус поршня RgH - 0.
Если силовой цилиндр не вращается, то центробежное давле-
ние жидкости на поршень рц = 0 .
550 Глава 8. ПРИВОДЫ УПРАВЛЕНИЯ МЕХАНИЗМАМИ
Быстродействие гидравлического сервопривода определяется
временем полного включения (выключения) управляемого меха-
низма. Это время зависит от величины полного хода поршня Sn и
скорости его перемещения. При этом предполагается, что сливная
магистраль полностью закрыта, а силы, действующие на поршень
силового цилиндра, являются постоянными.
С учетом сказанного, время перемещения поршня на величи-
ну хода Sn
I 2mSn
/= --------—,
\РстАП-Р
где т - приведенная к поршню масса подвижных деталей гидро-
привода, кг; рст- статическое давление масла в системе, Па; Ап-
площадь поршня, м2; F - сила сопротивления движению поршня
(сопротивление нагрузки, возвратной пружины и силы трения), Н.
Для повышения быстродействия работы привода необходимо
уменьшать массу т приведенных к поршню подвижных деталей и
предусматривать при проектировании предельно возможную ве-
личину рст статического давления рабочей жидкости в системе.
Необходимое время полного включения (выключения) привода
зависит от назначения управляемого механизма. В выполненных
конструкциях t = 0,5...1,0с.
Потребная производительность насоса QH определяется из
условия заполнения объема Vc силового цилиндра рабочей жид-
костью за время t при перемещении поршня на полный ход Sn-
При этом необходимо учитывать объемные потери в гидроприводе
(в насосе, распределителе и гидроаппаратуре системы).
Учитывая сказанное, потребная производительность насоса
Qh-vJM,
где т|о - объемный КПД гидропривода; т)о = 0,6...0,8 .
ПРИВОДЫ С УСИЛИТЕЛЯМИ (СЕРВОПРИВОДЫ)
551
Объем заполнения силового цилиндра
Vc=AnSn.
Если насос обеспечивает одновременно работу п силовых ци-
линдров, то его потребная производительность
По расчетной величине QH подбирают соответствующий на-
сос из каталога. При этом потребная производительность QH на-
соса должна быть гарантирована при минимально устойчивой час-
тоте вращения коленчатого вала двигателя.
Пневматические сервоприводы применяют в тракторах, ра-
ботающих в суровых климатических условиях, и при работе ко-
лесных тракторов с транспортными прицепами. В последнем слу-
чае пневматический сервопривод используют для управления не
только тормозами трактора и прицепа, но и другими агрегатами
трансмиссии. Наиболее часто пневматические сервоприводы ис-
пользуют для управления тормозами колесных тракторов, прице-
пов и полуприцепов.
Преимуществами пневматического сервопривода являются
возможность работы при низких температурах, удобство управле-
ния тормозами транспортного прицепа или полуприцепа, а также
возможность использования сжатого воздуха для других целей
(накачивание и поддержание давления воздуха в шинах, привод
стеклоочистителей и т.д.).
Основные недостатки пневматического сервопривода по срав-
нению с гидравлическим:
- меньшая скорость срабатывания;
- больше масса и габариты;
- большая стоимость;
- перед началом работы требуют некоторое время для созда-
ния давления в системе.
552 Глава 8. ПРИВОДЫ УПРАВЛЕНИЯ МЕХАНИЗМАМИ
Пневматический сервопривод включает в себя ряд элементов:
питающие - компрессор с приводом от двигателя и ресиверы;
управляющие - распределители (тормозные краны); клапаны уп-
равления тормозами прицепа или полуприцепа; исполнительные -
пневматические камеры или пневматические цилиндры; регули-
рующие - регулятор давления, создаваемого компрессором, регу-
ляторы тормозных сил; элементы, улучшающие эксплуатационные
качества и надежность, - влагоотделители, защитные клапаны,
сохраняющие давление воздуха в исправных контурах привода,
ускоряющие клапаны и др.
По требованиям отечественных и зарубежных стандартов
пневматический сервопривод тормозной системы трактора должен
иметь не менее двух независимых контуров, чтобы при повреждении
одного из них другой обеспечивал работу тормозов трактора и при-
цепа. Для исключения складывания тракторного поезда торможение
прицепа должно начинаться раньше торможения трактора.
В качестве примера на рис. 8.6 приведена схема пневматичес-
кой системы трактора Т-150К, выполняющая функции привода
управления тормозами трактора, прицепа и сцепления и привод
стеклоочистителей.
Наиболее часто в пневматическом сервоприводе применяют
распределитель (тормозной кран), обеспечивающий при работе
привода следящее действие по усилию. Схема такого распредели-
теля (тормозного крана) показана на рис. 8.7. Усилие от педали
или рычага управления передается на плунжер 10, пружину 9 и на
поршень 8 с отверстием 6, надпоршневое пространство которого
всегда сообщается с атмосферой через отверстие 77. Полость под
поршнем 8 воздуховодом 12 соединена с пневматическим силовым
цилиндром 7. Сжатый воздух по трубопроводу 4 из компрессора
поступает в полость А, отделенную перегородкой от полости Б.
На рис. 8.7, а распределитель изображен в нерабочем положе-
нии, когда усилие на плунжере 10 отсутствует и пружина 9 нахо-
дится в свободном состоянии. В результате пружина 7 отжимает
поршень 8 вверх, выпускной клапан 5 открыт, а впускной клапан 3
под действием усилия пружины 2 закрыт. В этом случае силовой
цилиндр 7 сообщается с атмосферой, а его поршень под действием
возвратной пружины занимает крайнее правое положение.
ПРИВОДЫ С УСИЛИТЕЛЯМИ (СЕРВОПРИВОДЫ)
553
Рис. 8.6. Схема пневматической системы трактора Т-150К:
1 - пневматическая камера; 2 - манометр; 3 - стеклоочиститель;
4 - кран стеклоочистителя; 5 - педаль тормоза; 6 - рычаг ручного
тормоза; 7 - тормозной кран; 8 - компрессор; 9 - регулятор давления;
10 - рычаг тормоза прицепа; 11 - спускной кран; 12 - ресивер;
13 - кран отбора воздуха; 14 - предохранительный клапан;
15 - воздуховоды; 16- соединительная головка к тормозам прицепа;
17 - разобщительный кран; 18 - отвод воздуха к пневматическому
сервоприводу сцепления
На рис. 8.7, б показано положение, когда тракторист, прило-
жив усилие Q к плунжеру 10, остановил его в промежуточном по-
ложении. В результате под действием пружины 9 поршень 8,
опускаясь вниз, закрывает выпускной клапан 5 и открывает впуск-
ной клапан 3, преодолевая силу пружины 2. Сжатый воздух из по-
лости А через открытый клапан 3 и полость Б поступает в силовой
цилиндр 1, перемещая поршень и преодолевая силу сопротивления
F его движению.
Сверху на поршень 8 действует сила пружины 9, а снизу дав-
ление воздуха в полости А, которое возрастает по мере поступле-
ния его через клапан 3. Как только сила давления воздуха на пор-
554 Глава 8. ПРИВОДЫ УПРАВЛЕНИЯ МЕХАНИЗМАМИ
Рис. 8.7. Схема пневматического распределителя
(тормозного крана), обеспечивающего следящее
действие по усилию:
а - нерабочее положение; б - остановка в промежуточном положении;
в - продолжение движения
шень 8 превысит силу пружины 9, поршень перемещается вверх,
впускной клапан 3 закрывается, а выпускной клапан 5 остается
закрытым.
В силовом цилиндре 1 создается давление, пропорциональное
усилию на педали или рычаге управления. Если тракторист, воз-
действуя на педаль управления или рычаг, увеличит силу Q на
плунжере 10 (рис. 8.7, в), то под действием пружины 9 поршень 8
вновь опускается и открывается впускной клапан 3, а выпускной
клапан 5 закрывается и остается в таком положении, пока вновь не
наступит равновесие системы.
Расчет составных частей пневматичес-
кого сервопривода. На тракторах применяют одно- и
двухцилиндровые одноступенчатые компрессоры производитель-
ностью от 60 до 250 л/мин. Давление сжатого воздуха в ресиверах
тормозного привода должно быть 0,65...0,8 МПа. Давление сжато-
го воздуха, ограничиваемое в ресиверах предохранительным кла-
паном, должно быть 0,84... 1,32 МПа.
ПРИВОДЫ С УСИЛИТЕЛЯМИ (СЕРВОПРИВОДЫ)
555
Рис. 8.8. Расчетная схема пневматического сервопривода
колодочных тормозов с равными перемещениями колодок
Подача компрессора пневматического привода
Q = ind2 Snnr\nod/4,
где i - число цилиндров; d- диаметр цилиндра; Sn - ход поршня;
п - частота вращения вала компрессора; т|ИО() - коэффициент пода-
чи (П„ой «0,6).
Объем ресиверов должен в 20...25 раз превышать объем всех
силовых цилиндров (пневматических камер), что обеспечивает
8-10-кратное срабатывание привода при неработающем двигателе.
Устанавливать ресивер необходимо в наиболее низком месте, что-
бы в нем собирался конденсат из системы.
Рассмотрим в качестве примера расчетную схему пневматиче-
ского сервопривода управления колодочными тормозами с равны-
ми перемещениями колодок (рис. 8.8). Усилие на педали управле-
ния тормозами находят при максимальном моменте трения
тормоза.
Определив приводные силы Р и Р" тормозных колодок (см.
раздел 7.5), можно найти крутящий момент на валике разжимного
кулака (рис. 8.8):
Мк = (Р' + Р")г.
556 Глава 8. ПРИВОДЫ УПРАВЛЕНИЯ МЕХАНИЗМАМИ
Усилие на штоке пневматической камеры
F = MK/l.
Тогда необходимое давление воздуха в полости пневматиче-
ской камеры
Pe=F!An>
где Ап - площадь диафрагмы пневматической камеры.
Усилие, действующее на поршень тормозного крана,
РК =РвАк+РПр’
где А* - площадь поршня тормозного крана; Рпр - усилие пружи-
ны, препятствующей перемещению поршня.
Усилие на педали управления тормозами
Рпед=РкЬ/а <[Р]„ед.
Электрические сервоприводы обладают высоким быстро-
действием и хорошо приспособлены к автоматизации управления,
но пока не получили распространения в тракторах из-за их высо-
кой стоимости, больших масс и габаритов по сравнению с гидрав-
лическими сервоприводами. Однако эти приводы получают широ-
кое распространение для управления механизмами легковых авто-
мобилей. Очевидно, что при совершенствовании конструкций и
появлении новых материалов эти приводы в перспективе могут
быть использованы и в тракторах.
Комбинированные сервоприводы представляют собой ком-
бинацию электропривода с гидравлическим или пневматическим
сервоприводом или пневматического сервопривода с гидравличе-
ским. В комбинированном сервоприводе выше быстродействие.
Так, время срабатывания пневмогидравлического привода в 1,5.. .3
раза меньше, чем у пневматического. Очевидно, что быстродейст-
вие электропневматического привода будет еще выше. Если в со-
став комбинированного сервопривода входит электропривод, то
такой привод лучше приспособлен к автоматизации. Последнее
преимущество является главной причиной широкого распростра-
нения электрогидравлического сервопривода в современных трак-
торах.
Глава 9
ХОДОВЫЕ СИСТЕМЫ ТРАКТОРОВ
9.1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Ходовая система служит для обеспечения движения трактора
и поддержания его остова.
Ходовая система колесного трактора со-
стоит из движителя в виде ведущих и ведомых колес, которые мо-
гут быть одновременно управляемыми, и подвески, соединяющей
колеса с остовом трактора.
Конструктивно ходовые системы колесных тракторов выпол-
няют по следующим основным схемам:
1) с двумя задними ведущими и двумя передними управляе-
мыми колесами меньшего диаметра, чем задние (колесная схема
4К2);
2) с двумя задними ведущими и одним передним управляе-
мым колесом или с двумя сближенными колесами (ЗК2);
3) с четырьмя ведущими колесами (4К4);
4) с шестью и восемью ведущими колесами (6К6 и 8К8).
Ходовые системы, выполненные по третьей схеме, в зависи-
мости от размеров колес могут быть с четырьмя одинаковыми ко-
лесами (4К46) и с передними ведущими и управляемыми колесами
меньшего диаметра, чем задние (4К4а). Такой тип ходовой систе-
мы получил наибольшее распространение в тракторах.
Ходовые системы, выполненные по четвертой схеме, получи-
ли ограниченное распространение - на специализированных гор-
ных, лесопромышленных и малогабаритных транспортных тракто-
рах.
По первой схеме выполняют универсально-пропашные или
универсальные тракторы малой и средней мощности или малога-
баритные садовые или садово-огородные тракторы, а по второй -
обычно специализированные тракторы: хлопководческие и трак-
558
Глава 9. ХОДОВЫЕ СИСТЕМЫ ТРАКТОРОВ
торы на широкопрофильных шинах для внесения удобрений в
почву. Колесные тракторы общего назначения мощностью свыше
180...220 кВт (245...300 л.с.) имеют, в основном, третью схему ис-
полнения - с четырьмя одинаковыми ведущими колесами.
Ходовая система гусеничного трактора
состоит из гусеничного движителя и подвески. Первая функция
выполняется двумя гусеничными движителями, расположенными
по обеим сторонам трактора, а последняя - подвеской, соединяю-
щей движители с остовом.
Гусеничный движитель в отличие от колесного обеспечивает
передвижение трактора не непосредственно по грунту (почве), а по
промежуточной замкнутой гусеничной ленте - гусеничной цепи
(гусенице). Гусеница имеет значительно большую опорную по-
верхность, чем площадь контакта колеса, что обеспечивает неболь-
шое давление трактора на грунт (0,025...0,07 МПа). На опорной
поверхности гусеницы имеются грунтозацепы (почвозацепы), по-
вышающие ее сцепление с грунтом. Внутренняя поверхность гусе-
ницы представляет собой достаточно твердый гладкий путь, по
которому опорные катки движителя катятся с меньшим сопротив-
лением, чем колеса по грунту. Все это обеспечивает гусеничному
трактору высокие тяговые качества при значительно меньшем, чем
у колесного трактора буксовании его движителей, хорошую про-
ходимость по мягким и влажным грунтам, меньшие потери мощ-
ности на самопередвижение, а следовательно, большую экономич-
ность его работы.
Гусеничные тракторы по сравнению с колесными более мате-
риалоемки, их движители конструктивно сложнее, металлические
гусеницы создают более высокий уровень шума, а срок их службы
в большинстве случаев меньше. Они менее универсальны при ис-
пользовании в сельскохозяйственном производстве и на транс-
портных работах, так как имеют более низкие транспортные ско-
рости и в ряде случаев движение с металлическими грунтозацепа-
ми по дорогам с твердым покрытием запрещено.
Ходовая система помимо удовлетворения общих требований,
предъявляемых ко всем агрегатам и системам трактора, должна
обеспечивать:
ВЕДУЩИЕ И ВЕДОМЫЕ КОЛЕСА КОЛЕСНЫХ ТРАКТОРОВ 559
- высокие тягово-сцепные качества и проходимость трактора;
- малое сопротивление движению трактора;
- допустимое уплотняющее воздействие движителя сельско-
хозяйственного трактора на почву (ГОСТ 26955-86);
- необходимую плавность хода трактора.
9.2. ВЕДУЩИЕ И ВЕДОМЫЕ КОЛЕСА
КОЛЕСНЫХ ТРАКТОРОВ
Ведущие и ведомые колеса обеспечивают движение трактора
и передают его вес на опорную поверхность.
Колеса состоят из пневматической шины, обода, диска и сту-
пицы. При этом в некоторых конструкциях отсутствует ступица
колеса или диск и ступица колеса. Все современные колесные
тракторы оснащаются пневматическими шинами низкого давле-
ния. Давление воздуха в шинах ведущих колес находится в преде-
лах 0,08...0,17 МПа, в шинах ведомых управляемых колес -
0,14...0,26 МПа.
Шины подразделяют по размерам, конструкции и назначению.
Размеры шины и ее конструктивные особенности включены в ее
обозначение, например 13,6R38 или 18,4-30:
первое число соответствует (в дюймах) номинальной ширине
профиля шины;
второе - посадочному диаметру обода (в дюймах);
R - обозначение шин с радиальным, а черточка между числа-
ми - шин с диагональным расположением нитей корда;
буква L вместо R обозначает, что шина низкопрофильная.
Более ранние конструкции шин имели такое же обозначение,
но в миллиметрах.
За рубежом иногда применяют и другое обозначение трактор-
ной шины, например 35/65R33 или 35/65-33. Здесь число 65 после
наклонной черты указывает отношение в процентах высоты про-
филя Н шины к ее ширине В, а остальные обозначения такие же.
По форме профиля (рис. 9.1) различают шины: обычного про-
филя (Н/В = 0,9...1,1); широкопрофильные (Н/В = 0,75...0,85);
арочные (Н/В = 0,4...0,6); пневмокатки (Н/В = 0,1...0,4).
560
Глава 9. ХОДОВЫЕ СИСТЕМЫ ТРАКТОРОВ
Рис. 9.1. Геометрические формы профиля шин и их отпечатки:
а - обычного профиля (тороидная); б - широкопрофильная; в - арочная;
г - пневмокаток; В - ширина профиля шины; d- посадочный диаметр
обода колеса; Н- высота профиля шины; Ь - ширина обода колеса;
D - наружный диаметр шины
По назначению различают шины ведущих и ведомых управ-
ляемых колес.
Ведущие колеса служат для преобразования крутя-
щего момента, подводимого к ним от двигателя через трансмис-
сию, в касательную силу тяги, необходимую для передвижения
трактора и создания тяги на крюке. Касательная сила тяги зависит
от вертикальной нагрузки, действующей на ведущие колеса, пло-
щади контакта колес с опорной поверхностью, сцепных качеств
протектора, а также свойств почвы или грунта.
Конструкция ведущих колес зависит в основном от конструк-
ции конечных передач и способов регулирования ширины колеи.
Ведущие колеса могут быть оборудованы ступицей, диском и обо-
дом, либо диском и ободом, либо только ободом.
Ступенчатое изменение колеи ведущих колес обеспечивается
перестановкой обода относительно диска и изменением положения
дисков колес относительно фланцев полуосей.
ВЕДУЩИЕ И ВЕДОМЫЕ КОЛЕСА КОЛЕСНЫХ ТРАКТОРОВ 561
Бездисковая конструкция ведущего колеса позволяет сокра-
тить габаритную ширину трактора при сохранении дорожного
просвета, так как конечная передача располагается внутри обода
колеса.
Ведомые управляемые колеса служат для на-
правления движения трактора, а также для передачи части его веса
на опорную поверхность. Если управляемые колеса являются ве-
дущими, то они создают дополнительную касательную силу тяги.
Основное требование к управляемым колесам - сохранение
устойчивости прямолинейного движения и заданной траектории
криволинейного движения при повороте.
Для облегчения поворота трактора и уменьшения радиуса по-
ворота передние управляемые колеса обычно выполняют меньше-
го размера по сравнению с задними ведущими.
Для уменьшения бокового скольжения колес по почве или
грунту при повороте трактора рисунок протектора шин выполняют
в виде кольцевых ребер.
Недостатком пневматических шин является плохое сцепление
с почвой или грунтом при повышенной влажности. Однако пра-
вильным подбором размеров, давления воздуха и некоторыми дру-
гими мероприятиями можно уменьшить этот недостаток.
Подбор шин. До настоящего времени нет четких рекоменда-
ций, позволяющих подбирать к трактору шины оптимальных раз-
меров. Задача усложняется еще и тем, что в зависимости от вида
выполняемых работ и фона опорной поверхности необходимо для
трактора иметь разные комплекты шин.
При выборе шин следует определять нагрузку на колесо с
учетом его догрузки (от навесных машин и орудий, действия силы
тяги на крюке и т.п.) для конкретной компоновки машины и усло-
вий работы. Кроме того, необходимо учитывать, что шины боль-
ших размеров обеспечивают лучшие тяговые показатели, а более
широкая шина улучшает плавность хода и проходимость. При
этом для пропашных тракторов ширина шины должна согласовы-
ваться с размерами междурядий.
Одним из основных показателей при выборе шин является
грузоподъемность Q. Под грузоподъемностью шины понимается
наибольшая нагрузка для данного внутреннего давления, при ко-
562
Глава 9. ХОДОВЫЕ СИСТЕМЫ ТРАКТОРОВ
торой на твердом основании ее радиальная деформация обеспечи-
вает достаточно длительный срок службы.
Подбор шин осуществляется по величине расчетных нагрузок
Qt на них с учетом принятого внутреннего давления воздуха рш.
Нагрузка на задние колеса тракторов 4К2, 4КЗ и 4К4 при навеши-
вании сельскохозяйственных машин возрастает. Поэтому подби-
рать шины нужно так, чтобы для задних колес был запас грузо-
подъемности порядка 30 %.
Для колесных тракторов 4К4 подбор шин переднего моста не-
обходимо осуществлять также при запасе грузоподъемности по-
рядка 30 %, так как на передний мост дополнительно нагружается
при фронтальном навешивании различных технологических ору-
дий.
Для тракторов 4К46 шины передних и задних колес подбира-
ются одинаковыми по статической нагрузке на передние
колеса.
При выборе значений внутреннего давления воздуха рш
в шине следует учитывать данные, приведенные в табл. 9.1.
По расчетным значениям Q( и заданной величине давления
рш из табл. 9.2 осуществляется подбор шин.
9.1. Давление воздуха в шинах передних рш\ и задних рш2
колес трактора на различных работах
Трактор Сельскохозяйственные работы Транспортные работы
рш1, МПа рш2, МПа рШ1, МПа рш2, МПа
Т-25 0,14 0,08 0,34 0,20
Т-16М 0,14 0,08 0,34 0,20
Т-40М 0,14 0,10 0,30 0,16
МТЗ-80 0,14 0,12 0,25 0,17
МТЗ-82 0,12 0,08 0,25 0,16
Т-150К 0,12 0,10 0,16 0,12
К-701 0,11 0,11 0,12 0,12
9.2. Нормы нагрузок и давлений в шинах при скорости V = 30 км/ч
(ГОСТ 7463-2003)
Марка шины Нагрузка на шину, кН, при внутреннем давлении, МПа
0,08 0,09 0,1 0,11 0,12 0,13 0,14 0,15 0,16 0,18 0,2
Шины ведущих колес
9,5-32 6 6,5 6,9 7,3 7,7 8 8,4 8,85 9 9,7 10,3
11,2-20 — — 7,65 8,1 8,5 8,9 9,3 9,7 10 10,8 11,5
11,2-28 6,95 7,5 7,95 8,45 8,9 9,25 9,7 10,1 10,4 H,2 —
13,6R38 11,5 12,3 13,2 13,9 14,8 15,6 16,4 17,2 18 — —
14,9-30 — — 13,6 14,6 15,1 15,9 16,7 — — — —
15,5R38 — — 14,6 15,5 16,3 16,9 17,8 18,5 19 20,6 —
16,9R30 — — 16,4 17,3 18,2 19 19,9 20,8 21,7 — —
16,9R38 17 18,1 19,2 20,3 21,4 22,5 23,6 24,7 25,8 — —
18,4L30 — — — 21,2 22,3 23,2 24,2 25,2 26,2 28,2 —
18,4R34 — — 21,4 22,5 23,5 24,4 25,7 — — — —
21,3R24 — — 19 20,2 21,4 22,2 23,3 24,3 — — —
30,5R32 — — — 36,8 38,9 40,3 42,3 44,1 45,8 — —
Шины ведомых управляемых колес
6,5-16 — — — — — — 3,9 4 4,2 4,5 4,8
9-20 — — 6,2 6,6 7 7,2 7,6 7,9 8,2 8,8 9,4
ВЕДУЩИЕ И ВЕДОМЫЕ КОЛЕСА КОЛЕСНЫХ ТРАКТОРОВ 563
564
Глава 9. ХОДОВЫЕ СИСТЕМЫ ТРАКТОРОВ
Для повышения тягово-сцепных качеств колесных тракторов
догружают ведущие колеса, оснащают их дополнительными поч-
возацепами или применяют накидные цепи, увеличивают число
ведущих колес, снабжают трактор полугусеничным ходом.
Для увеличения проходимости путем снижения давления на
почву используют широкопрофильные и арочные шины или до-
полнительные колеса, устанавливаемые по два или три на одну
ступицу.
Нормативные документы ограничивают уровень уплотняюще-
го воздействия движителя на почву, который оценивается по ме-
тодикам, изложенным в дисциплине "Теория трактора".
9.3. ПЕРЕДНИЕ МОСТЫ КОЛЕСНЫХ
ТРАКТОРОВ
Передние мосты служат для соединения управляемых колес
с остовом трактора и для передачи толкающего усилия от остова к
колесам. Если при этом к передним колесам подводится крутящий
момент, то такой мост называют ведущим. Передние мосты могут
быть портальными и соосными.
Портальные мосты образуются поперечными балками в виде
телескопически сопряженных труб, позволяющих изменять шири-
ну колеи, и Г-образными поворотными цапфами, обеспечивающи-
ми повышенный дорожный просвет под передним мостом.
Реже для подъема балки переднего ведущего моста использу-
ют одинарные и двойные конечные передачи с неподвижными
осями валов.
Соосные мосты отличаются расположением на одной оси бал-
ки и колес, их чаще всего выполняют ведущими.
Портальные мосты применяют на универсально-пропашных и
реже на универсальных тракторах, а соосные - на универсальных,
сельскохозяйственных тракторах общего назначения и промыш-
ленных. На отечественных универсально-пропашных тракторах
применяют передние мосты портального типа.
ПЕРЕДНИЕ МОСТЫ КОЛЕСНЫХ ТРАКТОРОВ
565
Установка управляемых колес на переднем мосту должна
обеспечивать устойчивое прямолинейное движение, легкость по-
ворота трактора, а также качение колес с минимальной затратой
мощности, минимальным износом шин и отсутствием колебаний.
Для удовлетворения указанных требований управляемые ко-
леса и их поворотные цапфы устанавливают под определенными
углами в продольной, поперечной и горизонтальной плоскостях
трактора (рис. 9.2).
Боковой наклон (развал) колес (рис. 9.2, а)
выполняют в поперечной плоскости под углом у с целью:
- облегчения поворота трактора, так как при этом уменьшает-
ся плечо а обкатки и, следовательно, момент, необходимый для
поворота колеса;
в)
Рис. 9.2. Схема установки
управляемых колес:
а-в поперечной плоско-
сти; б - в продольной плос-
кости; в - в горизонтальной
плоскости; г - схема сил,
действующих на трактор
на повороте
566
Глава 9. ХОДОВЫЕ СИСТЕМЫ ТРАКТОРОВ
- разгрузки малого наружного подшипника ступицы колеса и
мест крепления подшипников, так как при такой установке колес
возникает осевая сила, прижимающая ступицу колеса к внутрен-
нему большому подшипнику;
- компенсации износа в шарнирах и подшипниках, а также
деформации деталей переднего моста, не допуская при этом нуле-
вого и отрицательного развала.
В существующих конструкциях тракторов угол у = 1,5...5°,
а плечо обкатки (рис. 9.2, а)
а = 1гГГЛЧ + $У
Здесь 1Ц - длина цапфы; rcm - статический радиус колеса; уг-
лы у и Р в рад.
Вместе с тем установка управляемых колес с развалом под уг-
лом у вызывает стремление колеса повернуться в сторону наклона.
Однако колеса, связанные с трактором, будут двигаться по пря-
мой, но с некоторым боковым скольжением, вызывающим уско-
ренный износ шин и увеличение расхода топлива.
Для устранения этого явления применяют схождение
управляемых колес в горизонтальной плоскости (рис.
9.2, в). Для этого их устанавливают с некоторым наклоном вперед
под углом 8. Схождение колес определяют разностью расстояний
В2 и В\, что составляет 2... 12 мм и соответствует углу схождения
8, не превышающему 1°.
Боковой наклон шкворня поворотной
цапфы в поперечной плоскости под углом
Р (рис. 9.2, а) уменьшает плечо а обкатки и улучшает устойчи-
вость прямолинейного движения трактора, так как при повороте
колес действует стабилизирующий момент, возвращающий колесо
в продольную плоскость. Стабилизирующий момент возникает
вследствие подъема передней части трактора при обкатывании ко-
леса вокруг наклонного шкворня. Поэтому его очень часто назы-
вают весовым стабилизирующим моментом. При этом весовой
стабилизирующий момент зависит от угла наклона Р шкворня
ПЕРЕДНИЕ МОСТЫ КОЛЕСНЫХ ТРАКТОРОВ
567
(у современных тракторов 0 = 2...10°), веса трактора, приходяще-
гося на управляемые колеса, и не зависит от скорости движения.
Наклон шкворня поворотной цапфы в
продольной плоскости верхним концом
назад под углом а (рис. 9.2, 6) выполняют таким обра-
зом, чтобы продолжение его оси пересекало опорную поверхность
немного впереди центра площади контакта шины с дорогой, обра-
зуя плечо п. Назначение угла а - сохранение прямолинейности
движения трактора при высоких скоростях (обеспечение скорост-
ной стабилизации управляемых колес). Это достигается тем, что
при криволинейном движении трактора (рис. 9.7, г) на него дейст-
вует центробежная сила Рц, пропорциональная угловой скорости
(атр поворота трактора относительно центра О. Центробежная си-
ла Рц вызывает действие боковых реакций почвы (дороги) R3 и Ry
соответственно на задние и передние управляемые колеса тракто-
ра. Действие реакций Ry в центрах контакта шин с опорной по-
верхностью на плече п (рис. 9.2, б) создает стабилизирующий мо-
мент, стремящийся управляемые колеса повернуть в положение
прямолинейного движения. У современных тракторов угол
а = 1...5°. Ряд ведущих зарубежных фирм увеличивает угол а до
10... 12° для увеличения угла поворота управляемых колес до
50...55°. Это позволяет уменьшить радиус поворота трактора.
Углы развала управляемых колес, поперечного и продольного
наклона шкворня поворотной цапфы обеспечиваются конструкци-
ей переднего моста и в условиях эксплуатации не регулируются.
В процессе эксплуатации регулируют лишь сходимость управляе-
мых колес путем изменения длины поперечных рулевых тяг.
У тракторов с шарнирной рамой (рис. 9.3), остов которых со-
стоит из двух шарнирно соединенных полурам, передние колеса
установлены без развала и сходимости и являются неуправля-
емыми.
568
Глава 9. ХОДОВЫЕ СИСТЕМЫ ТРАКТОРОВ
Рис. 9.3. Схема поворота трактора с шарнирной рамой:
а - вид сбоку; б - вид сверху
Для повышения тяговых показателей тракторов подобного
типа и обеспечения устойчивости прямолинейного движения не-
обходимо, чтобы основным ведущим мостом был передний, зад-
ний же мост подключается только в тяжелых условиях работы.
Когда передний мост является ведущим (задний в это время
выключен) на шарнир рамы действует тянущее усилие Рпс перед-
ней секции. В результате появляется стабилизирующий момент
Мвс ведущей секции, который при повороте секции на угол <р
стремится вернуть систему в исходное положение:
Л/вс =7?/1sin<p,
где R - реакция со стороны задней секции R = f G2 + Ркр; здесь
f - коэффициент сопротивления качению трактора; G2 - вес
задней секции трактора.
ПЕРЕДНИЕ МОСТЫ КОЛЕСНЫХ ТРАКТОРОВ
569
При заднем ведущем мосте толкающее усилие Рзс со сторо-
ны задней секции трактора создает поворачивающий момент Мзс ,
приводящий к складыванию секций, результатом чего является
неустойчивое прямолинейное движение трактора. Величина этого
момента
мзс =рзс A sin<P-
Для обеспечения устойчивости прямолинейного движения
трактора, помимо выполнения вышеуказанных рекомендаций, не-
обходимо, чтобы ось соединения шарнира секций устанавливалась
под углом у в продольной плоскости. В этом случае при повороте
секций на угол ф из-за изменения положения центров масс перед-
ней и задней секций трактора появляется весовой стабилизирую-
щий момент Мс, стремящийся вернуть секции в исходное поло-
жение, когда угол ф = 0°. Величина этого момента при угле пово-
рота секций ф<15°
/£У8Шф
1 4
1 + у-СО8ф
G, 1\—+G, Д
1 I 7 X X
к *1
где Gj и G2 - вес соответственно передней и задней секций трак-
тора.
Достаточный стабилизирующий момент может быть получен
только при небольшой высоте центров масс передней и задней сек-
ции трактора и значениях 1[/1^ > 0,25 , Г2/12 > 0,25.
Когда центры масс секций трактора находятся вблизи осей
колес, то наклон оси шарнира под углом у нецелесообразен. Если
центры масс секций трактора находятся вне его колесной базы, то
для получения стабилизирующего момента необходимо, чтобы
570
Глава 9. ХОДОВЫЕ СИСТЕМЫ ТРАКТОРОВ
при повороте центр шарнира опускался. Для этого ось шарнира
необходимо наклонить назад по ходу движения трактора под
углом у.
Расчет элементов балки переднего моста. Отечественные
колесные тракторы классов 0,6... 1,4 имеют передние мосты с бал-
ками портального типа, выполненными из телескопически сопря-
женных труб, позволяющих изменять ширину колеи, и Г-образных
поворотных цапф, обеспечивающих необходимый дорожный про-
свет. На универсальных тракторах и тракторах общего назначения
применяют, как правило, передние ведущие мосты соосного типа,
отличающиеся расположением на одной оси балки ведущего моста
и колес. При этом на универсальных тракторах передний мост мо-
жет быть выполнен управляемым с балкой, качающейся вокруг
поперечной оси, или с балкой, установленной на рессорах. На
тракторах общего назначения передний мост выполняют неуправ-
ляемым с балкой, установленной на рессоры или жестко закреп-
ленной на остове.
Условия нагружения балок зависят от конструкции подвески,
режима движения трактора и конструкции полуосей ведущего
моста. Обычно балки мостов рассчитывают на изгиб и кручение.
При этом динамический характер нагружения балки учитывают
коэффициентом динамичности. При расчете принимают следую-
щие допущения:
1) вес трактора в статическом положении распределяется по
бортам равномерно;
2) момент, передаваемый через межколесный дифференциал
ведущего моста, распределяется между колесами поровну;
3) ведущие мосты имеют полностью разгруженные полуоси.
Напряжения в балке моста определяют в зависимости от кон-
струкции моста (ведущий или ведомый, управляемый или не-
управляемый и есть ли в нем тормоза) для различных случаев на-
гружения. Так, напряжения в ведущем мосту с тормозами опреде-
ляют: при максимальной силе тяги и максимальной тормозной си-
ле; при заносе на повороте и при переезде препятствия. При отсут-
ствии тормозов - при максимальной силе тяги, заносе на повороте
и при переезде препятствия. Если мост является только управляв-
ПЕРЕДНИЕ МОСТЫ КОЛЕСНЫХ ТРАКТОРОВ
571
мым и без тормозов, то напряжения определяют при заносе на по-
вороте и при переезде препятствия. Если управляемый мост вы-
полнен с тормозами, то дополнительно определяют напряжения в
балке моста при максимальной тормозной силе на передних
колесах.
Рассмотрим наиболее общий случай, когда передний мост яв-
ляется ведущим и управляемым и в нем установлены тормоза.
При действии максимальной силы тяги
(рис. 9.4, эпюры 1) и л и максимальной тормозной
силы (рис. 9.4, эпюры 2) принимают, что коэффициент сцепле-
ния колеса с опорной поверхностью ср = 0,7...0,8.
Предельная по сцеплению с опорной поверхностью макси-
мальная сила тяги и тормозная сила на колесе (рис. 9.4)
Рк ~ Рт = Gk Ф>
где GK - вертикальная реакция опорной поверхности на колесо
(на рис 9.4 индекс "л" относится к левому колесу, а индекс "п" -
к правому):
Gk=0,5G„,
Здесь GM - вертикальная нагрузка на ось трактора.
В тяговом режиме вертикальная нагрузка на переднюю ось
трактора
Gm = G\ = GTaJL’
а на заднюю ось
Gm ~G2 =GAL~adlL
В тормозном режиме соответственно:
GM = Gl = ^jL(<*C+<Phc)'’ Gm=G2 =-^(L-ac-4hc)-
L
572
Глава 9. ХОДОВЫЕ СИСТЕМЫ ТРАКТОРОВ
В)
а)
Рис. 9.4. Силы, действующие на ведущий мост,
и эпюры моментов на различных режимах движения трактора:
а - для моста портального типа; б - для моста соосного типа;
1 - в тяговом режиме; 2 - в тормозном режиме; 3 - при заносе
на повороте; Мв и Мг - изгибающий момент соответственно
в вертикальной и горизонтальной плоскостях; Мк - крутящий
момент в тяговом или тормозном режимах
Здесь ас и hc - горизонтальная (относительно задней оси) и
вертикальная координаты центра масс трактора; L- продольная
база колесного трактора.
ПЕРЕДНИЕ МОСТЫ КОЛЕСНЫХ ТРАКТОРОВ
573
Для ведущего моста портального типа (рис. 9.4, а) максималь-
ный изгибающий момент в плоскости:
вертикальной
MB^,5(GK-G'K)B-
горизонтальной
Mr=Q,5PKB,
где G'- вес одного колеса со ступицей; В - поперечная база трак-
тора.
Крутящий момент
M=P(h-rK).
Для ведущего моста соосного типа (рис. 9.4, б):
mb=(Gk~Gk)1’ Мг=Рк1; Мк=Ркгк ,
где / - расстояние от середины плоскости колеса до места крепле-
ния балки моста с рессорой или остовом трактора.
В тяговыхо и тормозных режимах работы трактора для балки
моста портального типа (рис. 9.4, а) опасным является сечение
//-//, а для балки моста соосного типа (рис. 9.4, б) сечение
Суммарный момент трубчатого сечения балки
м^=^м2в+м2+м2,
а результирующее напряжение
^pe3=M^/W<[<5],
где W- момент сопротивления сечения балки при изгибе.
Для балки прямоугольного сечения напряжения изгиба и
кручения составят
GU=MBIWB+Mr/Wr- TK=MJWP,
574
Глава 9. ХОДОВЫЕ СИСТЕМЫ ТРАКТОРОВ
где WB и Wr - момент сопротивления сечения балки при изгибе
соответственно в вертикальной и горизонтальной плоскостях;
Wp - момент сопротивления сечения балки при кручении.
Эквивалентное напряжение в балке
Допускаемые напряжения для литых балок мостов из ковкого
чугуна [а] = 30 МПа; для литых стальных [а] = 35...50 МПа ; для
сварных штампованных балок из листовой стали и кованых сталь-
ных [о] = 80...120МПа.
Расчет балки моста выполняют отдельно для тягового и
тормозного режимов работы трактора.
При расчете балки моста в режиме за-
носа трактора на повороте (рис. 9.4, эпюра 3) при-
нимают допущение, что продольная сила на колесах отсутствует и
коэффициент сопротивления боковому сдвигу каждого из колес
ср' = 1. Направление боковых сил Fx и Fn соответственно на левое
и правое колеса передней оси показано на рис. 9.4 при заносе
трактора влево.
Боковые силы определяют из выражений:
Л=GKn ф' ; F„ = ф' .
Входящие в эти формулы вертикальные реакции соответст-
венно на левое и правое колеса
Gra=0,5GJHfl+^A\ GKn=0,5GM(l-^^
V в J \ в
Из эпюр изгибающих моментов в вертикальной плоскости при
заносе трактора (рис. 9.4, эпюра 3) следует, что для балки моста
портального типа (рис. 9.4, а) опасным является сечение /-/ (место
ПЕРЕДНИЕ МОСТЫ КОЛЕСНЫХ ТРАКТОРОВ
575
крепления колеса), а для балки моста соосного типа (рис. 9.4, б) -
сечение I-I и сечение IV-IV (место крепления балки к рессоре или
остову).
Суммарный изгибающий момент в сечении I-I
Mz=^rK,
а в сечении IV-IV
- (G -G')l + F г .
Тогда напряжение изгиба
ои=М2/^<[<у].
При переезде препятствия предполагают, что
продольные и поперечные силы в точках контакта колес с опорной
поверхностью отсутствуют, а вертикальные реакции на левых и
правых колесах моста равны и достигают максимального значе-
ния. Максимальная вертикальная реакция на колесо переднего
моста
^ктах = 0,5 GT кд ас /L;
на колесо заднего моста
G™=0.5Gr^(I-oJ/I,
где кд =2,0...2,5 - коэффициент динамичности.
Тогда максимальный изгибающий момент в вертикальной
плоскости в балке моста портального типа (рис. 9.4, а) в сечении
II-II
а в балке моста соосного типа (рис. 9.4, б) в сечении Ш-Ш
MB=(GKmax-G'K)l.
576
Глава 9. ХОДОВЫЕ СИСТЕМЫ ТРАКТОРОВ
Напряжение изгиба в опасных сечениях
Расчет балок задних мостов тракторов выполняется анало-
гично.
Ось поворотной цапфы (рис. 9.5) рассчитывают
на изгиб. Максимальный изгибающий момент зависит от режима
нагружения балки моста:
для тягового или тормозного режима
M^c^-G'J+Pt-,
в режиме заноса трактора
Ми ^(.GK-G'K)C + FrK’
при переезде препятствия
М = Сектах “ &'к )с ,
где с - расстояние от средней плоскости колеса до корня шипа
(рис. 9.5).
Напряжение изгиба в каждом случае
_ _ < г_1
П —-------—--------г |ПI ,
W 0,1 1
где [п]и = 550МПа - допускаемое напряжение изгиба, <1Ц - диа-
метр цапфы.
Шкворень поворотной цапфы рассчитывают
на изгиб и срез для тягового и тормозного режимов нагружения
балки моста и в режиме заноса трактора.
ПЕРЕДНИЕ МОСТЫ КОЛЕСНЫХ ТРАКТОРОВ
577
Рис. 9.5. Схема для расчета на прочность шипа
и шкворня поворотной цапфы:
а - Г-образной; б - вильчатой
578
Глава 9. ХОДОВЫЕ СИСТЕМЫ ТРАКТОРОВ
При тяговом и тормозном режиме нагружения балки моста на
нижнюю втулку шкворня действует результирующая сила
^=7(л+^)2+^2,
где
F =Р —
г3 гк ,
При заносе трактора наибольшая результирующая сила на
нижней втулке шкворня:
для Г-образной цапфы (рис. 9.5, а)
_{GK-G'K)m + F(rK+h + 0,5f)^
^р ~ 7 >
для вильчатой цапфы с а ® 0,5/ (рис. 9.5, б)
F _(GK-G'K)m+F(rK+0,5f)
Напряжения изгиба и среза в шкворне определяют при боль-
шем значении расчетной силы Fp:
_ Fpzf 1 _ ^FP ,r ]
; Xcp ~^~^cp ’
где dM - диаметр шкворня в опасном сечении; / - расстояние от
места приложения нагрузки Fp до опасного сечения;
[о]„= 500МПа; [т]ср= 100МПа.
Для Г-образной цапфы (рис. 9.5, а), когда поворотный рычаг
связан со шкворнем, на последний действует крутящий момент,
вызывающий напряжения кручения
Рк т
Хк ~ 0,2
К ’
где [т] к = 120 МПа.
ГУСЕНИЧНЫЙ ДВИЖИТЕЛЬ
579
Втулка шкворня поворотной цапфы рас-
считывается на смятие при максимальном значении расчетной си-
лы Fp. Напряжение смятия втулки шкворня
^cM=FP/(ledul)<[c>\CM,
где Неи =30МПа.
9.4. ГУСЕНИЧНЫЙ ДВИЖИТЕЛЬ
Гусеничный движитель служит для преобразования крутяще-
го момента, подводимого от двигателя к ведущим колесам, в каса-
тельную силу тяги, обеспечивающую движение трактора. Движи-
тель состоит из гусеничных цепей, ведущих и направляющих ко-
лес с натяжным и амортизирующим устройствами, опорных и
поддерживающих катков.
Гусеничная цепь (гусеница) передает нагрузку от веса трак-
тора на опорную поверхность и преобразует крутящий момент на
ведущих колесах в касательную силу тяги.
Обычно на тракторе устанавливают движитель с двумя гусе-
ницами. Существуют конструкции сочлененных тракторов с че-
тырьмя гусеницами.
Кроме общих требований, предъявляемых ко всем агрегатам и
системам трактора гусеница должна обеспечивать высокие сцеп-
ные качества независимо от фона опорной поверхности, неболь-
шое сопротивление движению трактора, а для сельскохозяйствен-
ных тракторов - допустимое уплотняющее воздействие на почву
(ГОСТ 26955-86).
Современные гусеницы классифицируют:
по типу их общей конструкции - традиционные, состоящие из
отдельных металлических шарнирно соединенных звеньев; моно-
литные резиноармированные (РАГ);
по конструктивному выполнению металлических звеньев -
составные и цельнолитые;
по типу беговой дорожки опорных катков - рельсовые и плос-
кие;
580
Глава 9. ХОДОВЫЕ СИСТЕМЫ ТРАКТОРОВ
по расположению шарнира на звене - приподнятый и опу-
щенный;
по типу шарнира - закрытый, открытый, упругий (резиноме-
таллический).
Звено составной гусеницы состоит из штампованных рельсов,
к которым крепится опорная плита с грунтозацепами. Шарнирное
соединение звеньев осуществляется с помощью запрессованных в
рельсы пальцев и втулок. При этом получается закрытый металли-
ческий шарнир (ЗМШ). Для повышения долговечности таких шар-
ниров и снижения в них потерь на трение в некоторых их конст-
рукциях применяют жидкостное смазывание пар трения и допол-
нительные уплотнения.
Основные недостатки составных гусениц:
- большая металлоемкость (до 25 % массы трактора);
- сложность и трудоемкость изготовления по сравнению с
цельнолитыми гусеничными звеньями;
- сложность в эксплуатации, требующая специальных прессо-
вых приспособлений для их разборки и сборки во время ремонта.
Однако несмотря на отмеченные недостатки, составные гусе-
ницы имеют весьма широкое применение на промышленных трак-
торах, особенно больших тяговых классов, работающих на песча-
ных грунтах, главным образом из-за высокой долговечности шар-
ниров закрытого типа и ремонтопригодности составных звеньев
гусениц.
Цельнолитые звенья гусениц изготовляют отливкой из высо-
комарганцовистых сталей Г13Л или 110Г13Л. По типу беговой
дорожки они могут быть плоскими или рельсовыми.
Звенья гусеницы соединены между собой закаленными паль-
цами, выполненными из стали 65Г или 55. В результате получает-
ся открытый металлический шарнир (ОМШ).
Преимуществом литых плоских звеньев по сравнению с со-
ставными являются простота изготовления и обслуживания, не-
большая стоимость и относительно малая масса (10... 15 % и массы
трактора).
Основные недостатки этих звеньев низкая долговечность, не
превышающая на обычных почвах 1200...2000 ч, а на песчаных
ГУСЕНИЧНЫЙ ДВИЖИТЕЛЬ
581
даже 250...350 ч. Объясняется это тем, что ОМШ низкого распо-
ложения позволяет абразиву свободно проникать в проушины и в
результате быстрого изнашивания их и соединительных пальцев
звено становится неремонтопригодным. Кроме того, у гусениц с
цельнолитыми звеньями выше сопротивление качению опорных
катков по плоским беговым дорожкам, покрытым землей при ра-
боте трактора на мягких и рыхлых грунтах.
Чтобы повысить срок службы шарниров плоских литых гусе-
ниц предложено много способов, среди которых наиболее пер-
спективным является применение резинометаллических шарниров
(РМШ). Долговечность современных конструкций цельнолитых
гусениц с РМШ достигает 5000...6000 ч. Однако, несмотря на зна-
чительное повышение долговечности РМШ и меньшую шумность
работы гусеницы, их широкое применение на тракторах ограниче-
но повышенной стоимостью производства и сложностью обслужи-
вания в эксплуатации.
Кроме того, гусеницы с металлическими звеньями не могут
быть использованы при эксплуатации трактора на дорогах с твер-
дым покрытием (асфальт, бетон), так как они повреждают это по-
крытие. В результате снижается годовая загрузка трактора. Ради-
кальным решением этой проблемы является применение на трак-
торах РАГ (рис. 9.6), представлящих собой монолитную конструк-
цию, армированную стальными тросами и закладными металличе-
скими элементами, завулканизированными в кордовую резиновую
ленту. Последние служат в большинстве случаев для цевочного
зацепления гусеницы с ведущим колесом движителя. Общий вид
РАГ показан на рис. 9.6, а, а условный ее разрез по закладному
элементу и цевке - на рис. 9.6, б.
Существуют конструкции РАГ, в которых отсутствуют за-
кладные металлические элементы. Здесь передача крутящего мо-
мента с ведущего колеса на гусеницу осуществляется за счет сил
трения между ними. Для увеличения трения с гусеницей ведущее
колесо выполняется гладким с резиновым бандажом или пневма-
тической шиной. Такие конструкции РАГ менее перспективны, так
как требуют сильного натяжения гусениц, что приводит к сниже-
нию их долговечности.
582
Глава 9. ХОДОВЫЕ СИСТЕМЫ ТРАКТОРОВ
б)
Рис. 9.6. Резиноармированная гусеница (РАГ):
1 - закладной металлический элемент с направляющим выступом
для фиксации качения опорных катков и направляющего колеса;
2 - обрезиненная цевка закладного элемента; 3 - отверстие
в резиновом корде для зуба ведущего колеса; 4 - сечение стальных
тросов; 5 - резиновые грунтозацепы
Более перспективны РАГ с закладными металлическими эле-
ментами, зацепляющимися с ведущим колесом.
РАГ начинают находить все более широкое применение в со-
временных тракторах, благодаря следующим положительным ка-
чествам:
ГУСЕНИЧНЫЙ ДВИЖИТЕЛЬ
583
- высокой долговечности (до 6000 ч), примерно в два раза
больше по сравнению с гусеницами с открытыми металлическими
шарнирами;
- возможностью выполнения трактором транспортных работ
на асфальтовом и бетонном покрытиях без их разрушения;
- меньшим на 25...30% уплотняющим воздействием на почву
при одинаковой ширине с металлическими гусеницами;
- возможностью установки РАГ на серийный гусеничный
трактор без переделки конструкции движителя.
Кроме того, они обладают хорошей самоочищаемостью от
грязи при любой влажности, а форма грунтозацепов исключает
сползание трактора при работе на склонах.
Недостатками РАГ подобного являются сложность производ-
ства и установки гусеницы на трактор в полевых условиях.
Расчет гусеницы с ОМШ. Расчету подвергаются
проушины звеньев и пальцы. Исходными данными для расчета
являются вес GT трактора и ширина Ьг гусеницы. Расчетное уси-
лие, растягивающее звенья гусеницы, ограничивается предельной
силой по сцеплению забегающей гусеницы с опорной поверхно-
стью при повороте трактора на уклоне крутизной а - 30° в сторо-
ну подъема (см. раздел 7.3).
В этом случае расчетная сила, растягивающая звенья гусени-
цы (рис. 9.7, а),
Р = 0,65 GT ф,
где ф = 1,0.
Для обеспечения равной прочности проушин должно соблю-
даться условие
п п
^=^ = 0,5Ьг, (9.1)
1 1
где и, и' и bt, Ь\ - соответственно число и ширина проушин охва-
тываемой и охватывающей сторон звена гусеницы.
584
Глава 9. ХОДОВЫЕ СИСТЕМЫ ТРАКТОРОВ
Рис. 9.7. Расчетная схема:
а - гусеницы с ОМШ; б - проушины звена гусеницы
Диаметр пальца из условия обеспечения требуемой износо-
стойкости
, 2Р
а -------,
[р}Ьг
где [р] = 50 МПа - допускаемое давление в проушинах звена гу-
сеницы (параметр износостойкости).
ГУСЕНИЧНЫЙ ДВИЖИТЕЛЬ
585
Число проушин охватываемой стороны звена гусеницы опре-
деляют из условия ограничения напряжений среза в пальце:
2Р
п =—5------♦
nd [т]с/>
где [т]ср = 80 МПа - допускаемое напряжение среза.
Для обеспечения равной прочности и износостойкости про-
ушины охватываемой стороны должны быть одинаковой ширины:
6, = Ьг/(2п).
С этой же целью крайние проушины охватывающей стороны
звена выполняют в 1,5...2 раза уже средних, равных по ширине
проушин, но при соблюдении условия (9.1).
Радиус проушины определяют исходя из расчета ее на разрыв
(рис. 9.7, б):
R= Р +О,5<7,
где [а]Р = 60 МПа - допускаемое напряжение растяжения.
После конструктивной проработки звеньев гусеницы необхо-
димо выполнить поверочные расчеты звеньев и пальца с учетом
зазора S между проушинами (см. рис. 9.7, а). В выполненных кон-
струкциях S = 0,5...2,0 мм. Силу, нагружающую проушины звень-
ев, находят из выражений для сторон:
охватываемой
Р1+Р2+... + Р„=Р-,
123 " 1,56,+S 1,5б2+5 1,5би+5
охватывающей
р[+р'2+...+р'п=р;
2Р: :2Д :2Р’:...:2Р'п =----t--:---J---:...:-------,
123 " l,5Z>; + 5 1,56'+5 l,5bn+S
586
Глава 9. ХОДОВЫЕ СИСТЕМЫ ТРАКТОРОВ
где Р\...Рп - сила, нагружающая проушины охватываемой сторо-
ны звена гусеницы шириной соответственно Ь}... Ьп; Р{...Р'п -
сила, нагружающая проушины охватывающей стороны звена гусе-
ницы шириной соответственно Ь{... Ь'п.
Соотношения получены при условии, что распределение уси-
лия Р (рис. 9.7), приложенного к гусенице, между проушинами
прямо пропорционально изгибной жесткости пальца в точках фак-
тического приложения сил в проушинах.
Поверочный расчет проушин выполняют для наиболее нагру-
женной проушины. Для охватываемой и охватывающей сторон
звена гусеницы напряжение растяжения в проушинах определяют
из выражений:
ар = (2ДЛ</)б/М,,; '’' = (2«-<фГ[а1'"
Давление в проушинах:
л=Л/(М)ад;
р; = р,7(»,и)<И.
Поверочный расчет пальца гусеницы на срез выполняют для
наиболее нагруженной средней проушины:
= 0,85 A s [U,; <„ = 0,85 А < [т] ,
Ina а а
где к-4/3 - коэффициент, учитывающий сложнонапряженное
состояние пальца при совместном действии напряжений изгиба и
среза.
Расчет гусеницы с Р М Ш . В гусеницах с РМШ
возможность складывания звеньев друг относительно друга в точ-
ках перегиба обеспечивается использованием упругих элементов в
виде резиновых втулок, работающих на смятие и кручение.
В гусеницах с последовательными РМШ (рис. 9.8, а) звенья 1
и 3 соединены между собой пальцем 2. При этом сила тяги Р от
одного звена к другому передается через резиновые втулки 4, ко-
ГУСЕНИЧНЫЙ ДВИЖИТЕЛЬ
587
Рис. 9.8. Схема гусеницы с РМШ:
а - с последовательными; б - с параллельными
торые в точках перегиба обвода скручиваются на угол а/2 в каж-
дой проушине (где а - угол относительного поворота звеньев 1 и 3
гусеницы). В собранном виде резиновые элементы соседних
звеньев гусеницы составляют один блок из последовательно рас-
положенных вдоль оси пальца втулок чередующихся проушин.
В гусеницах с параллельными РМШ (рис. 9.8, б) растягиваю-
щее усилие Р от звена 7 на звено 3 передается посредством двух
соединительных пальцев 2 и скоб 5. Резиновые втулки 4 каждого
звена, как и у последовательного РМШ, скручиваются в точках
перегиба на угол а/2. У параллельного РМШ в собранном виде
упругие элементы смежных звеньев гусеницы составляют два бло-
ка. Разборность такой конструкции обеспечивается при помощи
соединительных скоб, которые обычно крепят к пальцам болтами
с клиновыми головками, клеммовым или конусным соединением
(рис. 9.9).
Для обеспечения разборности гусениц с последовательными
РМШ шарнир выполняют в виде составного блока из резиноме-
таллических втулок (резиновая втулка привулканизирована к ме-
таллическому кольцу) и соединительного пальца. При этом непод-
вижность втулок на пальце достигается тем, что палец и внутрен-
588
Глава 9. ХОДОВЫЕ СИСТЕМЫ ТРАКТОРОВ
Рис. 9.9. Соединения пальцев гусеницы
с параллельными РМШ:
а - клиновое; б - клеммовое; в - конусное
ние отверстия втулок делают фасонными, чаще всего шестигран-
ными. Втулки стягиваются на пальце гайками.
Резиновые втулки, обычно привулканизированные к пальцу,
запрессовываются в проушины звеньев с натягом около 40%.
Под действием растягивающего усилия Р (рис. 9.8) шаг гусе-
ницы tr увеличивается. Увеличение шага tr будет тем больше,
чем меньше активная ширина шарнира. Под активной шириной
шарнира понимается суммарная ширина всех резиновых втулок
одной стороны проушин звена гусеницы, воспринимающая растя-
гивающее усилие Р.
В существующих конструкциях активная ширина шарнира со-
ставляет (0,45...0,5)бг у гусениц с последовательными РМШ (рис.
9.8, а) и (0,6...0,7)Z>r- у гусениц с параллельными РМШ (рис. 9.8,
б). Поэтому гусеницы с параллельными РМШ целесообразно при-
менять только на мощных тракторах больших тяговых классов, так
как они обеспечивают более высокую стабильность шага при из-
менении тягового усилия.
Угловая жесткость гусениц с параллельными РМШ выше, чем
с последовательными, вследствие большей активной ширины
шарниров. Это является недостатком, так как с увеличением угло-
вой жесткости шарниров возрастают потери в гусеничном движи-
теле.
ГУСЕНИЧНЫЙ ДВИЖИТЕЛЬ
589
С целью снижения напряжений кручения в резиновых втулках
шарнира звенья гусеницы при сборке соединяют под углом
(рис. 9.10). В результате уменьшается угол закручивания резино-
вых втулок шарнира. В существующих конструкциях гусениц с
последовательными РМШ (рис. 9.10, а) угол между звеньями
Ф = 10...14°, а с параллельными РМШ (рис. 9.10, б) угол между
звеньями и скобами <р - 6...8°.
Для изготовления РМШ используют резины марок ИПР-1392
(на основе натурального каучука) и ИПР-1393 (на основе
синтетического каучука).
Напряжение смятия в резиновой втулке
Р <г 1
СТСИ ~ — L°Jcm >
где d - диаметр пальца или металлической втулки, к которым при-
вулканизирована резиновая втулка; - суммарная ширина ре-
зиновых втулок в проушинах одной стороны звена гусеницы;
[а]^ =25...35 МПа- допускаемое напряжение смятия резиной
втулки.
Максимальное напряжение кручения в резиновой втулке
- 2Gr2 д <-г 1
^тах 2 2 ® ~ И ’
г2 —
где (7 = 0,8... 1,0 МПа - модуль сдвига для резины; гх и гг - внут-
ренний и наружный радиусы резиновой втулки в собранной конст-
рукции шарнира, мм; 9 - угол закручивания резиновой втулки,
рад; [т] = 0,7...0,8 МПа - допускаемое напряжение кручения.
Значение угла определяется при максимальной величине угла
а поворота звеньев гусеницы с учетом предварительного угла <р
сборки звеньев.
590
Глава 9. ХОДОВЫЕ СИСТЕМЫ ТРАКТОРОВ
Рис. 9.10. Расчетные схемы гусениц с РМШ:
а - последовательными; б - параллельными
В гусеницах с последовательными РМШ (рис. 9.10, а)
0 = (а-ф)/2,
а с параллельными (рис. 9.10, б)
0 = а-ф.
Основным способом снижения касательных напряжений в ре-
зиновых втулках является уменьшение угла 0. Это достигается пу-
тем уменьшения шага tr гусеницы, что приводит к уменьшению
угол а поворота ее звеньев (рис. 9.10, а).
Значение угла а определяется из схемы укладки гусеницы на
колесе (направляющем или ведущем) с минимальным радиусом.
При минимальных размерах направляющего колеса для
гусеницы с последовательными РМШ (рис. 9.10, а)
ГУСЕНИЧНЫЙ ДВИЖИТЕЛЬ
591
„ tr
а - 2 arctg —------г,
+ ^г)
а с параллельными РМШ (рис. 9.10, б)
, tc . tf>
*2(RHK+hr) *2(RHK + hr)
где t0 и tc - соответственно шаг звена и шаг скобы гусеницы;
- радиус направляющего колеса; hr - расстояние от беговой
дорожки гусеницы до центра РМШ.
В гусеницах с параллельными РМШ шаг гусеницы
tr = to tc •
При минимальных размерах ведущего колеса для гусеницы
с последовательными РМШ
„ X tr
a = 2arctg—,
do
а с параллельными РМШ
а = arctg—+arctg —,
do do
где d0 - начальный диаметр ведущего колеса.
Долговечность шарниров оценивают по числу циклов до их
разрушения:
пц =[196 (10ттах -ЗГ2 -2] Ю5
и пробегу гусеницы, км:
2пи Ztr
S ~~ 1
1000»?
Здесь Z - число звеньев в гусенице; т = 6...8 - число точек
перегиба гусеницы в обводе; ттах - максимальное напряжение кру-
чения в резиновой втулке шарнира, МПа; tr - шаг гусеницы, м.
592
Глава 9. ХОДОВЫЕ СИСТЕМЫ ТРАКТОРОВ
Тогда, задаваясь средней скоростью V движения трактора,
срок службы шарнира (ч)
h = S/Vcp.
Расчет РАГ (рис. 9.6). В связи со сложностью оценки
напряженного состояния отдельных элементов РАГ в настоящее
время нет достаточно обоснованных методик их расчета. При про-
ектировании РАГ применяют приближенные упрощенные методи-
ки. Расчет РАГ выполняют только на растяжение по силе Р
и с учетом прочности только тросов металлокорда на разрыв. При
этом запас прочности тросов должен быть не менее [и] = 2...2,5.
В ОАО НАТИ разработан типоразмерный ряд конструкций
РАГ, удовлетворяющий потребности тракторной отрасли, сле-
дующих размерностей:
645 х (66...82)х 125; 470 х (58...62)х 125;
320х (42...66)х 90; 230 х (52...70)х 65,
где первое число - ширина РАГ, мм; в скобках - варьируемое чис-
ло закладных элементов; последнее число - шаг гусеницы, мм.
Металлокорд РАГ состоит из набора тросов диаметром
3,2 мм.
Ведущие колеса, вращаясь, перематывают гусеничную цепь,
обеспечивая движение трактора. Их классифицируют по месту
расположения на тракторе - с передним и задним расположением;
по конструкции обода - с одинарным и двойным венцом; по спо-
собу изготовления - цельнолитые и составные (со сплошным вен-
цом и составным, состоящим из набора сегментов); по типу зацеп-
ления с гусеницей - цевочное, гребневое и зубовое.
В современных конструкциях тракторов используют только
цевочное зацепление ведущего колеса с гусеницей.
Место расположения ведущего колеса в зависимости от ско-
рости движения трактора влияет на КПД его движителя. Так, при
скоростях движения трактора менее 25 км/ч рационально заднее
расположение ведущего колеса, а при более высоких скоростях -
переднее.
ГУСЕНИЧНЫЙ ДВИЖИТЕЛЬ
593
Сельскохозяйственные и большинство промышленных трак-
торов имеют заднее расположение ведущих колес.
Высоту hK расположения ведущих колес от плоскости каче-
ния (беговых дорожек гусениц) выбирают в зависимости от типа
подвески. При полужестких подвесках размер hK должен обеспе-
чивать свободный сход трактора с разостланной гусеницы:
hK =0,5 Da +10мм,
где Da - наружный диаметр ведущего колеса.
При упругих подвесках этот размер выбирают из условия
предотвращения ударов колес при переезде препятствий с макси-
мальной силой тяги на крюке, когда задние рессоры подвески по-
лучают дополнительную деформацию.
Угол наклона задней ведущей ветви гусеницы у сельскохозяй-
ственных тракторов должен составлять 1... 10°.
На мощных промышленных, лесопромышленных и в послед-
ние годы на сельскохозяйственных тракторах общего назначения
ведущие колеса устанавливают высоко приподнятыми над опор-
ной поверхностью вне зоны достигаемости грязи при движении по
увлажненному грунту, что увеличивает их долговечность. Кроме
того, высокое расположение ведущих колес позволяет осущест-
вить модульную конструкцию трансмиссии трактора (рис. 1.8).
Последнее сокращает время демонтажно-монтажных работ при
проведении плановых ремонтов без дополнительного демонтажа
соседних агрегатов.
Гусеничный движитель при этом приобретает треугольную
форму, а переднее и заднее направляющие колеса становятся
опорными, что значительно повышает площадь контакта гусениц с
грунтом, увеличивая тяговые качества и проходимость трактора.
Для предотвращения передачи пульсирующей нагрузки на де-
тали при перематывании гусеницы расстояние от оси ведущего
колеса до оси ближайшего опорного катка относительно опорной
поверхности принимают равным (2,5...3)/; , где (г - шаг звена
гусеницы.
594
Глава 9. ХОДОВЫЕ СИСТЕМЫ ТРАКТОРОВ
Профилирование зубьев ведущих колес.
Долговечность ведущих колес определяется как материалом, так и
профилем зубьев венца колеса.
При цевочном зацеплении зубья ведущего колеса, входя в за-
цепление с цевками, перематывают гусеничную цепь. При этом
возможны два способа передачи усилия Р от зуба ведущего колеса
на цевку: тянущий и толкающий.
При тянущем способе (рис. 9.11, а) зуб колеса упирается в
цевку, расположенную на переднем по ходу трактора конце звена
гусеницы, и скользит по цевке, нагруженной большим усилием.
Это сопровождается большими потерями на трение и повышен-
ным изнашиванием зубьев колеса. Шарнир цепи нагружается
только силой предварительного натяжения гусеницы.
При толкающем способе (рис. 9.11, б) зуб колеса упирается в
цевку, выполненную на задней части звена гусеницы по ходу дви-
жения трактора. В этом случае облегчается выход из зацепления
звена гусеницы, так как при повороте его в пределах некоторого
угла цевка легко перекатывается по зубу. Потери на трение в заце-
плении малы, следовательно, малая интенсивность изнашивания
зубьев ведущего колеса. Интенсивность изнашивания шарниров
гусеницы будет повышенной, так как они нагружены большим
усилием.
Рис. 9.11. Схема передачи тягового усилия способом:
а-тянущим; б-толкающим
ГУСЕНИЧНЫЙ ДВИЖИТЕЛЬ
595
В настоящее время в тракторах широко применяется толкаю-
щий способ передачи усилия с зуба колеса на цевку звена гусени-
цы, так как он обеспечивает меньшие потери на трение в зацепле-
нии и меньшую интенсивность изнашивания зубьев.
В зависимости от соотношения шагов гусеницы tr и колеса tK
зацепление разделяют на специальное (tr<tK) и нормальное
( = {к )•
В специальном зацеплении шаг гусеницы tr на 1...5% мень-
ше шага колеса tK. В этом случае при работе трактора ведущим
является один верхний зуб колеса. При выходе его из зацепления
гусеничная цепь проскальзывает по колесу и в зацепление входит
второй зуб, что сопровождается ударом, вызывающим повышен-
ное изнашивание зацепления. Специальное зацепление применяют
главным образом на быстроходных гусеничных машинах с целью
увеличения долговечности звеньев гусеницы до выбраковки их по
износу.
В процессе работы трактора по мере изнашивания и вытяги-
вания гусеничной цепи специальное зацепление переходит в нор-
мальное, а при дальнейшей работе шаг гусеницы становится
больше шага колеса.
При нормальном зацеплении ведущими являются все зубья
колеса, находящиеся в зацеплении с гусеницей. По мере изнаши-
вания шаг гусеницы становится больше шага колеса и ведущим
становится один нижний зуб колеса. Такое зацепление подвергает-
ся быстрому абразивному изнашиванию, так как располагается
близко к опорной поверхности.
Для построения цевочного зацепления с поверхностным кон-
тактом цевок звеньев гусеницы и зубьев колеса (рис. 9.12) вычис-
ляют центральный угол зубьев
а = 360/ ZK
и проводят начальную окружность колеса радиусом
D _ 1г
° 2sin(a/2)’
где ZK - число зубьев у ведущего колеса.
596
Глава 9. ХОДОВЫЕ СИСТЕМЫ ТРАКТОРОВ
Рис. 9.12. Схема построения цевочного зацепления
звена гусеничной цепи с ведущим колесом
Окружность разбивают на число частей, равное числу зубьев
колеса, намечают центры шарниров и проводятся линии, соеди-
няющие их оси. Определяется угол ср3 между касательной к про-
фильной кривой зуба и прямой, соединяющей центр шарнира
с осью вращения колеса:
(р3 = 0 + а/2.
Угол зацепления принимают 0 = 24...28° для ведущих колес
с числом зубьев ZK = 12...14 и 0 = 19...25° для колес с числом
зубьев ZK =10...11.
Радиус центровой дуги
RKO=Rol^3-
Тогда радиус профильной дуги окружности зуба
~ &ко ~ Гц ’
где г - радиус кривизны цевки.
ГУСЕНИЧНЫЙ ДВИЖИТЕЛЬ
597
Радиус вспомогательной окружности, на которой расположе-
ны центры профильных дуг зуба,
Rc=Roct&?3-
После определения радиусов RK0, Rn и Rc из центров О1
шарниров радиусом RK0 делают засечки на окружности радиуса
Rc, а из намеченных центров С радиусом Rn проводят профиль-
ные дуги.
Радиус окружности впадин колеса
^В ~ &о~ Гцо ’
где гц0 = (1,1...1,3)г - радиус дуги основания цевки.
Исходя из допустимого максимального шага цепи при изна-
шивании шарниров, определяют радиус Rr окружности головок
зубьев колеса.
Обычно для колеса, зацепляющегося с цевками составных
звеньев гусеницы,
Rr=Ro+(0,2...0,5)r4,
а с цевками цельнолитых звеньев
Rr = Ro+(0,8..Л,2)гц.
Расчет ведущего колеса. Венцы ведущих колес
изготовляют из легированной стали методом литья или горячей
штамповки с последующей механической обработкой поверхно-
стей зубьев и без нее. Для повышения контактной прочности и из-
носостойкости рабочие поверхности зубьев подвергают упроч-
няющей термической обработке до твердости HRC48...60.
Расчет зуба колеса на прочность проводится по изгибным и
контактным напряжениям. Расчетное усилие определяется из ус-
ловия максимального сцепления гусеницы с грунтом и передачи
всего усилия одним зубом:
pP=P!i,
598
Глава 9. ХОДОВЫЕ СИСТЕМЫ ТРАКТОРОВ
Рис. 9.13. Расчетная схема зуба
колеса
Рис. 9.14. Схема расчета
болтов зубчатого венца
где P = 0,65Gr(p; i - число зубчатых венцов у ведущего колеса
(/ = 1 у одновенцового колеса и i = 2 у двухвенцового). Здесь
(р = 1,0.
При расчете зуба колеса на изгиб принимают, что расчетное
усилие Рр приложено к вершине зуба (рис. 9.13).
Напряжение изгиба зуба в опасном сечении, находящемся в
его основании,
_MU _6PPh
w к 2 ~ ’
W Ьа
где h - высота зуба; а - ширина основания зуба;
[о]и = 500...600 МПа - допускаемое напряжение изгиба.
Контактные напряжения в месте контакта цевки с зубом
оК =0,418
I Рр . 2ЕХ Е2
у bcosQ Ех+Ег
К±гц
Rr4
ГУСЕНИЧНЫЙ ДВИЖИТЕЛЬ
599
где Ех и Е2 - модуль упругости материала соответственно зубча-
того венца колеса и цевки звена гусеницы; Ех = Е2 = 2,1 • 105 МПа ;
0 - угол давления, заключенный между нормалью к профилю зуба
и осью звена гусеницы; R и гц - радиус кривизны соответственно
зуба ведущего колеса и цевки звена гусеницы; знак "+" для зуба с
выпуклым профилем, а - с вогнутым; [о]к - 2500...3000 МПа -
допускаемое контактное напряжение.
В ОАО ПАТИ разработана система автоматизированного про-
ектирования ведущих колес гусеничных тракторов.
Болты крепления зубчатых венцов к ступице колеса рассчи-
тывают на растяжение.
Условие несдвигаемости стыка (рис. 9.14) определяется вы-
ражением
F3nfir6> 0,65 GT (р7?0,
где F3 - сила затяжки одного болта; п - число болтов крепления
одного зубчатого венца; f = 0,2 - коэффициент трения для сталь-
ных поверхностей при сухом трении; i - число зубчатых венцов,
закрепленных на ступице колеса; гб - радиус расположения бол-
тов.
Тогда необходимая сила затяжки одного болта
0,65Gy(p7?o
- г .
fnir6
Внутренний диаметр резьбы болта из условия ограничения в
нем напряжений растяжения, мм,
N "14
Здесь с -1,3 - коэффициент, учитывающий напряжение кру-
чения в резьбе; [<т]Р =0,6crg- допускаемое напряжение растяже-
ния, где ов - предел прочности материала болта.
600
Глава 9. ХОДОВЫЕ СИСТЕМЫ ТРАКТОРОВ
По расчетной величине dx внутреннего диаметра резьбы
подбирают размеры болта.
Направляющие колеса служат для направления движения
трактора и изменения степени натяжения гусеничной цепи. Кроме
общих требований, они должны обеспечивать хорошую самоочи-
щаемость от грязи и снега.
Направляющие колеса классифицируют по расположению ко-
леса, типу и конструкции обода, способу крепления и наличию
амортизационного устройства.
По расположению направляющие колеса бывают поднятые,
полуопущенные и опущенные (работают как опорный каток). Рас-
положение колеса зависит в основном от типа подвески и назначе-
ния трактора:
поднятые - при эластичной подвеске;
полуопущенные - при жесткой и полужесткой подвесках;
опущенные - на болотоходных тракторах и тракторах с тре-
угольным гусеничным обводом независимо от типа подвески.
По конструкции обода различают цельнолитые и составные
направляющие колеса.
По способу крепления бывают направляющие колеса на пол-
зунах или на кривошипе. Первый способ применяют при полу-
жесткой подвеске (ползуны устанавливают на тележках гусениц), а
второй - при балансирной и индивидуальной.
По наличию амортизирующего устройства бывают направ-
ляющие колеса с амортизирующим устройством и без него. На со-
временных тракторах применяют направляющие колеса только с
амортизирующим устройством.
Срок службы направляющего колеса и потери на самопере-
движение трактора в значительной степени зависят от биения обо-
да, которое может возникать из-за неправильного монтажа колеса
или дефектов в отливке. Поэтому в технических условиях преду-
сматривают проверку обода направляющего колеса на биение в
собранном механизме, которое не должно превышать 0,5... 1,0 мм.
Для уменьшения потерь в движителе при перематывании гу-
сеницы диаметр направляющего колеса стремятся делать по воз-
ГУСЕНИЧНЫЙ ДВИЖИТЕЛЬ
601
можности большим. В сельскохозяйственных тракторах его обыч-
но принимают на 50...100 мм меньше наружного диаметра веду-
щего колеса.
Детали направляющего колеса, натяжного и амортизирующе-
го устройств рассчитывают в зависимости от назначения трактора
и компоновки его ходовой системы.
На направляющее колесо могут действовать следующие силы.
1. Сила предварительного натяжения
гусеницы
где q - вес единицы длины гусеницы, Н/м; 1О- длина провисающе-
го участка гусеницы (наибольшее расстояние между точками опо-
ры верхнего обвода гусеницы), м; f - стрела прогиба гусеницы, м.
При слабо натянутой гусенице, когда стрела прогиба велика,
увеличивается опасность спадания гусеничной цепи, появляется
сильное биение цепи, что приводит к повышенному изнашиванию
шарниров и снижению КПД движителя.
При сильно натянутой гусеничной цепи КПД движителя так-
же уменьшается.
Для сельскохозяйственных и промышленных тракторов реко-
мендуется
/ = (0,03...0,0б)/о.
2. Касательная сила тяги Рк. При заднем рас-
положении ведущего колеса и движении трактора задним ходом на
ветви гусеницы, охватывающие направляющее колесо, действует
касательная сила тяги, которая передается на обод.
3. Реакция со стороны грунта. Если направ-
ляющее колесо выполняет функции опорного катка, то реакцию со
стороны опорной поверхности на него определяют теми же мето-
дами, что и для опорных катков.
602
Глава 9. ХОДОВЫЕ СИСТЕМЫ ТРАКТОРОВ
Рис. 9.15. Расчетные схемы:
а - направляющего колеса; б - натяжного устройства
На ось направляющего колеса действует сила натяжения двух
ветвей гусеницы (рис. 9.15, а)
F = 2Pwcos(y/2),
где Pff - натяжение ветвей гусеницы.
Величина силы Рн зависит от места расположения ведущего
колеса, конструкции гусеничного обвода и направления движения
трактора.
При заднем расположении ведущего колеса и движении трак-
тора вперед Рн-Рг.
При движении трактора на уклоне задним ходом в наиболее
тяжелых условиях эксплуатации ветви гусеницы, охватывающие
направляющее колесо, нагружаются предельной по сцеплению
касательной силой тяги Рк =0,65 буф и силой Рг предваритель-
ного натяжения гусеницы.
В этом случае
Рн - 0,65 бгф + Рг.
ГУСЕНИЧНЫЙ ДВИЖИТЕЛЬ
603
Детали направляющего колеса, такие как ось, кронштейны и
другие элементы, рассчитывают на прочность с учетом выше рас-
смотренных сил и конкретной схемы нагружения.
Подшипники направляющих колес принято
рассчитывать не для самого тяжелого режима нагружения, а по
силе Рг предварительного натяжения гусеницы. Частоту враще-
ния направляющего колеса при этом определяют по максимальной
скорости движения трактора. При заднем расположении направ-
ляющих колес подшипники рассчитывают по эквивалентной на-
грузке, учитывающей их работу на разных передачах.
Натяжное устройство. При проектировании на-
тяжного устройства необходимо, чтобы ось направляющего колеса
могла перемещаться не менее чем на 0,5 tr. Это позволяет при
общем износе шарниров гусеничной цепи на дину шага tr удалить
одно звено и вернуть натяжное устройство в исходное положение.
Радиус кривошипа натяжного устройства определяют из усло-
вия перемещения направляющего колеса при допустимом удлине-
нии А/ гусеницы вследствие изнашивания шарниров (рис. 9.15, б)
А/
4sin(a/2)cos(y/2) ’
где a - угол между крайними положениями кривошипа.
Амортизирующее устройство. Силу предвари-
тельного натяжения упругого элемента амортизирующего устрой-
ства Рпр выбирают так, чтобы оно не срабатывало при движении
трактора задним ходом и резком торможении.
Обычно принимают
P„p=(0,8...1,0)Gr.
В существующих конструкциях упругий ход при деформации
упругого элемента составляет 60... 130 мм.
604
Глава 9. ХОДОВЫЕ СИСТЕМЫ ТРАКТОРОВ
Рис. 9.16. Схемы конструкций опорных катков:
1 - обод катка; 2 - ступица; 3 - ось катка; 4,5- реборды;
6 - кольцевая канавка; 7 - ребро жесткости
В качестве упругого элемента амортизирующего устройства
могут быть использованы витые цилиндрические пружины или
резиновые блоки, расчет которых выполняют по силе Р с учетом
их упругой деформации. По величине Рпр выполняют расчет вин-
та механизма натяжения гусеницы по методике, изложенной в
дисциплине "Детали машин и основы конструирования".
Опорные катки служат для поддержания и перемещения ос-
това трактора по направляющей поверхности гусениц, передачи
его веса через гусеницу на грунт и восприятия боковых реакций
грунта при поворотах трактора.
Помимо удовлетворения общих, предъявляемым ко всем ме-
ханизмам требований, опорные катки должны оказывать малое
сопротивление при движении трактора и иметь подшипники, хо-
рошо защищенные от попадания абразивных частиц и влаги.
ГУСЕНИЧНЫЙ ДВИЖИТЕЛЬ
605
Опорные катки классифицируют по типу обода, способу изго-
товления, способу крепления его оси и степени амортизации.
По типу обода опорные катки бывают одноободьевые и двух-
ободьевые.
Одноободьевые опорные катки выполняют чаще всего с глад-
ким цилиндрическим ободом (рис. 9.16, а). Такие катки, обычно
большого диаметра, устанавливаются чаще всего на лесопромыш-
ленных и транспортных тракторах. Реже встречаются одноободье-
вые катки со сферической формой обода, но отличающиеся видом
ступиц. Так, показанный на рис. 9.16, б, каток имеет одну общую
ступицу, а на рис. 9.16, в - разделенную ступицу. Такие катки, как
правило, небольшого диаметра, встречаются на промышленных и
специальных тракторах.
Двухободьевые опорные катки в зависимости от типа беговой
дорожки сопрягающейся гусеницы выполняются или с гладкими
цилиндрическими ободьями (рис. 9.16, г), когда применяются пло-
ские траки, или с боковыми ребордами, предотвращающими сход
катка с гусеницы рельсового типа. Причем реборды выполняются
как с двух сторон обода (рис. 9.16, д), так и только с наружной его
стороны (рис. 9.16, е). При этом внутренние реборды 4 выполня-
ются обычно меньшего диаметра, чем внешние 5. Высоту реборд
принимают равной 20...25 мм, толщина реборды у вершины со-
ставляет 6... 10 мм. Для уменьшения интенсивности изнашивания
торцов реборды ее внутренняя боковая грань делается слегка на-
клонной, что уменьшает скольжение по направляющему рельсу
трака. Обычно подобные катки последовательно чередуются при
их установке на тележке гусениц тракторов с жесткой и полужест-
кой подвеской. Двухободьевые катки находят широкое примене-
ние при всех типах гусениц и подвесок трактора.
По способу изготовления опорные катки бывают цельноли-
тыми, штампосварными и составными.
Цельнолитыми обычно изготовляют одноободьевые катки,
схемы которых рассмотрены выше (рис. 9.16, a-в), и двухободье-
вые для движения по гусеницам с гребневым зацеплением. В пос-
606
Глава 9. ХОДОВЫЕ СИСТЕМЫ ТРАКТОРОВ
Рис. 9.17. Опорный каток с гладким ободом:
а - составной двухободьевый; б - с внутренней амортизацией
леднем случае в их средней части выполняется литая кольцевая
канавка 6 для прохода гребней траков гусеницы (рис. 9.16, ж).
В таких катках иногда делают радиальные ребра жесткости 7.
Штампосварные двухободьевые катки обычно состоят из двух
одинаковых половинок или роликов, сваренных между собой тор-
цами ступиц, соответственно для плоских или рельсовых гусениц
(рис. 9.16, г-е).
Составной двухободьевый каток (рис. 9.17, а) состоит из двух
литых или штампованных дисков 1 обычно с цилиндрическими
ободьями, закрепленных на концах соединительной оси 2 пос-
редством гаек 3.
По способу крепления различают опорные катки, устанавли-
ваемые на двухопорной или консольной неподвижной или вра-
щающейся оси. Установка катка на консольной оси обеспечивает
ГУСЕНИЧНЫЙ ДВИЖИТЕЛЬ
607
хорошую его самоочищаемость, требует меньшего числа уплотне-
ний, но ось в этом случае работает в более напряженных условиях.
В современных конструкциях опорных катков обычно приме-
няют жидкостное смазывание подшипников, защищаемое торцо-
выми и лабиринтными уплотнениями.
По степени амортизации опорные катки разделяют на жесткие
и упругие.
Рассмотренные конструкции опорных катков являются жест-
кими без дополнительной амортизации ободьев.
Упругие опорные катки бывают двух типов - с внешней амор-
тизацией (с наружной резиновой шиной) или с внутренней. В пер-
вом случае на наружную поверхность цилиндрического обода
привулканизирована или напрессована цельнолитая резиновая
шина, а во втором случае (рис. 9.17, б) - внутренние амортизаци-
онные кольца 2 расположены между металлическим ободом 1 и
установочным диском 3 катка.
Опорные катки с внешней амортизацией уменьшают уровень
шума движителя и повышают долговечность их подшипников ка-
чения, так как снижают вибрационные нагрузки на тела качения
(шарики или ролики). Опорные катки с внутренней амортизацией
применяют только с целью повышения долговечности их подшип-
ников качения.
Упругие опорные катки обычно устанавливают на транспорт-
ных, некоторых промышленных и специальных тракторах, а также
при применении РАГ.
На сельскохозяйственных тракторах общего назначения опор-
ные катки с внешней амортизацией практически не применяют
вследствие повышенного сопротивления качению по металличес-
ким гусеницам (примерно в 1,5 раза) и недостаточной долговечно-
сти резины при работе в абразивной среде, характерной для поле-
вых условий работы трактора. При этом резиновая шина быстро
выходит из строя при попадании между опорным катком и гусе-
ницей режущих и колющих предметов.
608
Глава 9. ХОДОВЫЕ СИСТЕМЫ ТРАКТОРОВ
Размеры опорных катков, их число и конструкция в первую
очередь зависят от назначения трактора, типа подвески и конст-
рукции гусеницы. Так, лесопромышленные и транспортные трак-
торы имеют упругой подвеской и катками больших размеров, ко-
торые оснащены меньшее сопротивление качению, но далеко рас-
ставлены друг от друга и оказывают большее единичное давление
на грунт. Поскольку это недопустимо для сельскохозяйственных и
ряда промышленных тракторов, на них устанавливают катки
меньшего размера, но с большим числом на единицу длины опор-
ной поверхности гусеницы. Этим уменьшается единичное давле-
ние на грунт, хотя сопротивление качению у них большее. Анало-
гично взаимосвязаны тип обода катка и вид беговой дорожки гусе-
ницы (необходимо исключить сход с нее катка).
При выборе диаметра опорного катка принимают:
для сельскохозяйственных и промышленных тракторов
J = (l,0...1,25)/r;
для лесопромышленных и быстроходных тракторов
<7 = (1,5...5,0)/г.
Опорные катки изготовляют из стали 40 или 45 с последую-
щей закалкой ободьев до твердости 350.. .440 НВ.
При расчете опорных катков с металлическим ободом прини-
мают, что на них действует вертикальная GK и боковая FK реак-
ции со стороны почвы или грунта.
Вертикальная реакция GK определяется для условия переезда
трактора через сосредоточенное поперечное препятствие (рельс
или бревно). В этом случае вес трактора передается через два
опорных катка. В результате
GK — 0,5 GT .
ГУСЕНИЧНЫЙ ДВИЖИТЕЛЬ
609
Боковая реакция, действующая при повороте трактора со
стороны почвы или грунта на опорный каток,
FK =pGK,
где ц - коэффициент сопротивления повороту, обычно принимае-
мый равным 1.
Ширину обода опорного катка определяют из его расчета на
контактные напряжения по формуле Герца-Беляева:
’-=0>4181Rrsw-'
V mbr
где г - радиус опорного катка, мм; тп - число ободов у опорного
катка; b - ширина обода, мм; Е = 2,1-105 МПа - модуль упругости
для стали; [т] к - допускаемое контактное напряжение (для литых
термически необработанных катков [т]к =160МПа; для термиче-
ски обработанных катков [т]к = 225 МПа ).
В выполненных конструкциях опорных катков ширина обода
b = 60...80 мм. Толщина обода принимается не менее 15 мм с уче-
том запаса на изнашивание.
Опорные катки с внешней амортизацией (с наружной резино-
вой шиной) проверяют по условному давлению резиновой шины
на беговую дорожку гусеницы при статической нагрузке
Р ------[р] >
2ппшОЬш
где п - число опорных катков с одного борта трактора; пш - число
шин у опорного катка; Ьш - ширина шины, мм; D - наружный диа-
610
Глава 9. ХОДОВЫЕ СИСТЕМЫ ТРАКТОРОВ
метр резиновой шины (диаметр опорного катка), мм; [р] - допус-
каемое условное давление на шину; [р] = 0,18...0,22 МПа.
При движении трактора по неровностям пути происходит де-
формация, а следовательно, и нагрев наружной резиновой шины
опорного катка. При достижении температуры разогрева резино-
вой шины выше критической происходит ее разрушение. Тепло-
вую нагруженность шины в настоящее время оценивают по уста-
новившейся температуре наиболее нагретой центральной ее части
при движении трактора на высшей транспортной передаче.
Установившаяся температура внутри резиновой шины опре-
деляется по формуле проф. А.Г. Козлова:
^_2/KGw
^по
W lGMRw
УЯШУЬШЕР
+$0 ад,
где f - коэффициент внутреннего трения резины; f = 0,25...0,3;
V - средняя скорость движения трактора на высшей транспортной
передаче, м/с; Сш - статическая нагрузка на одну шину опорного
катка, Н; С„=0,5Сг/(ЛПш); о - коэффициент теплоотдачи,
Вт/(м2-°С); Ат- площадь поверхности отвода теплоты от шины в
воздух и бандаж опорного катка, м2; Ат -2it(2Rw -Н)(Н + ЬШ);
R^ - наружный радиус резиновой шины, м; Н - высота шины, м;
ЕР - модуль упругости резины, Па; Ер = 5 • 106 Па; - темпера-
тура окружающей среды (выбирается в зависимости от района
предполагаемой эксплуатации трактора), °C; [0]г- допускаемая
температура разогрева для резины, °C; [0]г =100...120 °C.
Коэффициент теплоотдачи о зависит от скорости V движения
трактора и определяется из табл. 9.3.
ГУСЕНИЧНЫЙ ДВИЖИТЕЛЬ
611
9.3. Коэффициент теплоотдачи от боковой поверхности
резиновой шины опорного катка в зависимости от скорости
движения трактора
V, км/ч 10 20 30 40 50 60 70
Q, Вт/(1Л0С) 44 64 83 103 122 141 160
Резиновые упругие элементы опорного катка с внутренней
амортизацией (рис. 9.17, б) рассчитывают на смятие и срез при
статической нагрузке. Если пренебречь трением резины о торцо-
вые поверхности диска и обода, то напряжение смятия в местах
действия радиальной нагрузки можно определить из выражений:
^i=0.5G;/(</S2); a„.2=O,5G;/(DS,); а„3 = 0,5G;/(</64);
aaH=0,5G;/(DS,),
где G' - нагрузка, воспринимаемая одним резиновым кольцом;
G' =0,25 (7Г/п .
Напряжение среза резинового кольца
2g;
Хср n{p2-d2y
Допускаемые напряжения зависят от состава резины. При
расчете можно принимать [о]^ =0,18...0,22 МПа, а [т]ср =0,06...
0,12 МПа.
Поддерживающие катки устанавливают для поддержания
верхней ветви гусеницы от значительного провисания. В полужест-
ких подвесках их закрепляют на верхней части рамы гусеничных
тележек, а в упругих - на консольных кронштейнах, расположен-
ных на остове трактора. Число поддерживающих катков зависит от
продольной базы трактора. При короткой базе их можно не при-
менять, а обычно их число не превышает двух. Если применяется
612
Глава 9. ХОДОВЫЕ СИСТЕМЫ ТРАКТОРОВ
Рис. 9.18. Поддерживающий каток:
1 - ступица катка; 2 - кронштейн; 3 - ось; 4 - резиновый бандаж
только один поддерживающий каток, то его, как правило, распола-
гают ближе к ведущему колесу.
Для улучшения сцепления обода поддерживающего катка с
гусеницей и снижения уровня шума при его работе некоторые
конструкции оснащают резиновыми бандажами (рис. 9.18).
Поддерживающие катки в большинстве случаев устанавлива-
ют на подшипники качения с жидкостным смазыванием и комби-
нированным уплотнением. Однако встречаются поддерживающие
катки и на подшипниках скольжения, например, при применении
РАГ.
Диаметр поддерживающего катка определяют из условия
обеспечения его вращения под действием силы трения движущей-
ся гусеницы:
гч Zr(2 + Z)
Dn=2My-ry-.../
где М - момент сопротивления проворачиванию опорного катка;
для самоподжимных сальников М =1,5...2,0Н-м; для торцовых
уплотнений М = 2,5...5,5Н м; Z- число поддерживающих катков
ПОДВЕСКА
613
в гусеничном обводе одной стороны трактора; q - вес единицы
длины гусеницы, Н/м; L - продольная база трактора, м; f - коэф-
фициент трения гусеницы о поддерживающий каток
(/ = 0,15...0,2);/я - коэффициент сопротивления вращению под-
держивающего катка (fn= 0,01 ...0,08).
Расчет на прочность деталей, поддерживающих опорные кат-
ки, проводят по утроенной нагрузке от веса гусеничной цепи, при-
ходящейся на этот каток. С учетом того, что на гусеницу могут
встать два человека при смене тракториста или ремонте трактора,
к этой нагрузке добавляют еще 1,5 кН. Силу считают приложен-
ной к внешнему ободу катка.
По экспериментальным данным нагрузка на передний под-
держивающий каток трактора класса 3 составляет 1,8...3,8 кН, а на
задний каток - 3,9...7,2 кН.
На транспортных и трелевочных тракторах с большими опор-
ными катками поддерживающие катки не применяют, так как
верхняя ветвь гусеницы непосредственно опирается на опорные
катки.
9.5. ПОДВЕСКА
Подвеской принято называть группу узлов и деталей ходовой
системы, соединяющих остов трактора с осями колес (у колесного
трактора) или осями опорных катков (у гусеничного трактора).
В эту группу входят упругие элементы (рессоры), амортизато-
ры и направляющее устройство. При этом в некоторых подвесках
амортизаторы могут отсутствовать.
Упругие элементы предназначены для смягчения
толчков и ударов, передаваемых на остов при движении трактора
по неровностям пути.
Амортизаторы применяют с целью гашения колебаний
подрессоренной части остова трактора.
Направляющее устройство обеспечивает пере-
дачу всех сил и моментов, действующих между движителем и ос-
614
Глава 9. ХОДОВЫЕ СИСТЕМЫ ТРАКТОРОВ
товом трактора, необходимую траекторию перемещения колес
(у колесного трактора) или опорных катков (у гусеничного тракто-
ра) при движении по неровностям пути и разгружает полностью
или частично упругие элементы от продольных и боковых сил.
Помимо удовлетворения общих, предъявляемым ко всем ме-
ханизмам требований, подвеска должна обеспечивать необходи-
мую плавность хода трактора.
Иногда к подвеске предъявляют и дополнительные требова-
ния:
- регулирование дорожного просвета и положения остова
трактора;
- изменение характеристики упругости подвески трактора с
целью улучшения эксплуатационных свойств МТА.
Подвески колесных тракторов разделяют на жесткие (без
упругих элементов); полужесткие (с передним расположением уп-
ругих элементов); упругие (все опоры имеют упругие элементы).
В жесткой подвеске мосты непосредственно или
при помощи кронштейнов жестко крепятся к остову трактора.
Жесткие четырехточечные подвески применяют на погрузчиках и
экскаваторах. Жесткие трехточечные подвески, у которых перед-
ний мост соединен с остовом в одной точке, применяют на хлоп-
ководческих тракторах, некоторых видах самоходных шасси,
бульдозерах и канавокопателях.
В полужесткой подвеске передняя часть остова
трактора соединена с мостом упругим элементом, задняя часть
остова - неподрессорена. Такие подвески имеют тихоходные зем-
леройные машины, универсально-пропашные тракторы, а также
некоторые модели колесных тракторов общего назначения.
В упругой подвеске мосты соединены с остовом
трактора таким образом, что могут перемещаться один относи-
тельно другого и относительно остова в вертикальной плоскости.
Такими подвесками в настоящее время оснащено большинство
универсальных колесных тракторов.
В зависимости от типа направляющего устройства упругие
подвески делятся на зависимые и независимые. Особенностью за-
висимой подвески является наличие жесткой балки, связывающей
ПОДВЕСКА
615
левое и правое колеса. Поэтому перемещение одного колеса в по-
перечной плоскости передается другому. При независимой под-
веске отсутствует жесткая кинематическая связь между колесами.
Каждое колесо данного моста перемещается независимо одно от
другого.
Независимые подвески по характеру перемещений, сопутст-
вующих вертикальному подъему колеса, подразделяются на под-
вески с перемещением колеса в поперечной, продольной плоско-
сти или в двух плоскостях (поперечной и продольной) и свечные.
Подвески гусеничных тракторов подразделяют на жесткие,
полужесткие, упругие и смешанные.
В жесткой подвеске оси опорных катков обычно
жестко закреплены на раме тележек гусениц, а последние жестко
прикреплены к остову трактора. Такая подвеска на мягком (ров-
ном) грунте позволяет получить наиболее равномерное распреде-
ление давления опорных катков на гусеницу, что повышает ее тя-
гово-сцепные качества. Но движение движителей по плотным и
неровным грунтам с большой неподрессоренной массой остова
сопровождается большими динамическими нагрузками, вредно
действующими как на тракториста, так и на все системы и меха-
низмы трактора.
Поэтому такая подвеска применяется только на специальных
промышленных тракторах с небольшой скоростью движения и
практически без колебания остова - трубоукладчиках, роторных
канавокопателях и т.п.
В полужесткой подвеске тележки гусениц с
опорными катками соединены с остовом трактора: сзади посредст-
вом жесткого шарнира, а спереди упругим элементом.
Причем ось качания тележки гусениц относительно остова
может совпадать или не совпадать с осью ведущего колеса. Во
втором случае при качании тележки происходит дополнительное
натяжение гусеницы, что приводит к более интенсивному изнаши-
ванию ее шарниров. Положительным моментом такого крепления
является простота конструкции опоры оси качания тележки.
Конструкции с совпадающими осями качания тележек и ве-
дущих колес обычно применяют на тракторах большой мощности.
На тракторах малой мощности обычно используют вторую схему.
616
Глава 9. ХОДОВЫЕ СИСТЕМЫ ТРАКТОРОВ
Полужесткая подвеска имеет ряд положительных качеств:
- равномерное распределение давления на грунт, повышаю-
щее тягово-сцепные свойства движителя;
- увеличение срока службы трактора вследствие поглощения
упругим элементом большей части толчков и ударов, передавае-
мых на остов;
- комфортность работы тракториста при относительно не-
больших скоростях движения.
Основными недостатками полужесткой подвески являются
повышенная материалоемкость и большая масса неподрессорен-
ных частей остова трактора.
Положительные качества полужесткой подвески способству-
ют достаточно широкому ее применению на сельскохозяйствен-
ных и промышленных тракторах отечественного и зарубежного
производства.
Упругие подвески разделяют на балансирные и ин-
дивидуальные.
В балансирных подвесках оси опорных катков (от двух и бо-
лее) соединительными рычагами (балансирами) объединены в от-
дельные каретки, шарнирно крепящиеся к остову трактора. Упру-
гие элементы устанавливаются в каретки или в систему их крепле-
ния к остову, или в обе системы одновременно.
Балансирные подвески получили широкое распространение на
отечественных сельскохозяйственных и специальных тракторах,
благодаря небольшой массе неподрессоренных частей и возмож-
ности обеспечения необходимой плавности хода при повышенных
скоростях.
Вместе с тем, их недостатком по сравнению с полужесткими
подвесками является неравномерность и большая величина рас-
пределения давления на грунт под опорными катками и большое
его значение.
В индивидуальных подвесках ось каждого опорного катка сис-
темой рычагов и упругих элементов соединена с остовом тракто-
ра. Так же как и балансирные подвески они имеют малую массу
неподрессоренных частей, обеспечивают плавное движение трак-
тора на повышенных скоростях и высокие тягово-сцепные качест-
ПОДВЕСКА
617
ва. Недостатком является повышенное давление на почву под
опорными катками.
Смешанные подвески представляют собой сочета-
ние полужесткой и упругой подвески. Они все больше применя-
ются на промышленных тракторах, когда на тележках гусениц по-
лужесткой подвески устанавливают индивидуально подрессорен-
ные опорные катки. Такие подвески удачно сочетают преиму-
щества обеих рассмотренных систем подрессоривания трактора.
При этом оси качания тележек могут совпадать и не совпадать с
осью ведущего колеса, а поперечные балансиры могут быть жест-
кими или с упругими элементами.
Основные параметры и характеристики упругости подве-
сок. Необходимость обеспечения высокой плавности хода тракто-
ра предъявляет противоречивые требования к характеристике уп-
ругости подвески, представляющей собой зависимость нормально-
го усилия Рк на колесо или опорный каток от его вертикального
перемещения f (рис. 9.19). В статике на колеса или опорные кат-
ки трактора действует статическая нагрузка Ркст, вызывающая их
статических ход fcm. При движении трактора по неровностям пу-
ти вертикальная нагрузка Рк на колесо или опорный каток трак-
тора изменяется. Следовательно, изменяется и ход подвески в ин-
тервале (О.../и), гДе fn ~ полный ход подвески. При этом динами-
ческий ход подвески fd=fn- fcm.
Для исключения "пробивания" подвески на остов необходимо
иметь запас потенциальной энергии
W = P f
который может быть повышен увеличением полного хода подвес-
ки от /и1 до /п2 или жесткости подвески от с2 до С] (рис. 9.19, а).
Увеличение полного хода подвески fn ограничивается возможно-
стью компоновки трактора. Повышение же жесткости подвески
приводит к возрастанию ускорений на остов трактора, а следова-
тельно, к снижению его плавности хода.
618
Глава 9. ХОДОВЫЕ СИСТЕМЫ ТРАКТОРОВ
Таким образом, для обеспечения плавности хода трактора же-
сткость подвески необходимо уменьшать, а из условия отсутствия
"пробивания" подвески на остов - увеличивать.
Этим условиям может удовлетворить нелинейная характерис-
тика упругости подвески (рис. 9.19, б). Характеристика упругости
2 такой подвески по сравнению с линейной 1 при малых ходах
подвески передает незначительное усилие на остов, что обеспечи-
вает высокую плавность хода трактора. При больших ходах под-
вески резко возрастает усилие на остов, что исключает вероят-
ность "пробивания" подвески.
В подвесках с металлическими рессорами возможно улучше-
ние характеристики упругости подвески за счет установки подрес-
сорника с жесткостью сп, который вступает в работу параллельно
с основной рессорой с жесткостью q при ходе подвеске /' (рис.
9.19, в). В результате в интервале хода подвески ее жест-
ПОДВЕСКА
619
кость с2 = q + сп выше, что исключает вероятность "пробивания"
подвески на остов.
Отношение полного хода подвески к ее статическому ходу на-
зывается коэффициентом динамичности подвески:
fn!fem •
При проектировании подвесок тракторов обычно принимают
кд =2,3. ..3,0.
Физиологически наиболее привычными для человека являют-
ся колебания с частотами, свойственными нормальной ходьбе. При
хорошем качестве подвески значения собственных частот верти-
кальных колебаний подрессоренной части остова трактора состав-
ляет 1,7... 2,2 Гц, а угловых колебаний - 0,6...0,8Гц.
В лучших образцах отечественных и зарубежных тракторов
/я = 0,08...0,13м, fcm<Q,5fn.
Выбор параметров подвески колесных тракторов выпол-
няют на основе расчетной схемы системы подрессоривания.
При составлении расчетных схем принимают следующие до-
пущения.
1. Колебания трактора рассматриваются только в продольной
вертикальной плоскости.
2. Движение трактора равномерное.
3. Влияние навесного орудия учитывается изменением поло-
жения центра масс.
4. Силы сопротивления в подвеске и шинах пропорциональны
скорости относительных перемещений.
5. Характеристики упругости подвески (упругих элементов и
шин) принимаются линейными, а "пробои" подвески при сжатии
отсутствуют.
6. Не учитывается влияние колебаний тракториста на сиденье,
так как оно мало.
С учетом принятых допущений колесный трактор с подрессо-
ренной передней осью представляет собой систему с тремя степе-
620
Глава 9. ХОДОВЫЕ СИСТЕМЫ ТРАКТОРОВ
нями свободы (рис. 9.20, а). При этом положение подрессоренной
и неподрессоренной масс трактора определяется тремя координа-
тами. Две координаты трактора обусловлены вертикальными пе-
ремещениями zx и z2 точек остова соответственно над осями пе-
редних и задних колес, а третья - вертикальным перемещением
неподрессоренной массы тх передней части трактора.
При выборе параметров подвески трактора на стадии проек-
тирования обычно пренебрегают влиянием неподрессоренных
масс на плавность хода трактора. В результате схема для расчета
параметров подвески колесного трактора с подрессоренной пе-
редней осью упрощается и имеет всего две степени свободы
(рис. 9.20, б).
Важным компоновочным параметром трактора является ко-
эффициент распределения подрессоренных масс:
£ = р2/(аб),
где р - радиус инерции подрессоренной части относительно попе-
речной оси, проходящей через центр масс трактора.
Если коэффициент распределения подрессоренных масс бли-
зок к единице, то колебания передней и задней частей остова ста-
новятся не связанными между собой. Для указанных тракторов
колебания передней и задней части остова трактора можно рас-
сматривать независимо друг от друга по упрощенной схеме. С не-
большой погрешностью это положение распространяется и на
тракторы, у которых 0,8 < £ < 1,2.
При навешивании на трактор сельскохозяйственных орудий
происходит изменение центра масс трактора и коэффициента £.
Экспериментально установлено, что погрешность в определении
собственных частот вертикальных колебаний остова трактора по
упрощенной схеме составляет 5...14 % , что допустимо при инже-
нерных расчетах.
ПОДВЕСКА
621
а)
S)
Рис. 9.20. Схемы для расчета параметров подвески
колесного трактора:
М - подрессоренная масса трактора; Мх и М2 - подрессоренная масса,
приходящаяся соответственно на переднюю и заднюю ось трактора;
тх - неподрессоренная масса передней части трактора; 2q, 2ср1, 2сш1,
2сш2 - соответственно приведенная жесткость подвески переднего моста,
суммарные жесткости рессор переднего моста, передних и задних шин;
2КИ 2КрХ,2КшХ, 2Кш2- суммарные коэффициенты сопротивления
соответственно подвески, амортизаторов переднего моста, передних и
задних шин; zx и z2 - вертикальные перемещения точек подрессоренной
массы, расположенных над осями передних и задних колес трактора;
- вертикальное перемещение неподрессоренной массы
передней части трактора
Собственные частоты вертикальных колебаний передней и
задней частей остова трактора можно выразить через соответст-
вующие массы и жесткости (рис. 9.20, б):
__ 1 [2^~_ 1 ПГ 1__г п
"274;
622
Глава 9. ХОДОВЫЕ СИСТЕМЫ ТРАКТОРОВ
_ш2_ =2_ _s_ и *—, = [и]
2тгV м2 ^уст2 2^
где и /ст2 - статический ход соответственно передней и зад-
ней подвесок трактора, м; g- ускорение свободного падения,
м/с2; [n]z - допускаемая собственная частота вертикальных ко-
лебаний остова трактора, Гц.
Подрессоренная масса передней и задней частей трактора:
Mx=Mb/L-, M2=Ma/L.
Приведенная жесткость одного борта передней подвески (см.
рис. 9.20, б)
Ср1 Сш1
(9-2)
При хорошем качестве подвески собственная частота верти-
кальных колебаний [ri]z =1,7...2,2Гц. Тогда необходимый стати-
ческий ход передней и задней подвесок трактора
fem = / , = 0,051...0,087м, (9.3)
ст 4 л2 [и]2
а полный ход подвески
(9-4)
Приведенная жесткость одного борта передней подвески
~ ^кст I fem ’
где Ркст = 0,5 Л/, g - статическая нагрузка на колесо или опорный
каток.
ПОДВЕСКА
623
Необходимую жесткость рессоры определяют из выражения
(9.2).
При подрессоренной задней оси трактора жесткость ее рессо-
ры находят аналогично.
Выбор параметров подвески гусеничных тракторов вы-
полняют на основе расчетной схемы подвески, в которой оси
опорных катков непосредственно связаны с упругими элементами.
В результате вертикальное перемещение опорного катка равно де-
формации упругого элемента.
Приведение реальной схемы подвески
к расчетной. Для замены реальной схемы подвески расчет-
ной (свечной) необходимо подобрать жесткость упругих элемен-
тов в расчетной схеме так, чтобы при одинаковом воздействии на
опорные катки в реальной и расчетной схемах вертикальное пере-
мещение опорных катков было бы одинаковым. Для определения
жесткости упругого элемента в расчетной схеме вводят понятие
жесткости рессоры, приведенной к опорному катку срк, которая
равна отношению нагрузки на опорный каток Р, к его вертикаль-
ному перемещении /:
с,.=Л/Л-
Методику приведения конкретной схемы подвески к расчет-
ной рассмотрим на примере индивидуальной рычажной подвески,
в которой в качестве упругого элемента использована витая ци-
линдрическая пружина (рис. 9.21, а).
При перемещении опорного катка на величину АЛ (рис. 9.21,
а, б) длина пружины изменяется на величину
V=/-/’ = 4-----------1
[cos0 cos(0 + A0)J cos® cos(0 + A0)_
Отклонением пружины Д0 ввиду его малости можно пренеб-
речь. Тогда
A/" = a[sina0 -sin(a0 ~p)]/cos0 . (9.5)
624
Глава 9. ХОДОВЫЕ СИСТЕМЫ ТРАКТОРОВ
Рис. 9.21. Схема индивидуальной рычажной подвески:
а - реальная; б - промежуточная; в - расчетная
Перемещение опорного катка
Nh = b [sin а0 - sin(a0 - Р)] . (9.6)
Условие равновесия системы относительно шарнира О опре-
деляется уравнением
b cos(a0 - Р)+Qi a sin 0 sin(a0 - Р) - Qt a cos 0 cos(ao - Р) = 0,
откуда усилие пружины
О =Р----------------------. (9.7)
' a cos 0 [1 - Zg0 tg(a0 - p)]
Для рассмотренной схемы (рис. 9.21)
cpK=Pil^h- cp=Qi;\f. (9.8)
Из выражений (9.8) с учетом (9.5)-(9.7) после соответствую-
щих преобразований получим
2
ср« = ср тН1"" ₽)] •
ь
ПОДВЕСКА
625
Из полученного выражения следует, что при постоянной же-
сткости рессоры ср реальной подвески жесткость рессоры, приве-
денная к опорному катку с, зависит от хода подвески. В частном
случае при 0 = 0 найдем
срК=сра1 /*2 =cpIu2 = const ’ (9-9)
где и = b/а - передаточное число рычага подвески.
При выборе параметров подвески трактора на стадии проек-
тирования принимают срк = const и определяют по выражению
(9-9).
Для приведения схемы балансирной двухкатковой подвески
(рис. 9.22, а) к расчетной (рис. 9.22, б) принимают одинаковыми
вертикальные перемещения опорных катков.
При вертикальном перемещении опорных катков на величину
Ah действующие на них усилия определяются из уравнения мо-
ментов относительно точки С:
Рк=Р„рЬ/а, (9.10)
где Рпр - усилие, создаваемое пружиной подвески.
а)
Рис. 9.22. Схемы двухкатковой балансирной подвески:
а - реальная; б - расчетная
626
Глава 9. ХОДОВЫЕ СИСТЕМЫ ТРАКТОРОВ
Поскольку в расчетной схеме подвески два опорных катка ре-
альной схемы заменены одним, то усилие на опорный каток рас-
четной схемы (рис. 9.22, б)
F = 2PK, (9.11)
а его вертикальное перемещение
bh = bfa/(2b).
(9.12)
Жесткость подвески, приведенная к опорному катку,
cpK=F/bh.
Тогда с учетом выражений (9.10)-(9.12) окончательно полу-
чим
Срк^СрЬ1 /а2 = ср/и2,
где cp-Pnp/^f - жесткость пружины реальной подвески;
и = a/(2Z>)- передаточное число рычагов подвески.
Аналогично выполняют приведение и других схем подвесок к
расчетной схеме.
В индивидуальных или балансирных подвесках, когда число
кареток в балансирной подвеске или число опорных катков в ин-
дивидуальной подвеске с каждой стороны превышает два, то оп-
ределение усилий, действующих на опорные катки и элементы
расчетной схемы, выполняется следующим образом.
Предположим, что реальная схема подвески трактора приве-
дена к расчетной (рис. 9.23).
Если координата центра масс трактора смещена вдоль его
продольной оси или опорные катки расположены несимметрично,
то остов трактора будет иметь наклон - дифферент (вперед или
назад), а рессоры получат различную деформацию.
В общем случае в расчетной схеме имеются следующие неиз-
вестные: / - деформация рессор; cpKi - приведенная жесткость
ПОДВЕСКА
627
Рис. 9.23. Расчетная схема подвески трактора
рессор; а - угол наклона остова (дифферент); Pt - нагрузка на
рессору.
Для решения задачи необходимо по числу неизвестных соста-
вить систему уравнений.
В данном случае:
2^Р(, = Gn - одно уравнение;
Л = cPKi fi ~ число уравнений равно числу опорных катков;
2^Р( = Gn а - одно уравнение;
ft= fx+ lt tga - число уравнений на одно меньше числа опор-
ных катков, где Gn - вес подрессоренной части трактора.
При индивидуальной и балансирной подвеске ориентировоч-
но можно принимать Gn = (0,85...0,9)бу , а при полужесткой под-
веске Gn =(0,75...0,8)Gy.
Выбор параметров балансирной и ин-
дивидуальной подвески осуществляется на основе
расчетной схемы, представленной на рис. 9.24, а.
628
Глава 9. ХОДОВЫЕ СИСТЕМЫ ТРАКТОРОВ
Рис. 9.24. Расчетная схема гусеничного трактора с подвеской:
а - индивидуальной и балансирной; б - полужесткой
Собственная частота вертикальных колебаний остова трактора
Iер?. =_1_ I 8 №------1---Ги1
2л1| М 2^ '
где /ст - статический ход подвески трактора, м; М- подрессорен-
ная масса трактора, кг; ср1& - суммарная приведенная жесткость
подвески, Н/м:
Срк£ ~ С рк1 •
i=l
Здесь п - число опорных катков одного борта у трактора с ин-
дивидуальной подвеской или число кареток одного борта у трак-
тора с балансирной подвеской.
При хорошем качестве подвески [п]2 =1,7...2,2 Гц. Тогда не-
обходимый статический ход подвески /С(Я определяют по выраже-
нию (9.3), а полный ход подвески fn по выражению (9.4).
ПОДВЕСКА
629
Собственная частота продольных угловых колебаний остова
трактора
п
= [«]„•
При хорошем качестве подвески [и]ф - 0,6...0,8 Гц.
Выбор параметров полужесткой под-
вески осуществляется на основе расчетной схемы, представ-
ленной на рис. 9.24, б. При такой подвеске определяют собствен-
ную частоту продольных угловых колебаний остова трактора:
п
ч>
1 lc I2 +G I
1 I р р п г
2л V J
=мф.
Задаваясь [и]ф, находят необходимую жесткость Ср упругого
элемента подвески.
Упругие элементы подвески делятся на металлические и не-
металлические. Металлические упругие элементы выполняют в
виде листовых рессор, витых пружин и торсионных валов. К неме-
таллическим упругим элементам относят резиновые, пневматиче-
ские и пневмогидравлические элементы.
Вследствие большого разнообразия условий эксплуатации
трактора упругие элементы могут разрушаться как от недостаточ-
ной статической прочности, так и от усталости материала. В про-
цессе эксплуатации трактора наибольшее влияние на прочность
упругих элементов оказывают напряжения от действующих верти-
кальных нагрузок на колесо или опорный каток трактора. Упругие
элементы обычно рассчитывают на прочность при наибольшей
вертикальной нагрузке на колесо или опорный каток трактора.
Витые цилиндрические пружины рассчиты-
вают на кручение в следующей последовательности.
630
Глава 9. ХОДОВЫЕ СИСТЕМЫ ТРАКТОРОВ
1. Определяют максимальное расчетное усилие на пружину
FPmax ПРИ полном ходе подвески.
2. Диаметр проволки, мм,
I^^Pmax КС
где с = 7... 12 - индекс пружины; к = (4с + 2)/(4с-3) - коэффици-
ент, учитывающий кривизну витков; [т]к =850...900МПа- допус-
каемое напряжение кручения в витках пружины.
Расчетное значение диаметра d проволоки округляют по ряду
нормальных линейных размеров R20.
3. Средний диаметр пружины
Do =cd.
4. Осадка одного витка пружины при статическом ходе под-
вески, мм,
%FncmD3n
р ст о
Gd4
где FPcm - расчетная нагрузка на пружину при статическом ходе
подвески, Н; G = 8 • 104 МПа - модуль упругости второго рода для
стали.
5. Необходимое число рабочих витков пружины
^тах ^ст
' р '
f CPmaX-J
F
у Рст у
где Хтахи ^ст ~ осадка пружины соответственно при полном и
статическом ходе подвески.
ПОДВЕСКА
631
6. Полное число витков пружины
пх - п + (1,5...2).
7. Жесткость пружины, Н/мм,
с _ FPcm _Gd4
Ср f2n SD3on
8. Шаг пружины в ненагруженном состоянии
h = d + ^^-,
п
где кп =1,1... 1,2 - коэффициент, обеспечивающий зазор между
витками пружины при полном ходе подвески.
Обычно h = (0,3...0,5)Z>o.
9. Высота пружины в свободном состоянии
Но =НП + n(h-d),
где Нп - высота пружины при соприкосновении витков.
Для избежания выпучивания пружины должно соблюдаться
условие Ho/Do <3.
Пружины подвесок обычно изготовляют из калиброванной
проволоки круглого сечения, выполненной из легированной стали
55С2А, 60С2А, 60С2Г и др.
Торсионные валы рассчитывают на кручение. Мето-
дику их расчета рассмотрим на примере схемы торсионной под-
вески, представленной на (рис. 9.25).
Статическая нагрузка на ось опорного катка
Рксп, =Gn/(2n)’
где п - число опорных катков с одного борта трактора.
632
Глава 9. ХОДОВЫЕ СИСТЕМЫ ТРАКТОРОВ
Рис. 9.25. Схема торсионной подвески:
а - реальная; б - расчетная
Величина необходимого статического хода подвески fcm оп-
ределяется по выражению (9.3), а полный ход подвески fn по вы-
ражению (9.4).
Тогда жесткость торсионного вала, приведенная к опорному
катку (рис. 9.25, б),
с -Р If
рк к cm I Jem'
Для изготовления торсионных валов используются стали типа
45ХНМФА и 50ХФА, предел текучести которых при касательных
напряжениях тг = 850...900 МПа .
Максимальный угол закрутки торсиона (рис. 9.25, а)
1n=fn/R6>
где R6 - радиус балансира.
Диаметр торсиона из условия ограничения напряжений кру-
ченй#
, К
J = 3-----— ,
1|0,2[т]
ПОДВЕСКА
633
где Мк - максимальный момент закручивания торсиона; [т] - до-
пускаемое напряжение кручения в торсионе.
MK=cpKfnR6cosa.
Здесь а = уп - (уст + 0), где уст - угол закрутки торсиона при
статическом ходе подвески.
Для незаневоленных торсионов
[т] = тг = 850...900 МПа,
а для заневоленных
[т] = тг + т0 «1350 МПа,
где т0 - остаточное напряжение заневоливания торсиона:
Здесь rjr = 0,5...0,6 - величина, характеризующая глубину
пластической деформации вала при заневоливании; г - радиус тор-
сиона, мм; - радиус части сечения торсиона, работающего в зо-
не упругой деформации, мм.
Угол закрутки торсиона при заневоливании
где 1Т - длина торсиона, мм; G = 8,2 • 104 МПа - модуль упругости
второго рода для стали.
При сохранении касательных напряжений в допустимых пре-
делах и обеспечении угла закрутки уй торсион должен иметь
длину
_itynGd4
1т — •
32 Мк
634
Глава 9. ХОДОВЫЕ СИСТЕМЫ ТРАКТОРОВ
При принятии решения о конструкции торсиона необходимо
его длину 1Т сравнить с шириной корпуса Вк трактора.
Если 1Т > 2 Вк, то установить торсион на трактор невозможно.
В этом случае, если позволяет компоновка, необходимо увеличить
радиус R6 балансира (см. рис. 9.25, а) и заново выполнить все рас-
четы.
При ВК<1Т<2ВК может быть установлена трубчато-
стержневая несоосная торсионная подвеска.
При ВК/2<1Т <ВК можно использовать стержневую несоос-
ную или трубчато-стержневую соосную торсионную подвеску.
При 1Т <ВК /2 можно установить стержневую соосную торси-
онную подвеску.
В случае принятия решения об установке стержневой подвес-
ки проектный расчет торсиона на этом заканчивается.
Для трубчато-стержневой схемы торсионной подвески расчет
продолжается.
По условиям компоновки задаемся длиной 1ТС стержневого
торсиона. Тогда угол его закрутки
_ 32 Мк 1ТС
Gnd4
Для обеспечения угла поворота балансира у„ при полном хо-
де подвески необходимо, чтобы трубчатый торсион закрутился на
угол
Чтр=1п-Чс-
Размеры сечения трубы выбираем так, чтобы максимальные
напряжения не превысили предела текучести материала. Тогда по-
лярный момент сечения трубы
ту = Мк /тт .
ПОДВЕСКА
635
В то же время
^=0,2^-^, (9.13)
dTPH
где dTPH и dTP в - соответственно наружный и внутренний диа-
метр трубы.
Задаваясь dTP в =d + 2 Д, где Д »10 мм - зазор между стерж-
нем и трубой, из выражения (9.13) определим dTP н.
Тогда необходимая длина трубчатого торсиона
. _yTPGit (dTPH — dTPB)
ТР ~ 32МК
Диаметры и длину шлицевых концов торсиона рекомендуется
выбирать в зависимости от диаметра торсиона:
=(1,2... 1,3) J; =(0,6...1,2)<7.
Для удобства сборки шлицевые концы изготовляют различ-
ных диаметров. Шлицы выполняют треугольного профиля и рас-
считывают на смятие рабочих поверхностей. При этом допускае-
мое напряжение смятия [о]сл< = 250...300 МПа.
Многолистовая рессора. Многолистовую рес-
сору равного сопротивления изгибу можно получить из двухпле-
чей однолистовой рессоры, состоящей из двух рессор трапецеи-
дальной формы. Для этого такую рессору следует разрезать на
продольные полосы равной ширины и сложить в пакет (рис. 9.26).
Для симметричной рессоры -12 = I. Тогда прогиб рессоры
s QL3 s QL3
J 4SEJO 4Enbh3 ’
где L - длина рессоры; E - модуль упругости первого рода для
стали (£ = 2,1105 МПа);/0 =nbh3jn - момент инерции среднего
636
Глава 9. ХОДОВЫЕ СИСТЕМЫ ТРАКТОРОВ
Рис. 9.26. Расчетная схема многолистовой рессоры,
состоящей из двух однолистовых рессор
трапецеидальной формы
сечения рессоры; п - число листов в рессоре; buh- соответствен-
но ширина и толщина листа; 3 - коэффициент прогиба; для балки
равного сопротивления изгибу 3 = 1,5; для реальных рессор
3 = 1,25...1,45 (меньшие значения соответствуют рессорам с не-
сколькими листами одинаковой длины).
Жесткость рессоры
Q _4ЕпЫ?
Ср~ f~ 8Z3 ’
а напряжение изгиба
QL = 3QL
41Г0 2nbh2
<[п]
ПОДВЕСКА
637
Здесь Wa=nbh2/б - момент сопротивления изгибу среднего
сечения рессоры; [ст] и - допускаемое напряжение изгиба в рессоре.
Рессорные листы изготовляют из сталей 55ГС, 55С2, 60С2,
для которых [ст] в= 900 МПа.
Ширину листов b выбирают из существующего сортамента
проката. При этом желательно, чтобы выполнялось условие
6<b/h<10.
У несимметричных рессор 1Х * 12. Тогда для них
5 QW _g 4g/]2Zf . с =Q = Enbh4.
3EJ0L Enbh3 L’ Cp f 4812!2 ’
~ W0L ~ nbh2 L~
Число листов в рессоре обычно составляет п = 6... 14.
Резиновые упругие элементы применяют в
подвеске в качестве ограничителей ходов (буферов) сжатия и от-
боя и в качестве основных упругих элементов в комбинированных
подвесках гусеничных тракторов. Для определения геометричес-
ких размеров таких элементов в соответствии с условиями проч-
ности и жесткости используются различные расчетные схемы
(рис. 9.27).
Для полого цилиндрического упругого элемента (рис. 9.27, а)
при малых деформациях (менее 20 %) зависимость для напряже-
ния сжатия можно представить в виде
ст = Р/Л<[ст],
а для осевой силы и жесткости
^EpAabf р ^ЕрАа
---- и с п - — ---—
h----------------------р А/ h
638
Глава 9. ХОДОВЫЕ СИСТЕМЫ ТРАКТОРОВ
Рис. 9.27. Рачетные схемы резиновых упругих элементов:
а - полого цилиндрического; б - конического; в - пирамидального
где Р - осевая сила, действующая на упругий элемент; Аа - пло-
щадь поперечного сечения упругого элемента; Аа = - df )/^ \
[о] - допускаемое напряжение сжатия в резине; [о] = 12...
20МПа; Ер - модуль упругости резины; Ер =2,1...3,6 МПа; Af"
относительное перемещение в осевом направлении торцов упруго-
го элемента; h - высота упругого элемента; Р1 - коэффициент из-
менения жесткости упругого элемента при закреплении его
торцов.
ПОДВЕСКА
639
Приведенные расчетные зависимости справедливы только для
значения коэффициента Пуассона ц = 0,5 и Д///г<0,2.
Коэффициент вычисляется по формулам:
при 2<р<6
при р>6
( 1 _ ь
р,=0,5р2 1 + £2+----
1п£
при р < 2 Р] = 1.
Здесь p = d2/(2h) и k = dx/d2.
Конический упругий элемент представляет собой усеченный
конус (рис. 9.27, б), нагруженный осевой силой Р. В результате
напряжения сжатия по высоте конуса будут величиной перемен-
ной, достигающей максимального значения у меньшего основания
диаметром dx и минимального - у большего основания диамет-
ром d2.
Для случая малой деформации упругого элемента напряжение
сжатия в некотором промежуточном сечении с диаметром do
~Г,—77-----v- И
л(<72-2/г0 tga)
Осевую силу и жесткость упругого элемента определяют из
выражений:
4h ’ Ср 4h
640
Глава 9. ХОДОВЫЕ СИСТЕМЫ ТРАКТОРОВ
Рис. 9.28. Расчетная схема пневматического упругого элемента
с резинокордной оболочкой
Пирамидальный упругий элемент имеет форму усеченный пи-
рамиды (рис. 9.27, в). Напряжение сжатия в сечении с размерами
«Л ь0
7--------------77-------------7 - [о].
(«я2 -27г0 tga)(Z>2 -27г0 tgp)
Выражения для осевой силы и жесткости упругого элемента
имеют вид:
= {а^-а^Ер
Ср
Пневматический упругий элемент с ре-
зинокордной оболочкой (рис. 9.28) представляет со-
бой резинокордную оболочку 1 с жесткими фланцами 2 и 3, запол-
ненную воздухом под давлением.
Предположим, что упругому элементу под действием силы Q
сообщается малое перемещение df. Тогда работа силы Q составит
Qdf, а работа избыточного давления ри воздуха внутри оболочки
ри dV. Здесь dV - изменение объема упругого элемента.
ПОДВЕСКА
641
На основании принципа возможных перемещений получим
Qdf + pudV = 0. (9.14)
Работой деформации оболочки упругого элемента пренебре-
гаем ввиду ее малости по сравнению с работой сил давления.
Из выражения (9.14) получим
Q/ри= A3=-dV/df,
где А3 - эффективная площадь упругой оболочки; А3 =пг3 (здесь
Го = Го1’Го2’ГоЗ~ )•
В результате уравнение грузоподъемности упругого элемента
( п V”
8=М=(р-л)4 = А. (915)
\ у 7
где р - абсолютное давление воздуха в упругом элементе;
ра - атмосферное давление воздуха; V - объем воздуха в упругом
элементе; р0 и Vo - соответственно давление и объем воздуха в
упругом элементе при статической нагрузке (обычно
ро < 1,0 МПа); п - показатель политропы (при динамической на-
грузке для резинокордных упругих элементов и = 1,3...1,4; при
статической нагрузке п = 1).
Продифференцируем уравнение (9.15) по перемещению и оп-
ределим жесткость упругого элемента
dQ dp . ( ч dA3 ,п . ..
= (9Л6)
df df df
Так как
Р = Ро
то
dp= np.v” dV прХ л
df Vn+X df Vn+X 3
642
Глава 9. ХОДОВЫЕ СИСТЕМЫ ТРАКТОРОВ
Подставив данные выражения в уравнение (9.16), получим
с "р.к Ш
* рли+1 уП df
При статической нагрузке V = Vo. Тогда жесткость упругого
элемента при действии статической нагрузки
с +(d _d
С о Tz ™эо * \Ро Ра / ,/. ’
vo af
где Дэо - эффективная площадь упругой оболочки при статиче-
ской нагрузке.
Для снижения жесткости упругого элемента можно использо-
вать дополнительный объем Vd, соединенный с внутренней его
полостью.
Тогда объем Vo представим в виде Vo = Vop + Vd, где V -
внутренний объем упругого элемента.
Поскольку расчетное или графическое определение значения
эффективной площади упругого элемента при различных переме-
щениях затруднено, то ее определяют экспериментально.
Пневмогидравлический упругий эле-
мент. Характеристика упругости такого элемента зависит от из-
менения объема газа, заключенного в жесткую оболочку.
Различают три типа пневмогидравлических упругих элемен-
тов:
- с одной ступенью давления (рис. 9.29, а), когда предвари-
тельно сжатый газ расположен над поршнем в одном объеме (ка-
мера Л);
- с противодавлением (рис. 9.29, б), когда предварительно
сжатый газ находится как над поршнем (камера А), так и под
поршнем (камера Б), причем давление газа в камере А больше, чем
в камере Б;
- с двумя ступенями давления (рис. 9.29, в), когда две камеры
с предварительно сжатым газом находятся над поршнем, но давле-
ПОДВЕСКА
643
Рис. 9.29. Схемы пневмогидравлических упругих элементов:
а - с одной ступенью давления; б-с противодавлением;
в - с двумя ступенями давления; 1 - поршень; 2 - амортизационный блок;
3 - диафрагма; 4 - клапан
ние зарядки камер А и В различно. При этом в камере А газ сжима-
ется в течение всего хода подвески, а в камере В газ начинает
сжиматься только при открытии клапана 4 по достижении давле-
ния большего, чем зарядное давление этой камеры.
Передача усилий от поршня к газу осуществляется через мас-
ло. В ряде случаев масло может иметь непосредственный контакт
с газом (камера Б на рис. 9.29, б). Однако в современных конст-
рукциях гидропневматических подвесок масло отделяют от газа
плавающим поршнем или гибким разделителем (диафрагмой) 3, так
как при непосредственном контакте масла с газом в ходе работы
упругого элемента подвески происходит вспенивание масла, что
отрицательно сказывается на характеристике упругого элемента.
Применение жидкости в таких упругих элементах позволяет
встраивать в них амортизационный узел 2, состоящий из калибро-
ванных отверстий и клапанов, как и в гидравлическом амортизато-
ре. В результате получается компактный агрегат, в котором раз-
мещены упругий элемент подвески и гидравлический амортизатор.
Увеличивая объем рабочей жидкости в полости С над порш-
нем 1, можно регулировать дорожный просвет и положение остова
трактора. Это особенно важно для трактора, так как у него сильно
меняется вертикальная нагрузка на элементы подвески при агрега-
тировании с различными орудиями.
644
Глава 9. ХОДОВЫЕ СИСТЕМЫ ТРАКТОРОВ
Расчет пневмогидравлического упругого элемента связан с
определением его характеристики упругости.
Пневмогидравлический упругий элемент с одной ступенью
давления (рис. 9.30, а). Для расчета его параметров используется
уравнение политропы для закрытой полости газа:
-^4—Т>
Pol VJ ’
(9.17)
где ро1 и И01 - соответственно начальное давление и начальный
объем газа в полости 1 (при статической нагрузке Qcm на упругий
элемент); рх и Vx - текущее значение давления и объема газа в
полости 1;п- показатель политропы (н = 1,2... 1,3 - при динамичес-
кой нагрузке; п = 1,0 - при статической нагрузке).
Начальный объем Vol выразим через площадь поршня Ах и
приведенную высоту hol столба газа:
Изменение текущего объема газа в полости 1
№x=Axf = AxbhoX,
где f- перемещение поршня при нагрузке Q на его шток.
Тогда текущий объем газа в полости 1
Px=PoX-APx = Ax(hoX-Ahol).
В результате уравнение политропы (9.17) примет вид
=----------=------J-----. (9.18)
ро1 (1-лл0Мп
Тогда с учетом выражения (9.18) сила на штоке поршня упру-
гого элемента
ПОДВЕСКА
645
т* .>
Рис. 9.30. Расчетные схемы пневмогидравлических
упругих элементов:
а - с одной ступенью давления; б - с двумя ступенями давления;
в - с противодавлением
В статическом положении сила Qcm на штоке используется
как исходная для выбора параметров упругого элемента. При ана-
лизе параметров пневмогидравлического упругого элемента удоб-
нее использовать безразмерную характеристику, представляющую
собой отношение сил QlQcm и справедливую для упругих элемен-
тов любых размеров:
-2- =------1-----=-----1----. (9.20)
а. а-дл.А.г (i-ж,)"
646
Глава 9. ХОДОВЫЕ СИСТЕМЫ ТРАКТОРОВ
Пневмогидравлический упругий элемент с двумя ступенями
давления (рис. 9.30, б). Газ в полости 1 находится под статическим
давлением ро1, а в полости 2 по статическим давлением ро2. При
этом ро1 <ро2.
Характеристика упругости такого элемента имеет два участка,
каждому из которых соответствует свое давление.
При рх < ро2 газ сжимается только в полости 1. Здесь усилие
на штоке поршня упругого элемента и его безразмерная характе-
ристика определяются соответственно по выражениям (9.19) и
(9.20), как и в пневмогидравлическом упругом элементе с одной
ступенью давления (рис. 9.30, а).
Обозначим через Ут объем газа в полости 1 (рис. 9.30, б) в
момент, когда давление рх достигает значения ро2. Тогда из
уравнения политропы (9.17) получим
откуда
Km=roiv’”. (9.22)
Здесь v = ро21рЛ .
При рх > ро2 давление в полостях 1 и 2 одинаково и опреде-
ляется по выражению
(у у Y
Р = , (9.23)
где Г, и V2 - текущий объем газа соответственно в полости 7 и 2.
Так как
Vx+V2=VoX + Vo2-Axf,
то после подстановки в выражение (9.23) найдем
Р = Ро2
Ут + У02
(у +У \п ( у f
Ут Уо2 1 j02 *
< К>1 J I ^о\ Ьо1
ПОДВЕСКА
647
Обозначим Vo2/VoX = т|. Тогда с учетом выражений (9.23) и
(9.22) окончательно получим
Тогда сила на штоке поршня упругого элемента Q = р Ах.
Безразмерная характеристика упругого элемента
( 1V/
-=- = 1 + T]V"
Qcm \
Пневмогидравлический упругий элемент с противодавлением
(рис. 9.30, в). Полость 1 над поршнем заполнена газом, находя-
щимся под статическим давлением роХ, а в полости 2 противодав-
ления (под поршнем) - под статическим давлением ро2.
Уравнение политропы для полости 1 представляется
выражением (9.18), а для полости 2 противодавления
Pi _ ^о2
Ро2 \ ^2
(9.24)
где ро2 и Vo2 - соответственно начальное давление и начальный
объем газа в полости 2 (при статической нагрузке Qcm на упругий
элемент); р2 и V2 - текущее значение давления и объема газа
в полости 2.
Изменение текущего объема газа в полости 2
AV2=A2f.
Тогда текущий объем газа в полости 2
л
V2=Vo2 + \V2=Vo2+A2f или V2 = Vo2 + -2- A Vx.
648
Глава 9. ХОДОВЫЕ СИСТЕМЫ ТРАКТОРОВ
Представим уравнение политропы (9.24) для полости 2 в дру-
гом виде
^ = 11 + 4 Л , (9.25)
Рог I ho\)
где ц = Го1Л2/(Ко24).
Сила на штоке пневмогидравлического упругого элемента с
противодавлением определяется с учетом выражений (9.18) и
(9.25) (рис. 9.30, в):
Q = р, А. - р2 А2 = —^4--------£214-----
0-Ж.Г (1+Ц//Л.,)-
Безразмерная характеристика упругого элемента
Q J^-f/hoir~^ + ^f/hoir
Qcm 1-Y
где y = A2po2/(AiPoi).
Амортизаторы служат для гашения колебаний подрессорен-
ной массы трактора. На современных тракторах широкое приме-
нение получили гидравлические амортизаторы, унифицированные
с автомобильными.
По своей конструкции амортизаторы подразделяют на теле-
скопические, рычажно-поршневые и рычажно-лопастные. Рычаж-
но-поршневые и рычажно-лопастные амортизаторы из-за малых
ходов поршней и углах поворота лопастей работают с большими
давлениями, достигающими 15..30 МПа , что приводит к увеличе-
нию их массы. В телескопическом амортизаторе цилиндр и пор-
шень связаны непосредственно с подрессоренной и неподрессо-
ренной массами трактора и имеют большой ход, что дает возмож-
ность работать амортизатору при меньших средних давлениях (до
8,0 МПа). Материалоемкость телескопических амортизаторов
примерно в 2 раза меньше, чем у рычажно-поршневых и рычажно-
лопастных. При этом они проще в изготовлении и обладают высо-
кой долговечностью.
ПОДВЕСКА
649
Рис. 9.31. Характеристика гидравлического амортизатора
с разгрузочными клапанами:
(Рао и Рас - сила сопротивления на поршне амортизатора при ходе
соответственно отбоя и сжатия; Vno и Vnc - скорости поршня
амортизатора при ходе соответственно отбоя и сжатия; V'no и V'nc -
скорости перемещения поршня, при которых открываются
разгрузочные клапаны
По типу характеристики амортизаторы бывают односторонне-
го действия, работающие только при ходе отдачи, когда упругий
элемент подвески разгружается, и двухстороннего действия, рабо-
тающие как при ходе сжатия упругого элемента, так и при ходе
отдачи.
В качестве рабочей жидкости для амортизаторов применяют
минеральные масла - веретенное или смесь турбинного и транс-
форматорного.
В настоящее время в подвесках тракторов используют гидрав-
лические телескопические амортизаторы двухстороннего дейст-
вия, в которых рассеяние механической энергии колебаний под-
рессоренной массы трактора осуществляется как при ходе сжатия,
так и при ходе отбоя.
Свойства амортизатора определяются его характеристикой -
зависимостью между силой сопротивления на поршне амортизато-
ра Ра и скоростью его перемещения Vn. На рис. 9.31 показана уп-
рощенная характеристика гидравлического амортизатора двухсто-
роннего действия.
650
Глава 9. ХОДОВЫЕ СИСТЕМЫ ТРАКТОРОВ
б)
Рис. 9.32. Схема гидравлического телескопического амортизатора:
а - двухтрубного; б - однотрубного; 1',3- разгрузочные клапаны;
2 - калиброванное отверстие; 4', 5- перепускные клапаны;
6 - плавающий поршень
Для удовлетворения требованиям плавности хода трактора
характеристика амортизатора должна быть несимметричной. При
этом сила сопротивления на поршне амортизатора Рао при ходе
отдачи должна быть больше, чем сила Рас при ходе сжатия (см.
рис. 9.31). Это обеспечивает меньшее воздействие со стороны
амортизатора на остов при наезде трактора на препятствие. Кроме
того, при проектировании амортизатора ограничивают силу Ра на
поршне при обоих ходах амортизатора. Достигается это открыти-
ем разгрузочных клапанов при определенных скоростях движения
поршня (Г„'о или О
ПОДВЕСКА
651
Рассмотрим гидравлический телескопический двухтрубный
(рис. 9.32, а) и однотрубный (рис. 9.32, б) амортизаторы. Полости
А и В амортизаторов заполнены рабочей жидкостью. Компенсаци-
онная камера С в двухтрубном амортизаторе (рис. 9.32, а) частич-
но заполнена жидкостью и воздухом, а в однотрубном амортиза-
торе (рис. 9.32, б) - воздухом. При этом в однотрубном амортиза-
торе компенсационная камера С изолирована от рабочей жидкости
плавающим поршнем 6 или резиновой мембраной. В результате
при движении трактора по неровностям пути предотвращается
эмульсирование жидкости, что обеспечивает более стабильную
характеристику амортизатора и возможность его установки в лю-
бом положении. Однако осевое расположение компенсационной
камеры несколько увеличивает длину амортизатора.
При ходе штока вниз (сжатие упругого элемента подвески)
жидкость из полости В через калиброванное отверстие 2 поступает
в полость А. Если давление жидкости в полости В преодолеет уси-
лие пружины разгрузочного клапана 3, то он откроется и расход
жидкости из полости В увеличится, а сопротивление движению
поршня соответственно уменьшится.
При обратном ходе (разгрузка упругого элемента) жидкость
из полости А протекает через калиброванное отверстие 2. Если
давление жидкости в полости А преодолеет усилие пружины раз-
грузочного клапана 7, то он откроется и расход жидкости из по-
лости А увеличится, а сопротивление движению поршня умень-
шится.
Вследствие значительного диаметра штока объем жидкости,
вытесняемый из полостей А и В, оказывается различным. Для ком-
пенсации этого служит камера С, соединяемая с полостью В
в двухтрубном амортизаторе (рис. 9.32, а) перепускными клапана-
ми 4 и 5. Клапан 5 перепускает часть жидкости из полости В в
компенсационную камеру С при ходе поршня вниз, а при ходе
поршня вверх она из камеры С через клапан 4 обратно возвраща-
ется в полость В.
В однотрубном амортизаторе (рис. 9.32, б) нет необходимости
в установке перепускных клапанов между камерами В и С, так как
при изменении давления жидкости в камере В происходит измене-
ние объема компенсационной камеры С за счет сжатия воздуха.
652
Глава 9. ХОДОВЫЕ СИСТЕМЫ ТРАКТОРОВ
Сила сопротивления амортизатора Ра пропорциональна ско-
рости Vn движения поршня:
Ра=кУ‘,
где к- коэффициент сопротивления амортизатора; i - показатель
степени.
Характеристика амортизатора может быть линейной (при
i -1), прогрессивной (при i > 1) и регрессивной (при i < 1). Она
зависит от размеров калиброванных отверстий в поршне, вязкости
жидкости и конструкции клапанов. В существующих конструкци-
ях амортизаторов i = 1.
Коэффициенты сопротивления амортизатора при ходе сжатия
кс и ходе отдачи к0 различны. В существующих конструкциях
амортизаторов обычно принимают
к0 = (2...5)кс.
Расположение амортизатора относительно упругого элемента
подвески и колеса или опорного катка трактора определяется об-
щей компоновкой подвески.
Амортизатор можно устанавливать так, что деформация упру-
гого элемента подвески и перемещение поршня в цилиндре амор-
тизатора будут одинаковыми, или соединить амортизатор и упру-
гий элемент между собой системой рычагов. Тогда перемещение и
скорость поршня амортизатора будут зависеть от передаточного
числа соединительного устройства.
Приведение схемы установки аморти-
затора к расчетной схеме рассмотрим на примере
рычажной подвески (рис. 9.33, а). В расчетной схеме ось опорного
катка или колеса напрямую через амортизатор связана с остовом
трактора (рис. 9.33, б). При приведении реальной схемы установки
амортизатора к расчетной схеме необходимо в последней подоб-
рать коэффициент сопротивления амортизатора так, чтобы при
одинаковом воздействии на ось опорного катка или колеса в ре-
альной и расчетной схемах обеспечить одинаковую скорость ее
перемещения.
ПОДВЕСКА
653
Рис. 9.33. Схема установки амортизатора в рычажной подвеске:
а - реальная; б - расчетная
Передаточное число рычага между амортизатором и осью
опорного катка или колеса (рис. 9.33, а)
u=b/a = Pa/PK=VK/V„,
где VK - скорость перемещения оси опорного катка или колеса.
Коэффициент сопротивления амортизатора
к = Ра/Уп.
Согласно схеме (рис. 9.33, а)
Ра=Рки-
Приведенный к оси колеса или опорного катка коэффициент
сопротивления амортизатора
кр=Рк/Рк=Ра/(и2Уп)=к/и2. (9.26)
Аналогично определяют приведенный коэффициент сопро-
тивления амортизатора для других типов подвесок. Например, для
балансирной подвески (рис. 9.22, а) при установке амортизатора
параллельно с витой цилиндрической пружиной
Кр^к/и2 ,
где u = a/(2b).
654
Глава 9. ХОДОВЫЕ СИСТЕМЫ ТРАКТОРОВ
Выбор параметров амортизатора. Эффек-
тивность амортизаторов при различных типах подвесок оценива-
ется по относительному коэффициенту затухания колебаний
= /г = = кр^
V со мусрх Jcp~M ’
где h - парциальный коэффициент затухания колебаний; со - соб-
ственная угловая частота вертикальных колебаний подрессорен-
ной массы трактора; М - подрессоренная масса трактора; срЪ -
суммарная приведенная жесткость упругих элементов подвески;
крЪ - суммарный приведенный коэффициент сопротивления
амортизаторов.
Тогда
кРъ •
При определении суммарного коэффициента сопротивления
амортизаторов в колесном тракторе обычно пренебрегают коэф-
фициентом сопротивления (демпфированием) шин.
В результате суммарный приведенный коэффициент сопро-
тивления амортизаторов передней оси трактора (рис. 9.20)
«pH ^^к42с\м\ ’
где \|/к = 0,25...0,3.
При подрессоренной задней оси трактора суммарный приве-
денный коэффициент сопротивления ее амортизаторов
где 2с2 - суммарная приведенная жесткость подвески задней оси
трактора.
Для гусеничного трактора
кръг=Чгу1сръм >
где \|/г = 0,15...0,25.
ПОДВЕСКА
655
Среднее значение приведенного коэффициента сопротивления
одного амортизатора
кр=кр^1п,
где п - число амортизаторов.
Тогда с учетом выражения (9.26) необходимая величина сред-
него значения коэффициента сопротивления одного амортизатора
к - кр и1.
При этом
* = (ко + кс)/2-
По коэффициенту сопротивления амортизатора к0 при ходе
отдачи и кс при ходе сжатия и силе сопротивления Ра на штоке
поршня при соответствующих ходах подбирают амортизатор.
Выбор размеров элементов конструк-
ции амортизатора. Расчетные схемы двухтрубного и од-
нотрубного телескопического амортизаторов представлены на
рис. 9.32.
Ход поршня амортизатора определяют по величине полного
хода подвески fn и передаточного числа и рычажной системы:
где А = 10...20 мм - запас хода для предотвращения удара поршня
о днище цилиндра.
Диаметр поршня находят по максимальной силе сопротивле-
ния амортизатора
•^amax — Ptoax. >
где ртах =15...20 МПа - максимальное давление рабочей жидко-
сти в цилиндре; Ап - площадь поршня.
При ходе поршня вниз (ход сжатия) работает вся площадь
поршня
^пс ,
где Dn - диаметр поршня.
656
Глава 9. ХОДОВЫЕ СИСТЕМЫ ТРАКТОРОВ
При движении поршня вверх (ход отдачи) рабочая площадь
будет меньше на величину площади сечения штока:
Апо = 71 (Рп ~ dl )А,
где dM - диаметр штока.
В существующих конструкциях амортизаторов
d. = (0,3...0,4)D„.
Обычно принимают dM » 0,35Dn .
Поскольку сила сопротивления амортизатора при ходе отдачи
больше, чем при ходе сжатия, то, учитывая, что рабочая площадь
поршня при этом меньше, целесообразно площадь поршня опреде-
лять по ходу отдачи. При этом
Принимая dM = 0,35 Dn , получим
&П = №у]Рао/ Ртах
Полученный диаметр округляют по ряду нормальных линей-
ных размеров R20, что позволяет применять стандартные уплотни-
тельные кольца.
При определении сечений калиброванных отверстий и клапа-
нов пренебрегают утечками жидкости в зазоры и считают, что весь
расход жидкости идет только через отверстия. Исходным при рас-
чете сечений калиброванных отверстий и клапанов является урав-
нение расхода жидкости.
При ходе отдачи (поршень перемещается вверх) рабочая жид-
кость из полости А перетекает в полость В до открытия разгрузоч-
ного клапана 1 только через калиброванное отверстие 2 (рис. 9.32).
Уравнение расхода жидкости через отверстие 2
Qo2 ~ Упоило ~ Ро2 ^о2 лМ Ротах/Р ’ (9.27)
ПОДВЕСКА
657
где Qo2 - расход жидкости через калиброванное отверстие 2; Кл'о -
скорость поршня при ходе отдачи в момент открытия разгрузочно-
го клапана 1; V'no = 0,3...0,5 м/с; цо2 - коэффициент расхода жид-
кости через отверстие 2; цо2 =0,6...0,75; р - плотность рабочей
жидкости; р = 850...900кг/м3; р'отт - давление рабочей жидко-
сти в цилиндре при ходе отдачи в момент открытия разгрузочного
клапана 1.
Тогда из выражения (9.27) площадь сечения калиброванного
отверстия 2
А по
02 К>2 P- P'omJP ’
где Дотах ^'о/^о-
Определим площадь сечения разгрузочного клапана 1 (рис.
9.32). Этот клапан открывается при ходе отдачи. Уравнение расхо-
да жидкости через калиброванное отверстие 2 и сечение клапана 1
QoS = ^ПО = MoS 4>Е Ротах /Р ’
где Vn - максимальная скорость поршня амортизатора;
Vn =0,7...0,8 м/с; - коэффициент расхода жидкости через от-
верстие 2 и сечение клапана 7; = 0,6...0,75 ; AoZ - суммарная
площадь проходных сечений калиброванного отверстия 2 и раз-
грузочного клапана 7; роп1ах - максимальное давление рабочей
жидкости в цилиндре амортизатора при ходе отдачи;
Povaax. ~ Ко ^п!^ПО •
Тогда
= ^по
°* Posfipо max /р
Отсюда площадь проходного сечения разгрузочного клапана 7
4 = 4z “Аг-
658
Глава 9. ХОДОВЫЕ СИСТЕМЫ ТРАКТОРОВ
При ходе сжатия (поршень перемещается вниз) рабочая жид-
кость из полости В перетекает в полость А до открытия
разгрузочного клапана 3 только через калиброванное отверстие 2
(рис. 9.32). Клапан 3 открывается при давлении рабочей жидкости
Дстах ~ 'Апс у
лГ С ШаЛ С ПС! НК-, 7
где F„'c - 0,25...0,35 м/с - скорость поршня при ходе сжатия в мо-
мент открытия разгрузочного клапана 3;
Определим площадь сечения разгрузочного клапана 3. Урав-
нение расхода жидкости через калиброванное отверстие 2 и сече-
ние клапана 3
Qc~l ~ К Апс = Mcs АсЪ ^рсаа01/р,
где цсу - коэффициент расхода жидкости через отверстие 2 и се-
чение клапана 3; = 0,6...0,75; АсТ - суммарная площадь про-
ходных сечений калиброванного отверстия 2 и разгрузочного кла-
пана 3; рстю - максимальное давление рабочей жидкости в ци-
линдре амортизатора при ходе сжатия; рстах = кс Vn/ Апс .
Тогда
_ УП АПС
Отсюда площадь проходного сечения разгрузочного клапана 3
А-з = Асг - Аог.
Площадь сечения отверстия перепускного клапана 5, рабо-
тающего при ходе сжатия и обеспечивающего перетекание избыт-
ка жидкости из камеры В в компенсационную камеру С, определя-
ется следующим образом. Избыток жидкости под поршнем амор-
тизатора образуется при ходе сжатия, так как объем пространства
над поршнем, в который должна перетекать жидкость, меньше из-
за наличия в нем штока.
Уравнение расхода жидкости через сечение клапана 5
Qi — К Ащ - Мз А5 ']'3-Pc!BSXjР ,
Глава 9. ХОДОВЫЕ СИСТЕМЫ ТРАКТОРОВ
659
где 4« _ площадь поперечного сечения штока амортизатора;
Л, ц5 - коэффициент расхода жидкости через сечение
клапана 5; ц5 - 0,6...0,75; А5 - площадь проходного сечения кла-
пана 5.
Тогда
V А
д ______г п
д/2Лтах/Р
Объем жидкости, перепускаемый через сечение отверстия
перепускного клапана 4 при ходе отдачи, равен объему жидкости,
вытесняемой в компенсационную камеру при ходе сжатия. Разни-
ца состоит в том, что здесь перетекание жидкости происходит за
счет разряжения Др, возникающего в пространстве под поршнем.
Уравнение расхода жидкости через сечение клапана 4
04 = 05 = Vn Аш = Р4 Л л/2а?/р >
где ц4 - коэффициент расхода жидкости через сечение клапана 4;
ц4 = 0,6...0,75; Др = 0,03...0,05МПа; А4 - площадь проходного
сечения клапана.
Тогда
V А
д __ п ш
ц4Л/2Др/р
Коэффициенты расхода рабочей жидкости через калиброван-
ные отверстия и сечения клапанов приведены для круглых корот-
ких отверстий с острыми кромками, у которых l<3d, где I nd-
соответственно длина и диаметр отверстия.
Глава 10
РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ КОЛЕСНЫХ
ТРАКТОРОВ
10.1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Рулевое управление предназначено для обеспечения поворота
трактора и поддержания заданного направления его движения.
Поворот трактора. Существуют два принципиально разных
способа поворота трактора при его движении:
1) поворотом в плане передних колес относительно задних
(основной способ);
2) изменением скоростей поступательного прямолинейного
движения правого и левого колесных движителей со всеми веду-
щими колесами одинакового диаметра (по способу поворота гусе-
ничного трактора).
Для поворота колесных тракторов с полугусеничным ходом
обычно совмещаются оба способа: передние управляемые колеса -
поворотом в плане, а полугусеничный ход - изменением поступа-
тельных скоростей гусениц. Совмещенный способ поворота ино-
гда применяют и для пропашных тракторов с целью получения
малых радиусов поворота, когда при повороте передних управляе-
мых колес притормаживают одно из задних ведущих колес, порой
до полной его остановки.
Принципиальные схемы поворота колесных тракторов по ос-
новному их способу представлены на рис. 10.1.
На рис. 10.1, а представлена схема поворота трактора с колес-
ной формулой ЗК2 с поворотной передней осью 1, на которой
размещено одно управляемое колесо или два спаренных, установ-
ленных под углом друг к другу так, что в контакте с почвой они
представляются как одно целое. При полностью заторможенном
ведущем колесе 2 радиус поворота R - 0,5 В, где В - поперечная
база трактора.
На рис. 10.1, б представлена схема поворота трактора 4К2 с
неповоротной передней осью 7, на которой установлены поворот-
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
661
Рис. 10.1. Схемы поворота колесных тракторов
ные цапфы 2 управляемых колес 3. Для обеспечения качения
управляемых колес без бокового и тангенциального скольжения
они поворачиваются на разные углы (а > 0). По аналогичной схе-
ме производится поворот трактора 4К4а.
Для трактора 4К46 наиболее характерна схема поворота (рис.
10.1, в) путем взаимного углового смещения двух шарнирно сочле-
ненных полурам 1 остова, относительно которых ведущие колеса 2
неповоротны. Минимальный радиус поворота R ограничен возмож-
ностью контакта колес 2 одного борта трактора, как показано на
схеме.
Некоторые конструкции тракторов 4К46 (рис. 10.1, г) выпол-
няются с передними 1 и задними 2 поворотными ведущими коле-
сами относительно остова 3. При этом, как правило, повороты с
большими радиусами осуществляются посредством поворота
только передних ведущих колес 1, а более крутые - продолжением
поворота передних колес и одновременным поворотом задних ве-
дущих колес 2 в противоположную сторону.
662 Глава 10. РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ КОЛЕСНЫХ ТРАКТОРОВ
В некоторых конструкциях тракторов колеса поворачиваются
не только по рассмотренной схеме (см. рис. 10.1, г), но и могут од-
новременно все поворачиваться на один и тот же угол а (рис. 10.1,
д). Такое "крабовое движение" позволяет остову 7 одновременно
двигаться вперед и в сторону без его поворота в плане. Оно необ-
ходимо некоторым специальным тракторам для выполнения соот-
ветствующих технологических операций.
Рулевое управление должно удовлетворять следующим тре-
бованиям:
- обеспечивать устойчивость прямолинейного движения и хо-
рошую маневренность трактора в любых условиях его эксплуатации;
- не создавать условия для проскальзывания управляемых
колес;
- должно быть легким в управлении, надежным в работе и
удобным в обслуживании.
Рулевое управление состоит из рулевого привода и рулевого
механизма (в большинстве случаев с усилителем).
Рулевой привод служит для установки управляемых
колес или полурам остова с неповоротными колесами в положение
для их качения без бокового скольжения при повороте трактора.
Рулевой механизм преобразует повороты рулевого
колеса в необходимые перемещения элементов рулевого привода
для выполнения заданного направления движения трактора.
По принципу действия рулевые управления, применяемые на
тракторах, можно классифицировать на механические, механичес-
кие с усилителями и гидрообъемные.
В механических рулевых управлениях, применяемых на лег-
ких колесных тракторах класса 0,6 и ниже, рулевой привод кине-
матически связан с рулевым механизмом и поворот управляемых
колес осуществляется только за счет мускульной силы трактори-
ста, приложенной к рулевому колесу.
В механическом рулевом управлении с усилителем рулевой
привод также кинематически связан с рулевым механизмом, но
поворот управляемых колес или полурам трактора производится,
в основном, не мускульной силой человека, а специальным усили-
телем, управляемым трактористом. При отказе от работы усилите-
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
663
ля поворот трактора совершается механической частью рулевого
управления, но с большими затратами времени и усилия на враще-
ние рулевого колеса. Подобные рулевые управления ранее уста-
навливали на большинстве отечественных колесных тракторов
класса 0,9 и выше.
В гидрообъемном рулевом управлении отсутствует механи-
ческая связь рулевого привода с рулевым механизмом. Исполни-
тельным элементом рулевого привода является гидроцилиндр
двойного действия, соединенный трубопроводами с управляющим
элементом рулевого управления - насосом-дозатором. Последний
вместе с рулевым колесом представляет собой рулевой механизм,
который может быть установлен в любом месте, наиболее удобном
для тракториста.
Гидрообъемное рулевое управление получило широкое рас-
пространение на современных колесных тракторах.
Для рулевого управления различают два передаточных числа:
угловое (кинематическое) и силовое.
Угловое (кинематическое) передаточ-
ное число и представляет собой отношение угла поворота
рулевого колеса к углу поворота управляемого колеса (для трактора
ЗК2) или среднему углу поворота управляемых колес (для тракто-
ров 4К2 и 4К4а) или к углу поворота полурам (для трактора с шар-
нирной рамой). Его можно представить в виде произведения пере-
даточных чисел рулевого механизма им и рулевого привода ип :
и = имип.
В существующих конструкциях им =18...40.
Передаточное число рулевого привода ип зависит от
соотношения плеч привода. В выполненных конструкциях
ип = 0,85...2,0. В процессе поворота управляемых колес плечи ры-
чагов изменяют свою величину. Однако величина ип изменяется
незначительно.
Максимальный угол поворота управляемых колес обычно не
превышает 40...55°. Суммарное число оборотов рулевого колеса
от среднего положения до каждого из крайних не должно превы-
664 Глава 10. РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ КОЛЕСНЫХ ТРАКТОРОВ
шать 1,8...3,0. В результате, кинематическое передаточное число
рулевого управления и = 12...27.
Силовое передаточное число й представляет
собой отношение момента Мс сопротивления повороту управляе-
мых колес или полурам трактора к моменту Мр, приложенному к
рулевому колесу:
й = Мс/Мр.
Силовое передаточное число может быть критерием оценки
легкости управления по усилию, приложенному к рулевому колесу
для поворота управляемых колес или полурам трактора.
При проектировании рулевого управления ограничивается как
минимальное (30 Н), так и максимальное (120 Н) усилие на руле-
вом колесе при движении трактора. Ограничение минимального
усилия необходимо, чтобы тракторист не терял "чувства дороги".
При повороте управляемых колес трактора на месте на бетонной
дороге и выходе из строя усилителя усилие на рулевом колесе не
должно превышать 500 Н, а при отсутствии усилителя - 250 Н.
При увеличении передаточного числа рулевого управления
уменьшается сила на рулевом колесе и возрастает угол его поворота.
При выборе рулевого управления и его основных параметров
определяющим является расчетное усилие на рулевом колесе, не-
обходимое для поворота трактора на месте на бетонной дороге.
Величина этого усилия зависит от момента сопротивления поворо-
ту управляемых колес или момента сопротивления повороту полу-
рам трактора с шарнирной рамой.
Момент сопротивления повороту уп-
равляемых колес
Mc=Mf+Mv + Mh, (10.1)
где - момент сопротивления качению колес относительно оси
шкворня; - момент сопротивления скольжению, возникающий
при повороте колес на месте; Mh - стабилизирующий момент,
обусловленный подъемом передней части трактора при повороте
управляемых колес.
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
665
При этом
Mf^GKfa; M^=GK(f>av;
Mh =aGK[p(sinac +sinPc)+a(cosac +cosPc)],
где GK - нагрузка на управляемую ось; а - плечо обкатки; f -
коэффициент сопротивления качению; ф - коэффициент сцепле-
ния колес с опорной поверхностью (ф = 0,9); аф - плечо приложе-
ния силы трения скольжения (аф » 0,14 г ), где г - свободный ра-
диус колеса); аир- наклон шкворня соответственно в продоль-
ной и поперечной плоскостях; ае и 0С - средний угол поворота
соответственно внутреннего и наружного управляемого колеса.
Момент сопротивления повороту управляемых колес прибли-
женно можно определить по эмпирической формуле:
Мс=-\.&-, (10.2)
3-io3Vw
где фс =0,8... 1,0 - коэффициент сопротивления повороту управ-
ляемых колес; рш - давление воздуха в шинах, МПа.
Момент сопротивления повороту полу-
рам трактора с шарнирной рамой определяется
согласно расчетной схеме, представленной на рис. 10.2:
Mc=Mcl+(Mc2-Mci)li/L, (10.3)
где Мс1 и Мс2 - момент сопротивления повороту соответственно
передней и задней секции трактора; 1Х - расстояние по горизонтали
от вертикальной оси шарнира до передней оси трактора; L - про-
дольная база трактора.
Максимальный момент сопротивления повороту одной секции
трактора
Mci = ^ьЦ1а2+Ь2 + <ja2+4b2) + G'Ki фВ,
666 Глава 10. РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ КОЛЕСНЫХ ТРАКТОРОВ
Рис. 10.2. Расчетная схема для определения момента
сопротивления повороту звеньев трактора с шарнирной рамой
где G'Ki - вес трактора, приходящийся на одно колесо г-й секции;
а и b - соответственно длина и ширина отпечатка пятна контакта
шины на твердом основании, приведенные к прямоугольной фор-
ме; В - поперечная база трактора; ф - 0,7 - коэффициент сцепле-
ния; f = 0,02- коэффициент сопротивления качению.
Выражения для приведения отпечатков шины, имеющих фор-
му эллипса, круга или овала, к прямоугольной форме имеют
следующий вид:
а - (<2э/2)л/л ; b = (b э/2)4л ;
a = jA/j; b = ja;
a = b = (pl2)4n;
j = b0/a0,
где аэ и Ьэ - длина соответственно большой и малой оси эллипса;
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
667
D - диаметр пятна контакта; ао и Ьо - длина соответственно
большой и малой оси овала; А - площадь овала.
Для практических расчетов удобно момент Мс привести к ва-
лу рулевой сошки Мрс:
Мрс =Мс/(иПТ}п)>
где т]я - КПД рулевого привода; г|д = 0,92...0,95 .
Тангенциальное усилие на ободе рулевого колеса, необходи-
мое для поворота управляемых колес или полурам трактора,
FP = Мрс /^м ч\мгР}^ [Лр ,
где т]м - прямой КПД рулевого механизма (при передаче усилия
от рулевого колеса к сошке); г - радиус рулевого колеса; [F] -
допускаемое усилие на рулевом колесе; [F]p = 500Н - для рулево-
го управления с усилителем (при выходе усилителя из строя);
[F]p = 250Н - для рулевого управления без усилителя.
В табл. 10.1 приведены значения прямого и обратного КПД
рулевых механизмов различных типов.
10.1. КПД рулевых механизмов
Тип рулевого механизма Дм
Прямой Обратный
Червяк - радиальный сектор 0,80 0,60
Червяк - боковой сектор 0,75 0,55
Глобоидный червяк - ролик 0,85 0,70
Шестерня - рейка 0,95 0,95
Винт - шариковая гайка - рейка - сектор 0,82 0,65
Винт - гайка - рейка - сектор 0,65 0,45
668 Глава 10. РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ КОЛЕСНЫХ ТРАКТОРОВ
10.2. РУЛЕВОЙ ПРИВОД
Конструкция рулевого привода зависит от способа поворота
трактора и его компоновки. По принципу действия рулевой привод
может быть механическим и гидравлическим.
Механический рулевой привод. В тракторах, оснащенных
двумя расставленными управляемыми колесами, вал рулевой сош-
ки соединяют с осями управляемых колес системой тяг и рычагов,
обеспечивающих качение колес без проскальзывания при повороте
трактора. При этом управляемые колеса должны поворачиваться
на различные углы.
Соотношение между углами поворота управляемых колес
должно удовлетворять зависимости (рис. 10.1, б)
ctg 0 - ctga = M/L, (Ю-4)
где Р и a - углы поворота собственно внешнего и внутреннего
управляемых колес; М- расстояние между осями шкворней пово-
ротных цапф; L - продольная база трактора.
Указанная закономерность чаще всего обеспечивается
применением рулевой трапеции.
Выбор параметров рулевой трапеции.
В зависимости от компоновки машины рулевую трапецию распо-
лагают перед передней осью (рис. 10.3, а) или за ней (рис. 10.3, б).
Рис. 10.3. Расположение рулевой трапеции на тракторе:
а - переднее; б - заднее
РУЛЕВОЙ ПРИВОД
669
Для получения правильного соотношения между углами по-
ворота управляемых колес необходимо подобрать размеры эле-
ментов трапеции и согласовать их с продольной базой машины и
расстоянием между осями шкворней поворотных цапф для задан-
ной ширины колеи.
На пропашных колесных тракторах с переменной колеей при
ее изменении необходимо изменение длины или длин поперечных
тяг, что ведет к ухудшению кинематики поворота управляемых
колес. Поэтому оптимальные параметры рулевой трапеции уста-
навливаются для наиболее часто применяемой ширины колеи по-
добных тракторов, чтобы ее изменение меньше сказывалось на
увеличении бокового скольжения управляемых колес.
Рассмотрим отдельно рулевую трапецию (рис. 10.4). Анали-
тическая связь между углами поворота управляемых колес тракто-
ра и параметрами рулевой трапеции описывается уравнением
„ п »7cos(0 + a)
р = 6 + arctg----Ц—Ц -
A/-msin(0 + a)
. w + 2A/sin0-2msin20-A/sin(0 + a) ...
-arcsm-----, ---(10.5)
yjM2 +m2 -2A//wsin(0 + a)
где m - длина бокового рычага; 0 - угол наклона бокового рычага.
При выборе параметров рулевой трапеции необходимо обес-
печить минимально возможную разницу между теоретическим (по
670 Глава 10. РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ КОЛЕСНЫХ ТРАКТОРОВ
(Ю.7)
(10.8)
выражению 10.4) и фактическим (по выражению 10.5) углами по-
ворота управляемых колес при максимальном угле атах поворота
внутреннего управляемого колеса по отношению к центру поворота.
Основными параметрами, определяющими кинематику руле-
вой трапеции, являются угол 0 наклона боковых рычагов при ней-
тральном положении управляемых колес, расстояние М между
осями шкворней поворотных цапф и длина т каждого из боковых
рычагов.
Угол наклона бокового рычага рулевой трапеции (рис. 10.3)
0 = arcctg-^-. (10.6)
0,5 М
Оптимальное значение угла 0 находится при х
Длина п поперечной тяги рулевой трапеции:
при заднем расположении (рис. 10.3, б)
М
п =---------;
1 + 2ysin 0
при переднем расположении (рис. 10.3, а)
М
п =---------,
l-2ysin0
где у = »1/и = 0,12...0,16.
Расчет рулевой трапеции выполняют в следующей последова-
тельности.
1. По выражению (10.4) строят теоретическую зависимость
Р = /(а) (Рис- Ю-5).
2. Для заданных значений х = 0,7; 0,8; 0,9; 1,0 по выражению
(10.6) определяется соответствующее им значение угла 0.
3. Задаваясь величиной у = 0,14, находят длину п поперечной
тяги по выражению (10.7) при заднем расположении рулевой тра-
пеции, по выражению (10.8) - при переднем ее расположении.
4. Определяют длину бокового рычага рулевой трапеции по
выражению т = у п для значений длин п поперечной рулевой тяги,
соответствующих заданным величинам х - 0,7; 0,8; 0,9; 1,0.
РУЛЕВОЙ ПРИВОД
671
Рис. 10.5. Зависимость 0 =/(а)
5. По выражению (10.5) строят графики зависимости
0 = /(а), соответствующие заданным величинам х- 0,7; 0,8;
0,9; 1,0 (рис. 10.5).
6. Из построенных зависимостей 0 = /(а) по выражению
(10.5) для соответствующих значений х выбирается та, которая при
максимальном угле атах поворота внутреннего управляемого ко-
леса обеспечивает большую сходимость с аналогичной зависимос-
тью, построенной по выражению (10.4). Фиксируется величина х
для этой зависимости.
7. По выражению (10.6) определяется угол 0 наклона бокового
рычага рулевой трапеции.
8. Задаваясь значениями у = 0,12...0,16, по выражению (10.7)
или (10.8) в зависимости от места расположения рулевой трапеции
определяется длина поперечной тяги, а затем по выражению
тп = у п - соответствующая длина бокового рычага.
На рис. 10.6 приведены наиболее распространенные на трак-
торах схемы рулевых трапеций.
Рулевая трапеция заднего расположения (рис. 10.6, а) пред-
ставляет собой шарнирный четырехзвенный механизм, состоящий
из основания - неподвижной балки передней оси 1, двух одинаковых
боковых рычагов 4 и 7, соединенных с поворотными цапфами сту-
пиц управляемых колес 3 и задней неразрезной поперечной тяги 6.
672 Глава 10. РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ КОЛЕСНЫХ ТРАКТОРОВ
Рис. 10.6. Схемы рулевых трапеций
Рычаг 4 выполнен как одно целое с поворотным рычагом 2
трапеции, к которому шарнирно прикреплена продольная рулевая
тяга 5, соединяющая его с сошкой рулевого механизма (не показа-
на). При приложении силы к тяге 5, как показано стрелкой, рычаг
2 непосредственно поворачивает правое колесо и через элементы
трапеции - левое.
Тяга 5 в большинстве сельскохозяйственных тракторов распо-
лагается с правой стороны трактора, на которой находится и рабо-
чее место тракториста. При перемещении тяги 5, вперед колеса 3
трактора поворачиваются направо, а при перемещении назад - на-
лево.
Переднее расположение типовой рулевой трапеции показано
на рис. 10.6,6. Здесь поперечная тяга 7 выполнена цельной и по
длине большей, чем у трапеции заднего расположения. Боковые
рычаги 2 и 7 соединены с поворотными цапфами ступиц управ-
ляемых колес 3. Балка передней оси 6 на этой и других схемах на
рис. 10.6 показана штриховой линией. Поворотный рычаг 4 трапе-
ции приводится от продольной рулевой тяги 5.
РУЛЕВОЙ ПРИВОД
673
Рулевая трапеция заднего расположения с разрезной симмет-
ричной поперечной тягой (рис. 10.6, в) состоит из двух одинако-
вых тяг 7, одним концом шарнирно прикрепленных к боковым ры-
чагам 2 трапеции, а другим - к шарниру рулевой сошки 3 с верти-
кальным приводным валом.
Рулевая трапеция переднего расположения с асимметричными
поперечными тягами показана на рис. 10.6, г. В данном случае бо-
ковые рычаги 7 и 5 трапеции и тяги 2 и 4 имеют разную длину, а
поворотный двухплечий рычаг 3 тяг значительно смещен к правой
стороне трактора. Поворот рычага 3 производится продольной ру-
левой тягой 6. Встречаются аналогичные асимметрические трапе-
ции, где рычаг 3 является рулевой сошкой с вертикальным при-
водным валом, как на предыдущей схеме.
Определенными недостатками привода рулевых трапеций с
использованием продольной тяги от сошки рулевого механизма
являются сложность бокового навешивания машин-орудий и воз-
можность нарушения прямолинейного движения трактора. По-
следнее связано с тем, что при наезде одного из управляемых ко-
лес на препятствие происходит поперечный поворот передней оси
и шарнира крепления продольной тяги, вызывающий кинематиче-
ское несоответствие с положением другого ее шарнира на сошке
рулевого механизма, приводящее к непроизвольному повороту
управляемого колеса.
Вследствие этого преимущественное применение на тракто-
рах имеют приводы рулевых трапеций без продольных тяг.
После определения размеров рулевой трапеции выполняют
схематическую компоновку рулевого привода для нахождения
размеров и расположения в пространстве сошки, тяг и рычагов, а
также передаточного числа привода. При этом стремятся обеспе-
чить симметричность крайних положений сошки относительно ее
нейтрального расположения, а также равенство кинематических
передаточных чисел привода при повороте колес как вправо, так и
влево. Если углы между сошкой и продольной тягой, а также меж-
ду тягой и поворотным рычагом трапеции в крайних положениях
примерно одинаковы, то это условие выполняется.
674 Глава 10. РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ КОЛЕСНЫХ ТРАКТОРОВ
В рулевом приводе без продольной тяги (рис. 10.6, в) это ус-
ловие выполняется при расположении рулевой сошки в продоль-
ной плоскости трактора.
Типовые конструкции шаровых шарниров рулевых тяг пред-
ставлены на рис. 10.7. Основными деталями шарнира являются:
шаровая головка (палец) с конусной шейкой 2, закрепленной в
аналогичной расточке рычага 3 посредством гайки, и стяжные су-
хари 5 и 8, устанавливаемые в корпусе 1 шарнира. В зависимости
от типа сухарей шарниры бывают с осевыми сухарями 5 и 8 (рис.
10.7, а) и с поперечными. Последние подразделяются на цилинд-
рические (рис. 10.7, б), клиновые (рис. 10.7, в) и с регулируемым
шарниром (рис. 10.7, г). В первых трех типах шарниров для устра-
нения зазоров сухари 5 и 8 поджаты к шаровой головке пружина-
ми 6, которые удерживаются пробкой 9 со стопорным шплинтом
(рис. 10.7, а) или резьбовой пробкой 9 (рис. 10.7, б), или крышкой 9,
фиксируемой стопорным разрезным кольцом (рис. 10.7, в).
8 9
Рис. 10.7. Шаровые шарниры рулевых тяг
РУЛЕВОЙ ПРИВОД
675
Шарниры с металлическими сухарями обычно смазываются
через масленки 7 (рис. 10.7, а и б). Для изготовления шаровых
пальцев и сухарей применяют стали 12ХНЗА, 18ХГТ, 12ХН. Рабо-
чие поверхности пальцев и сухарей подвергают цементации на
глубину 1,5...3,0 мм до твердости 56...63 HRC. Допустимо приме-
нение сталей 40 и 45 с закалкой ТВЧ и упрочнением галтели паль-
ца накаткой. Корпуса шарниров изготовляют из сталей 35 и 40.
Шарниры с сухарями из антифрикционных полимерных материа-
лов имеют одноразовое смазывание при сборке, что упрощает их
эксплуатацию (рис. 10.7, в и г). Иногда нижний сухарь 5 (рис. 10.7,
г) делают из упругого эластомера для устранения зазоров в шар-
нире. Здесь вместо пружин сухари 5 и 8 сжимаются регулировоч-
ной пробкой 9, фиксируемой проволочной стяжкой 10.
Для защиты внутренней полости шарниров обычно применя-
ют различные уплотнения 4.
Рычаги и сошку изготовляют коваными из сталей 35Х, 40,
40ХН с переменным по длине эллиптическим сечением, что явля-
ется наиболее рациональным с точки зрения прочности и жестко-
сти. Сошку с валом соединяют шлицами треугольного профиля.
Для обеспечения плотной посадки отверстие в сошке и конец вала
выполняют коническими, а для правильной установки сошки на
валу на них предусматривают соответствующие метки.
Для изготовления поперечной тяги рулевой трапеции и про-
дольной тяги обычно применяют бесшовную трубу, на резьбовые
концы которой навертывают наконечники с шаровыми пальцами.
Длина поперечной тяги должна быть регулируемой, так как она
определяет величину схождения управляемых колес трактора. Для
этого резьба, нарезанная на концах тяги, имеет разное направ-
ление.
Гидравлический рулевой привод обычно применяется для
взаимного поворота полурам остова трактора 4К46 с неповорот-
ными ведущими колесами посредством силовых гидроцилиндров
двойного действия (рис. 10.8), управляемых от рулевого колеса
через рулевой механизм с усилителем рулевого управления.
На рис. 10.8, а приведена схема гидравлического рулевого
привода с одним гидроцилиндром 3 двойного действия, приме-
676 Глава 10. РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ КОЛЕСНЫХ ТРАКТОРОВ
няемая обычно на малогабаритных тракторах 4К46. Корпус гидро-
цилиндра 3 шарнирно закреплен на кронштейне 5 задней полура-
мы 6, а его шток с поршнем шарнирно закреплен на аналогичном
плече кронштейна 2 передней полурамы 1. Полурамы 1 и 6 соеди-
нены между собой в вертикальном шарнире 7. По трубопроводам 8
и 9 жидкость под давлением подается соответственно в надпорш-
невую А или в подпоршневую Б полости гидроцилиндра 3, что
обеспечивает поворот трактора в разные стороны.
Рулевой механизм с распределителем гидроусилителя (не по-
казан), как правило, располагается на передней полураме 1 и тягой
4 обратной связи соединен шарнирно с кронштейном 5 задней по-
лурамы 6.
Необходимо отметить, что при постоянной скорости подачи
жидкости в неравные по объему полости гидроцилиндра время
поворота трактора вправо несколько меньше времени его поворота
влево. Для выравнивания времени поворота в обе стороны на
мощных тракторах 4К46 ставят два гидроцилиндра (рис. 10.8,6).
Рис. 10.8. Схемы гидравлического рулевого привода тракторов
с поворотными полурамами
РУЛЕВОЙ ПРИВОД
677
К двум одинаковым кронштейнам 1 передней полурамы шар-
нирно прикреплены корпуса гидроцилиндров 2 и 6, а к двум ана-
логичным кронштейнам 3 задней полурамы - их штоки с поршня-
ми. Трубопроводы 4 и 5 соединяют соответственно полость А ци-
линдра 2 с полостью Б цилиндра 6 и полость Б цилиндра 2 с поло-
стью А цилиндра 6. Соединенные объемы полостей цилиндров
трубопроводами 8 и 7 сообщены с распределительным устройст-
вом гидроусилителя.
Расчет элементов рулевого привода. Если усилитель отсут-
ствует, то расчетную нагрузку для различных элементов привода
находят, принимая во внимание его расположение в приводе, ис-
ходя из максимального значения момента Мс сопротивления по-
вороту, определяемого для трактора с управляемыми колесами по
выражению (10.1) или (10.2), а для трактора с шарнирной рамой по
выражению (10.3).
При наличии усилителя, когда он совмещен с рулевым меха-
низмом, расчетную нагрузку на все элементы привода вычисляют
исходя из момента Мрс на валу сошки (10.4).
Когда силовой цилиндр усилителя размещен в рулевом при-
воде, то для элементов привода, находящихся между рулевым ме-
ханизмом и силовым цилиндром, расчетную нагрузку определяют
исходя из момента
Мрс=[Б]ргримч\м, (10.9)
а для элементов, расположенных за силовым цилиндром, - исходя
из момента Мс сопротивления повороту, где [F]p = 500 Н.
Расчет сошки. Расчетная сила на шаровом пальце
сошки (рис. 10.9)
Pc=Mpcjlo,
где 10 - расстояние между осями вала сошки и шарового пальца.
Под действием приложенной к шаровому пальцу сошки силы
Fc она работает на изгиб и кручение. Опасным является сечение
А-А у основания рычага. Согласно третьей теории прочности экви-
678 Глава 10. РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ КОЛЕСНЫХ ТРАКТОРОВ
валентное напряжение в опасном сечении
пэ = ^Fcl/W)2+4(Fce/Wp)2 <[и],
где W и Wp - момент сопротивления изгибу и кручению расчет-
ного сечения; [ст] = 300...400 МПа - допускаемое напряжение.
Для эллиптического сечения сошки (рис. 10.9)
W-nba2/32; Wp = nb2 а/16.
Расчет шарового пальца сошки выполняют
на изгиб и смятие по действием силы Fc.
Напряжение изгиба в пальце и смятия на его шаровой части
(см. рис. 10.9) определяют из выражений
ct„=Fcc/1K<[ct]„; aai=Fc/A<[o]c„,
РУЛЕВОЙ МЕХАНИЗМ
679
где W - момент сопротивления изгибу сечения пальца; W = 0,1 d3
(здесь d - диаметр пальца в сечении на плече с приложения на-
грузки); А - площадь смятия; А - nD2 / 4 (здесь D - диаметр ша-
ровой головки пальца); [ст]и =250...300МПа- допускаемое на-
пряжение изгиба; [о]^ =50...60 МПа- допускаемое напряжение
смятия.
Расчет тяг выполняют на устойчивость по продольно-
му изгибу по выражению
nFT>it2 Ej/l2,
где п - коэффициент запаса продольной устойчивости; и = 1,5...2,5;
FT - сила, действующая вдоль тяги; Е = 2,1 • 105 МПа - модуль уп-
ругости для стали; I - расстояние между центрами шарниров тяги;
J - минимальный осевой момент инерции сечения тяги;
J = it (р4 - d4 )/б4 (здесь D и d- наружный и внутренний диамет-
ры трубы).
Расчет элементов гидравлического ру-
левого привода выполняют исходя из момента Мс сопро-
тивления повороту полурам трактора с шарнирной рамой, опреде-
ляемому по выражению (10.3).
10.3. РУЛЕВОЙ МЕХАНИЗМ
Тип рулевого механизма зависит от общего принципа дейст-
вия рулевого управления. Их классифицируют на механические,
механические с усилителями и гидрообъемные. Независимо от ти-
па, рулевой механизм должен обеспечивать:
1) устойчивое прямолинейное движение трактора, при кото-
ром свободный ход рулевого колеса (люфт) не должен превышать
15...250;
2) необходимую обратимость, позволяющую управляемым
колесам возвращаться в положение прямолинейного движения при
освобождении рулевого колеса (под действием стабилизирующих
моментов, рассмотренных выше);
680 Глава 10. РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ КОЛЕСНЫХ ТРАКТОРОВ
3) усилие на рулевом колесе, которое должно быть не менее
30 Н и не более 120 Н при движении трактора на повороте и не
должно превышать 500 Н при повороте трактора на месте при вы-
ходе из строя усилителя и 250 Н для рулевого управления без уси-
лителя;
4) отсутствие толчков и ударов на рулевом колесе при движе-
нии управляемых колес по неровностям пути.
Рулевой механизм механического типа преобразует враще-
ние рулевого колеса в угловое движение рулевой сошки, шарнир-
но соединенной с продольной тягой рулевой трапеции или непо-
средственно с ее поворотным рычагом.
Рулевой механизм, как правило, представляет собой пони-
жающий редуктор с достаточно большим передаточным числом.
По типу выполнения различают шестеренные, червячные,
винтовые, реечные и смешанные рулевые механизмы.
Эти механизмы оценивают, в первую очередь, по степени
обратимости, зависящей от прямого и обратного КПД (табл. 10.1).
Прямым КПД рулевого механизма оценивается передача усилия от
рулевого колеса к валу рулевой сошки, а обратным - передача на
рулевое колесо возмущающих воздействий управляемых колес,
приведенных к валу рулевой сошки. Оба КПД взаимосвязаны: при
увеличении одного КПД - другой уменьшается. Так, при увеличе-
нии прямого КПД уменьшается потребное усилие на рулевом коле-
се для поворота управляемых колес трактора, а также толчки и уда-
ры на нем вследствие уменьшения обратного КПД. Однако увели-
чивающиеся потери на трение внутри рулевого механизма при
уменьшающемся обратном КПД ухудшают возможность само-
возврата рулевого колеса в положение прямолинейного движения
управляемых колес под действием стабилизирующих моментов.
Поэтому для рационального облегчения управления трактора
и соответствующего снижения толчков и ударов на рулевом коле-
се рулевые механизмы обычно выполняются на пределе обратимо-
сти с относительно высоким прямым КПД (0,75...0,82) и пони-
женным обратным (0,5.. .0,65).
Наибольшее распространение получили червячные рулевые
механизмы типа червяк - радиальный сектор (рис. 10.10, а), червяк
РУЛЕВОЙ МЕХАНИЗМ
681
Рис. 10.10. Схемы рулевых
механизмов типа:
а - червяк - радиальный сектор;
б - червяк - боковой сектор;
в - глобоидный червяк - ролик
- боковой сектор (рис. 10.10, б) и глобоидный червяк - ролик (рис.
10.10, в). Из-за высокой износостойкости и КПД чаще всего при-
меняют рулевые механизмы типа глобоидный червяк - ролик.
В рулевом механизме типа червяк - радиальный сектор (рис.
10.10, а) рулевое колесо 6 через вал 5 соединено с обычным ци-
линдрическим червяком 4, находящимся в зацеплении с сектором
3 червячного колеса. Рулевая сошка 2 с продольной тягой 1 соеди-
нены с сектором 3 посредством соединительного вала 7.
682 Глава 10. РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ КОЛЕСНЫХ ТРАКТОРОВ
При наличии одного или двух спаренных управляемых колес
сектор 3 устанавливается непосредственно на хвостовике верти-
кального поворотного вала 7.
В рулевом механизме типа червяк - боковой сектор (рис.
10.10, б) цилиндрический червяк 3 находится в зацеплении с боко-
вым сектором 2, что обеспечивает большую площадь их контакта,
а следовательно, меньшее давление в контакте и более высокую
износостойкость зубьев. Как правило, сошка 1 непосредственно
крепится на хвостовике вала сектора 2.
В рассмотренных рулевых механизмах (см. рис. 10.10, а и б)
предусмотрено обязательное регулирование зазора в зацеплении.
В рулевом механизме типа глобоидный червяк - ролик (рис.
10.10, в) при повороте рулевого вала 1 глобоидный червяк 2 за-
ставляет поворачиваться ролик 3 (двух- или трехгребневой), пере-
мещая его по дуге вместе с поворотной головкой 4 вала 7 сошки 6.
Ролик 3 устанавливается на оси 8 обычно посредством игольчатых
или шариковых подшипников 9, что снижает потери на трение в
рулевом механизме. Поэтому подобные рулевые механизмы имеют
более высокие значения прямого и обратного КПД (см. табл. 10.1).
Однако эти механизмы требуют двух регулировок: осевого
зазора (посредством осевого перемещения червяка 2) и зацепления
червячной пары (перемещением вала 7 рулевой сошки для измене-
ния расстояния между центрами осей червяка 2 и ролика 3). По-
следнее обычно осуществляется установкой вала 7 на промежу-
точной эксцентриковой втулке 5 или предварительным боковым
смещением на 6...6,5 мм оси вала 7 сошки вместе с роликом 3 от-
носительно проекции оси червяка 2.
Следует отметить, что рулевые механизмы с глобоидным чер-
вяком и роликом имеют переменное передаточное число, опреде-
ляемое отношением числа зубьев червячного колеса (ролик как его
сектор) к числу заходов червяка. Обычно применяется однозаход-
ный червяк. Наибольшее передаточное число рулевой механизм
имеет при прямолинейном движении трактора. При повороте ро-
лика 3 на большие углы он сопрягается с крайними витками чер-
вяка 2 и передаточное число рулевого механизма несколько
уменьшается, что увеличивает усилие на рулевом колесе. В дан-
РУЛЕВОЙ МЕХАНИЗМ
683
ном случае это способствует повышению безопасности движения,
как сигнал трактористу об опасности крутых поворотов трактора,
особенно при повышенных скоростях его движения.
Винтовые рулевые механизмы, требующие больших углов по-
ворота рулевого колеса при повороте управляющих колес на не-
значительный угол и не имеющие возможности регулирования
зазоров в сопряженной паре винт-гайка при их изнашивании,
практического применения в настоящее время почти не имеют.
Они получили распространение только в смешанных рулевых ме-
ханизмах, где первая ступень наиболее часто выполняется в виде
передачи типа винт - шариковая гайка.
Смешанные рулевые механизмы применяют при необходимо-
сти получения больших передаточных чисел рулевого механизма.
Рассмотрим в качестве примера рулевой механизм типа винт - ша-
риковая гайка - рейка - сектор (рис. 10.11). Передача типа винт -
шариковая гайка отличается от обычной винтовой пары тем, что
усилие от винта на гайку передается через шарики. Дорожками
качения для них служат винтовые канавки, выполненные на теле
винта 7 и в гайке 3, совместно образующие винтовой канал. При
повороте винта шарики циркулируют в гайке. Через отверстие с
одной стороны гайки шарики выкатываются из винтового канала в
обводной канал - шарикопровод 2 и по нему через отверстие с
другой стороны гайки возвращаются в винтовой канал.
Шарикопровод штампуют из листовой стали, цианируют и
концами вставляют в отверстия, выполненные в гайке так, чтобы
их оси были касательными к оси винтового канала. Винты выпол-
няют однозаходными с постоянным шагом р -12... 18 мм и углом
подъема винтового канала у = 1O...150. В гайке используют шари-
ки диаметром 7...9 мм.
Винты и гайки выполняют из стали 25ХГТ или 20ХНЗА с це-
ментацией рабочих поверхностей до твердости 58.. .64 HRC.
Передача рейка - зубчатый сектор (рис. 10.11) имеет обычно
пять зубьев на секторе 4, который изготовляют из стали 20ХН4А
заодно целое с валом сошки. Рабочие поверхности зубьев сектора
подвергают цементации до твердости 56.. .62 HRC.
684 Глава 10. РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ КОЛЕСНЫХ ТРАКТОРОВ
Рис. 10.11. Рулевой механизм типа винт - шариковая гайка -
рейка - сектор:
1 - винт; 2 - шарикопровод; 3 - шариковая гайка - рейка;
4 - зубчатый сектор с валом сошки; 5 - регулировочный винт
Контуры канавок в плоскости, перпендикулярной к оси вин-
тового канала, выполняют такими, чтобы обеспечить двух- или
четырехточечный контакт шариков с канавками (рис. 10.12).
Механический рулевой механизм с усилителем применяют
на колесных тракторах, начиная с тягового класса 0,9 и выше,
с целью облегчения управления.
Эффективность применения усилителя оценивается коэффи-
циентом усиления
к = Fp /FPy ,
где FP и Fpy - усилие на рулевом колесе соответственно при от-
сутствии усилителя и с усилителем.
РУЛЕВОЙ МЕХАНИЗМ
685
Рис. 10.12. Профили канавок винта и гайки:
а - с четырехточечным контактом; б - с двухточечным контактом
Для современных тракторов к = 2...6, для автомобилей
к = 10...15.
Вместе с тем, применение усилителя усложняет систему ме-
ханического рулевого управления, его техническое обслуживание
и в ряде случаев приводит к повышению изнашивания протекто-
ров шин и затруднению стабилизации управляемых колес.
С целью снижения негативных последствий применения уси-
лителя он должен отвечать следующим специфическим требова-
ниям:
- обеспечивать кинематическое и силовое следящее действие
(т.е. угол поворота и сила сопротивления повороту управляемых
колес должны пропорционально соответствовать углу поворота и
силе сопротивления повороту рулевого колеса);
- не включаться при наезде управляемого колеса на препятст-
вие при прямолинейном движении;
- обладать высокой чувствительностью (иметь минимальное
время срабатывания системы усиления);
686 Глава 10. РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ КОЛЕСНЫХ ТРАКТОРОВ
- оказывать минимальное влияние на стабилизацию управ-
ляемых колес;
- не препятствовать управлению трактором при поломке.
В общем виде усилитель рулевого управления представляет
собой систему, состоящую из источника энергии усиления, рас-
пределительного устройства с обратной связью и исполнительного
механизма, управляющего рулевым приводом.
Усилители классифицируют, в первую очередь, по виду при-
меняемой энергии усиления на электрические; пневматические и
гидравлические.
Электрические усилители применяют на специ-
альных колесных шасси с большим числом ведущих и управляе-
мых колес, обеспечивающих разнообразные траектории их пово-
рота, а также на легковых автомобилях. На тракторах они практи-
ческого применения пока не имеют.
Пневматические усилители применяют очень
ограниченно и только на тракторах, имеющих пневматическую
тормозную систему. Основные их недостатки - большое время
срабатывания (из-за сжимаемости воздуха) и большие габаритные
размеры (ввиду низких рабочих давлений воздуха в пневматиче-
ской системе).
Гидравлические усилители с золотниковыми
распределителями получили наиболее широкое применение. В них
в качестве рабочей жидкости обычно применяют минеральное
масло.
Положительными качествами гидравлических усилителей яв-
ляются:
- малое время срабатывания;
- малые габаритные размеры (благодаря высоким рабочим
давлениям масла);
- поглощение ударов при наезде управляемых колес на пре-
пятствие, предотвращающее их передачу на рулевое колесо;
- относительная простота их конструкции.
Определенными их недостатками являются:
- некоторое ухудшение стабилизации управляемых колес;
РУЛЕВОЙ МЕХАНИЗМ
687
- необходимость применения высококачественных уплотне-
ний в гидросистеме усилителя, исключающих возможность подте-
кания масла.
Питание гидроусилителя производится от отдельного гидро-
насоса с автономной гидросистемой или от насоса гидронавесной
системы трактора через распределительный клапан гидропотока.
Исполнительными механизмами гидроусилителя обычно яв-
ляются гидроцилиндры с высокими рабочими давлениями порядка
6...10 МПа и выше, делающими их достаточно компактными.
Гидравлические усилители классифицируют:
- по виду циркуляции масла в распределителе (с замкнутой
или открытой системой);
- по виду следящего действия (по перемещению, по усилию
или комбинированное);
- по типу компоновки его агрегатов (моноблочная или раз-
дельная).
В рулевом управлении с гидроусилителем на рис. 10.13, а ру-
левой привод условно представлен двухплечим рычагом 2, уста-
навливающим положение управляемого колеса 1 и рулевой трапе-
ции (на схеме не показана).
Рулевой механизм представлен рулевым колесом 7 и рулевой
сошкой 6, управляющей золотником 14 распределителя 75 гидро-
системы усилителя. Корпус гидроцилиндра 3 двойного действия
шарнирно прикреплен к балке переднего моста трактора, а его
шток поршня шарнирно соединен с рычагом 2 рулевого привода.
Гидравлическая система состоит из бака 8 для масла, гидронасоса
9 с перепускным клапаном 10, гидроаккумулятора 77, нагнета-
тельного 72 и сливных 13 трубопроводов, гидрораспределителя
75, а также трубопроводов 4, соединяющих гидрораспределитель
с соответствующими полостями гидроцилиндра 3.
Гидроаккумулятор 77 служит для поддержания постоянства
давления в нагнетательном трубопроводе 72 гидросистемы вне
зависимости от режима работы насоса 9, получающего энергию от
двигателя трактора.
688 Глава 10. РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ КОЛЕСНЫХ ТРАКТОРОВ
9 10 11 12 13 14
Рис. 10.13. Схема рулевого управления трактора
с гидроусилителем
Центрирующие пружины 5 в распределителе 15 улучшают
процесс управления трактором, ограничивая усилие на рулевом
колесе 7, при котором включается гидроусилитель. Кроме этого,
они удерживают золотник 14 в нейтральном положении при наезде
одного из управляемых колес на неровности пути, а также при раз-
гоне и торможении трактора, что способствует устойчивости его
движения.
РУЛЕВОЙ МЕХАНИЗМ
689
В рассматриваемой схеме применен распределитель с замкну-
той системой циркуляции масла - "распределитель с
закрытым центром". По этой системе при нейтральном
(среднем) положении золотника 14 его средний поясок перекрыва-
ет центральный вход нагнетательного трубопровода 12 в корпус
распределителя 75.
В этом положении золотника полости гидроцилиндра 3 и их
присоединительные трубопроводы 4 отсоединены от нагнетатель-
ного трубопровода 12, что соответствует выключенному состоя-
нию гидроусилителя. Постоянно работающий насос 9 в это время
работает на перепуск масла через разгрузочный клапан 10 и под-
питку гидроаккумулятора 77.
Большим преимуществом подобной схемы гидроусилителя
является его постоянная готовность к действию, обеспечивающая
минимальное время срабатывания.
При повороте рулевого колеса 7 сошка 6 смещает золотник 14
в корпусе распределителя 75 от нейтрального положения вперед
или назад (в зависимости от требуемого направления движения
трактора). При этом одновременно нагнетательный трубопровод
12 соединится с одним из трубопроводов 4, подающим масло под
давлением в необходимую нагнетательную полость гидроцилинд-
ра 3, а другой трубопровод 4 соединится для слива масла из другой
полости цилиндра 3 в один из сливных трубопроводов 13. Под
действием давления масла поршень гидроцилиндра 3 через шток
передает усилие на рычаг 2 в направлении, необходимом для по-
ворота управляемых колес 7.
Корпус распределителя 75 подвижный, так как посредством
жесткой тяги 16 обратной связи соединен с рычагом 2. При этом
направление движения корпуса распределителя 75 совпадает с на-
правлением движения золотника 14. Поэтому, если повернуть ру-
левое колесо 7 в какую-либо сторону и прекратить вращение, то
подача масла в нагнетательную полость гидроцилиндра 3 прекра-
тится, а трактор будет поворачиваться с постоянным радиусом.
Для совершения более крутого поворота трактора необходимо
продолжать вращение рулевого колеса 7.
690 Глава 10. РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ КОЛЕСНЫХ ТРАКТОРОВ
Таким образом, в данной схеме гидроусилителя обеспечивает-
ся следящее действие по перемещению, отличительной чертой ко-
торого является чисто механическая обратная связь посредством
тяги 16.
При отказе в работе гидронасоса 9 гидроусилитель некоторое
время будет работать за счет давления жидкости в гидроаккумуля-
торе 11, а затем поворот трактора возможен только за счет мус-
кульной силы тракториста с помощью рулевого механизма с про-
дольной тягой для перемещения золотника 14. В результате с рос-
том усилия на рулевом колесе 7 одновременно возрастает его сво-
бодный ход, так как требуется дополнительное перемещение зо-
лотника 14 до его упора в дно или крышку корпуса распределите-
ля 15, чтобы затем через тягу 16 воздействовать на рычаг 2.
Следящее действие усилителя в значительной степени зависит
от конструкции его распределителя. Следящее его действие по
перемещению рулевого колеса было рассмотрено выше (см. рис.
10.13, а). Однако при применении распределителя с закрытым
центром из-за быстродействия системы тракторист не ощущает
момент включения усилителя, а резкие удары управляемых колес,
передающиеся через тягу 16 на корпус 75 распределителя, несмот-
ря на наличие пружин 5, могут производить самопроизвольное
включение усилителя, приводящее к нарушению устойчивости
движения трактора.
В усилителе, обеспечивающем следящее действие по усилию
на рулевом колесе при повороте управляемых колес, обратная
связь обеспечивается изменением давления масла в системе его
распределителя. Для этого, как правило, применяют распредели-
тель, работающий по открытой системе циркуляции масла, -
"распределитель с открытым центром".
На рис. 10.13, б представлена принципиальная схема распре-
делителя с открытым центром, в корпусе 1 которого установлены
реактивные шайбы (иногда плунжеры) 6 и 9, поджатые центри-
рующими пружинами 7 и 10. Золотник 2 распределителя показан в
нейтральном положении, когда вся система усилителя заполнена
маслом. Масло, поступающее из центрального нагнетательного
РУЛЕВОЙ МЕХАНИЗМ
691
трубопровода 8, проходит по каналам в корпусе 1 и сливается че-
рез выходной трубопровод 4 обратно в бак гидросистемы. При
этом масло, попадая в бак, несколько охлаждается. Иногда для
этой цели предусматривают специальные радиаторы. Отсутствие
гидроаккумулятора в таком гидроусилителе упрощает его конст-
рукцию. Все это является причинами достаточно широкого приме-
нения в гидроусилителях распределителей с открытым центром.
В обеих полостях гидроцилиндра (не показан), соединенных с
распределителем трубопроводами 3 и 5, устанавливается одинако-
вое давление слива.
При повороте рулевого колеса вначале преодолевается сопро-
тивление пружины 7 или 10 (в зависимости от направления пово-
рота), оказываемое перемещению золотника 2 и соответствующей
шайбе 6 или 9, после чего происходит включение усилителя. По
одному из каналов 3 или 5 масло под давлением поступает в необ-
ходимую полость гидроцилиндра, а по другому - на слив из по-
лости цилиндра по каналу 4 в бак гидросистемы.
При увеличении сопротивления повороту управляемых колес
повышается и давление масла во всей системе усилителя и в кор-
пусе 1 распределителя. С ростом давления в корпусе 1 распреде-
лителя возрастает сопротивление перемещению соответствующей
реактивной шайбы. Поэтому для дальнейшего перемещения зо-
лотника 2 необходимо приложить большее усилие для преодоле-
ния сопротивления реактивной шайбы, что достигается увеличе-
нием усилия для поворота рулевого колеса.
Таким образом, тракторист реально ощущает процесс поворо-
та управляемых колес, т.е. чувствует дорогу.
При прекращении поворота рулевого колеса прекратится рост
давления в корпусе 1 распределителя, произойдет его выравнива-
ние в обеих полостях с реактивными шайбами 6 и 9, и золотник 2
вернется в нейтральное положение. Объемы масла в полостях ци-
линдра обеспечат постоянство положения управляемых колес для
движения трактора с постоянным радиусом поворота.
При установке распределителя, схема которого представлена
на рис. 10.13, б, в схему на рис. 10.13, а получим схему рулевого
управления трактора с гидроусилителем комбинированного еле-
692 Глава 10. РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ КОЛЕСНЫХ ТРАКТОРОВ
дящего действия (по перемещению и усилию). При этом из схемы
на рис. 10.13, а необходимо исключить гидроаккумулятор 11.
По типу компоновки основных элементов гидроусилителя
(распределителя и силового (силовых) гидроцилиндров) с рулевым
механизмом различают две принципиальные конструктивные схе-
мы: моноблочную (иногда называемую интегральной, со-
вмещенной, встроенной) ираздельную. При этом необходи-
мо отметить, что элементы гидравлической схемы усилителя (гид-
ронасос с перепускным клапаном, гидроаккумулятор, масляный
радиатор и масляный бак с фильтром), как правило, устанавлива-
ются отдельно от рулевого управления.
При моноблочной компоновке элемен-
тов гидроусилителя распределитель, гидроцилиндр и
рулевой механизм скомпонованы в одном общем картере, что
уменьшает число и длину трубопроводов гидросистемы, а также
число промежуточных механических передач. Иногда картер слу-
жит даже полостью масляного бака.
Помимо этого, установка распределителя непосредственно на
валу рулевого колеса значительно повышает чувствительность
системы, так как между ними практически нет промежуточных
деталей, снижающих скорость прохождения исполнительного сиг-
нала.
Недостатками моноблочной схемы являются повышенная на-
грузка всех деталей рулевого механизма от усилия гидроцилиндра,
а также сложности модернизации и унификации агрегатов гидро-
усилителя.
Моноблочная компоновка элементов гидроусилителя широко
применяется на универсальных и универсально-пропашных трак-
торах.
При раздельной компоновке элементов
гидроусилителя гидроцилиндр всегда размещают отдель-
но от рулевого механизма, а распределитель может устанавливать-
ся на картере рулевого механизма, на гидроцилиндре или непо-
средственно в тяге к рулевому приводу.
Достоинством раздельных схем компоновок являются боль-
шая свобода выбора конструкций отдельных агрегатов рулевого
РУЛЕВОЙ МЕХАНИЗМ
693
механизма и гидроусилителя, а недостатком - повышенная длина
трубопроводов, которая в ряде случаев может привести к пульса-
ции давления в гидросистеме, а следовательно, к колебаниям
управляемых колес, что нежелательно особенно при повышенных
транспортных скоростях движения трактора.
Раздельная компоновка элементов гидроусилителя применя-
ется обычно для поворота трактора 4К46 с шарнирной рамой и не-
поворотными колесами.
Расчет рулевых механизмов. Расчетную нагрузку на элемен-
ты механического рулевого механизма определяют исходя из мо-
мента на рулевом колесе
Mp=[F]prp.
Рулевой механизм типа червяк - ради-
альный сектор (рис. 10.10, а) рассчитывают, как и обыч-
ную червячную передачу с цилиндрическим червяком, по методи-
ке изложенной в дисциплине "Детали машин и основы конструи-
рования".
Рулевой механизм типа червяк - боко-
вой сектор (рис. 10.10, б). Элементы зацепления данного
механизма рассчитывают для сектора, который по прочности ус-
тупает червяку.
Напряжение изгиба в зубьях сектора
°F = 7----—------->
bc туга 7tcosy2
где Ftc - окружная сила, действующая на зубья сектора; Ьс - ради-
альная длина зубьев сектора; т - осевой модуль; у - коэффициент
формы зуба; ео- коэффициент торцевого перекрытия; sa=l,6...
1,8; [a]F - допускаемое напряжение изгиба; [o]f=500...
700 МПа ; у 2-угол нарезки зубьев сектора.
694 Глава 10. РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ КОЛЕСНЫХ ТРАКТОРОВ
10.2. Значение коэффициента у
Число зубьев Коэффициенту Число зубьев Коэффициенту
16 0,101 28 0,117
17 0,102 30 0,120
18 0,104 32 0,123
19 0,105 35 0,128
20 0,106 37 0,131
21 0,108 40 0,136
22 0,110 45 0,142
24 0,112 50 0,145
26 0,114 60 0,150
Коэффициент у определяют по табл. 10.2 в зависимости от би-
эквивалентного числа зубьев
Zv =_____^2____,
cos3y2 cos52 ’
где Z2 - число зубьев у колеса при замене бокового сектора коле-
сом; 52 = л/2 - угол делительного конуса бокового сектора.
Окружная сила, действующая на зубья сектора
„ 2М nwcosy2
F>c=—7----------->
dwx C0SYi
где dwx - начальный диаметр червяка; у j - начальный угол подъема
линии витка червяка; г|м - прямой КПД рулевого механизма (см.
табл. 10.1).
Значения углов У] и у2 определяют из выражений:
mZ, тZ-, cosy,
У] = arctg---L; у2 = arccos-----------—
dw\ dw?.
где Zx- число заходов червяка; <i^2-начальный диаметр сектора.
РУЛЕВОЙ МЕХАНИЗМ
695
Контактное напряжение для зубьев сектора
J2 р р
к л
bcaw2 smacosa
где Е = 2,1-105 МПа - модуль упругости первого рода для стали;
a - угол профиля зуба; a = 20°; [ст]я - допускаемое контактное
напряжение; [п]н = 1000...1500 МПа .
Рулевой механизм типа глобоидный
червяк - ролик (рис. 10.10, в). Глобоидный червяк обла-
дает достаточной прочностью и жесткостью на изгиб. Элементы
зацепления данного механизма рассчитывают на смятие рабочей
поверхности из условия, что только один гребень ролика находит-
ся в зацеплении с глобоидным червяком. В результате напряжение
смятия
° см = 1Аа Меи ’
где Fxi- осевая сила на червяке; Аа- номинальная площадь кон-
такта одного гребня ролика с червяком; [о]^- допускаемое
напряжение смятия; [ст]сл< = 300...500 МПа.
Осевая сила
^xi=4,/(WgYoi)>
где rwo - минимальный начальный радиус червяка (см. рис.
10.14, а); у01- начальный угол подъема линии витка червяка на
радиусе г^0.
Номинальная площадь контакта Аа одного гребня ролика с
червяком (рис. 10.14, б)
Л = °>5 [(<Р1 “ sin Ф1 к2 + (фг “ sin Фг X2 ] >
где г2 и г\ - наружный радиус соответственно ролика и минималь-
ный червяка; <р2 и cpj - центральные углы контактной площади.
696 Глава 10. РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ КОЛЕСНЫХ ТРАКТОРОВ
а) б)
Рис. 10.14. Расчетная схема рулевого механизма типа
глобоидный червяк - ролик
Передаточное число рулевого механизма (рис. 10.14,а)
иМ = rW2 /(.rW0 tgYoi ) ’
где rW2 - начальный радиус кривошипа с роликом.
Червяк изготовляют однозаходным из сталей ЗОХ, 35Х, 40Х,
30ХН. Ролики выполняют с двумя или тремя гребнями из цемен-
туемых сталей 12ХНЗА или 15ХН.
Рулевой механизм типа винт - шарико-
вая гайка - рейка - сектор (рис. 10.11). Переда-
точное число рулевого механизма
uM=2nrw/p, (10.10)
где р = 12...18 мм - шаг винтового канала; rw - радиус начальной
окружности сектора.
Значение шага р определяют по заданному передаточному
числу им рулевого механизма из выражения (10.10).
Расчет рулевого механизма начинают с выбора параметров
винтовой передачи.
РУЛЕВОЙ МЕХАНИЗМ
697
По величине шага выбирают предварительное значение диа-
метра шарика (рис. 10.12)
<=(0,5...0,б)р.
Полученное значение округляют до величины, предусмотрен-
ной ГОСТ 3722-81 на сортамент шариков, поставляемых в виде
свободных тел качения. Затем выбирают профиль канавок винта и
гайки в нормальном сечении (см. рис. 10.12). При этом радиус же-
лоба канавок
гк=(0,51...0,53К.
Внутренний и наружный диаметры канавок винта dx и d и
гайки £>] и D определяются из выражений:
dx =dQ -2(rK — х); d-dx +2h;
£>j =d0 + 2(rK-x); D = Dx-2h,
где h - глубина канавки. При этом h = (0,3...0,35)<7ш.
Смещение х центров профилей канавок относительно центров
шариков и среднего диаметра винтового канала <70
x = (rK-^/2)cosa,
где
d0=p/(7t/gy).
Здесь a - угол контакта шариков с канавками (см. рис. 10.12);
a = 45° ; \|/ - углом подъема винтового канала; у = 10... 15°.
Минимальное число шариков в одном витке
^=p/(4sinv)-
Необходимое общее число рабочих шариков
zuiL > cosasiny),
698 Глава 10. РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ КОЛЕСНЫХ ТРАКТОРОВ
где Fx - осевая сила на винте (рис. 10.11); X- коэффициент не-
равномерности распределения осевой нагрузки между шариками;
X = 0,8.-.0,9; Fm - допускаемая нагрузка, действующая на один
шарик по нормали к поверхности контакта, которая определяется
из условия контактной прочности шарика и винта:
I <2 Г?
------<[а]я.
V \ а ш гк )
Здесь К - коэффициент, зависящий от кривизны контакти-
рующих поверхностей; К = 0,6...0,8; [о]я - допускаемое контакт-
ное напряжение; [ст]я = 2500...3000 МПа.
Осевая сила на винте
Fc=2Mp/(J0tgV).
Тогда потребное число рабочих витков
ip I •
Для обеспечения благоприятного распределения нагрузки ме-
жду витками необходимо иметь 1,5...2,5 рабочих витка. Если тре-
буемое число рабочих витков i > 2,5 , то для сохранения высокого
КПД применяют два самостоятельных круга циркуляции с равны-
ми числами витков и шариков. По этой же причине суммарное
число шариков с учетом обводного канала не должно быть более
60. В противном случае необходимо взять шарики большего диа-
метра и все расчеты повторить.
Зубья сектора (рис. 10.11) рассчитывают на изгиб и контакт-
ную прочность по формулам
Мс
ор =--------------<[су]-- ;
rwunT\nbcytc
°н =0,418 --------------------<[а]н ,
\ sinacosa
РУЛЕВОЙ МЕХАНИЗМ
699
где Ьс - ширина зубчатого сектора; tc- шаг зубьев сектора; у-
коэффициент формы зуба, определяемый по табл. 10.2 при пол-
ном числе зубьев колеса при замене сектора колесом; а - угол
профиля зуба; а = 20° ; [o]F = 400 МПа; [о]я -1200...1500 МПа.
Расчет усилителей рулевого управления. Ввиду того что на
тракторах получили распространение только гидравлические уси-
лители (см. рис. 10.13), остановимся только на их расчете. Для та-
кого усилителя проводят статический, гидравлический и динами-
ческий расчеты.
Статический расчет. Под статическим расчетом
подразумевают прочностный расчет отдельных деталей усилителя
и определение размеров основных его агрегатов. Расчетная на-
грузка на детали усилителя определяется исходя из момента со-
противления Мс повороту управляемых колес или полурам трак-
тора с шарнирной рамой. Задаваясь максимальным давлением
ртах рабочей жидкости в системе (обычно 8... 10 МПа) и выбирая
коэффициент усиления к, находят диаметр гидроцилиндра усили-
теля.
Центрирующие пружины 7 и 10 (рис. 10.13, б) и реактивные
шайбы 6 и 9 следует выбирать такими, чтобы дополнительная си-
ла, которую нужно приложить к рулевому колесу для перемеще-
ния золотника 2, составляла для сжатия центрирующих пружин
10...30Н, а для перемещения реактивной шайбы при максималь-
ном давлении в системе 50...100 Н.
Гидравлический расчет. Расчетная подача насоса
2 =
30уцо Ло
где Ап- площадь поршня силового цилиндра; Sn- полный ход
поршня при повороте управляемых колес из одного крайнего по-
ложения в другое; итах - максимально возможная частота враще-
ния рулевого колеса; итах = 90 мин-1; у - угол поворота рулевого
колеса, соответствующий полному повороту управляемых колес из
700 Глава 10. РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ КОЛЕСНЫХ ТРАКТОРОВ
одного крайнего положения в другое, рад; ц0- объемный КПД
насоса; т]о =0,8...0,85- для пластинчатых (шиберных) насосов;
т|о = 0,85...0,95- для шестеренных насосов; А£) - утечки жидко-
сти в распределителе; AQ = (0,05...0,10)2 •
Размеры трубопроводов рассчитывают по рекомендациям,
приведенным в дисциплине "Гидравлика и гидропневмопривод".
Динамический расчет. Скорость поворота управ-
ляемых колес трактора при работе усилителя должна быть больше
скорости их поворота при управлении без усилителя. В противном
случае вся работа по управлению поворотом трактора будет осу-
ществляться за счет мускульной силы тракториста.
Время, необходимое для перемещения золотника в корпусе
распределителя до упора (время включения усилителя),
tB=^/Vs, (10.11)
где Ду - ход золотника для полного включения; Vs - скорость
перемещения золотника относительно корпуса распределителя.
Время срабатывания усилителя (время, необходимое для на-
растания давления в силовом цилиндре до 0,5 ртал)
где ДИ - увеличение объема гидросистемы при повышении в ней
давления от рсл (давление слива) до 0,5 ртт.
Условие опережающего срабатывания усилителя запишется
в виде tB > tH.
Тогда с учетом выражений (10.11) и (10.12) получим
Ду/И5>ДИ/(еПо-А2). (10.13)
Скорость перемещения золотника относительно корпуса рас-
пределителя
Vs = nDPnmax/(60u3),
ГИДРООБЪЕМНОЕ РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ
701
где DP - диаметр рулевого колеса; и3 - передаточное число, рав-
ное отношению перемещения золотника (в мм) к углу (в рад) по-
ворота рулевого колеса.
Из выражения (10.13) можно определить необходимую произ-
водительность Q насоса, обеспечивающую опережающее срабаты-
вание усилителя. Однако для этого необходимо знать величину
АГ увеличения объема гидросистемы, которая определяется эла-
стичностью шлангов (трубопроводов) и упругостью деталей креп-
ления гидравлического цилиндра. Величина АГ может быть оп-
ределена только экспериментально.
10.4. ГИДРООБЪЕМНОЕ РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ
Гидрообъемное рулевое управление (ГОРУ) получило широ-
кое распространение в современных тракторах, так как обеспечи-
вает возможность свободной компоновки его основных агрегатов,
упрощает их конструкцию и эксплуатацию, снижает материалоем-
кость колесного трактора и улучшает условия труда тракториста.
Вместе с тем, учитывая, что ГОРУ представляет собой чисто
гидравлическую передачу с гибкими соединительными трубопро-
водами (шлангами) относительно высокого давления, менее на-
дежными в эксплуатации, чем механические тяги, это требует по-
вышенного внимания к надежности и безопасности ее эксплуата-
ции. Так, ГОРУ не рекомендуется применять на тракторах, транс-
портные скорости движения которых выше 50.. .60 км/ч.
Для повышения надежности и безопасности работы ГОРУ со-
единительные шланги должны иметь четырех-, пятикратный запас
прочности, а остальные агрегаты гидросистемы выполняются с
достаточно высокой степенью точности. В гидравлических схемах
ГОРУ часто предусматривается применение противоударных и
противовакуумных предохранительных клапанов. Противоудар-
ные клапаны предохраняют шланги от пиковых нагрузок, возни-
кающих при резких, ударных наездах управляемых колес на пре-
пятствия. Их давление обычно превышает расчетное максималь-
ное в системе на 3...6 МПа. Противовакуумные клапаны предот-
вращают возможность разрыва циркуляции потока масла из-за по-
падания в него воздуха.
702 Глава 10. РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ КОЛЕСНЫХ ТРАКТОРОВ
Кроме общих требований, предъявляемых ко всем агрегатам
трактора, к ГОРУ предъявляют следующие специальные требова-
ния:
- усилие на рулевом колесе при работающем гидронасосе
должно быть в пределах 30...60 Н, а при неработающем не более
300...500 Н;
- свободный ход рулевого колеса (люфт) должен быть не бо-
лее 15...250;
- поворот управляемых колес или полурам трактора с шар-
нирной рамой из одного крайнего положения в другое должен со-
вершаться не более чем за пять оборотов рулевого колеса;
- работоспособность должна обеспечиваться в интервале тем-
ператур окружающей среды от 40 до "+" 50 °C;
- частота вращения рулевого колеса должна быть обеспечена
не менее 90 мин-1 при частоте вращения коленчатого вала двига-
теля 60... 100 % от номинальной.
Несмотря на разнообразие конструктивных схем ГОРУ "аи-
более распространенными из них являются схемы с использ рани-
ем управляющих устройств, называемых насосами-дозаторами.
Схемы ГОРУ классифицируют по следующим признакам:
- по количеству контуров управления;
- по способу регулирования;
- по наличию усилителя мощности.
Одноконтурные схемы ГОРУ применяют на большинстве
тракторов 4К2 и 4К4а. Они характеризуется тем, что весь поток
масла, поступающего от гидронасоса в исполнительный гидроци-
линдр привода рулевой трапеции (или другого рулевого привода),
проходит по одной последовательной гидравлической цепи.
Принципиальная кинематическая и гидравлическая схема од-
ноконтурного ГОРУ применительно к трактору 4К4а и его компо-
новка на тракторе показаны на рис. 10.15.
При прямолинейном движении трактора гидронасос 5 подает
масло по нагнетательному трубопроводу 4 к насосу-дозатору 3 и
его распределительному устройству (не показано) и далее на вы-
ход к сливному трубопроводу 14. По нему масло сливается в бак 13
ГИДРООБЪЕМНОЕ РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ
703
Рис. 10.15. Одноконтурное ГОРУ:
а - схема; б - компоновка агрегатов на тракторе
704 Глава 10. РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ КОЛЕСНЫХ ТРАКТОРОВ
с фильтром, откуда оно вновь поступает по всасывающему трубо-
проводу 12 к насосу 5, и цикл движения масла повторяется. Верх-
ний 10 и нижний 11 трубопроводы находятся под давлением мас-
ла, запертого в обеих полостях гидроцилиндра 7 посредством зо-
лотника распределителя насоса-дозатора 3.
Корпус гидроцилиндра 7 шарнирно закреплен в кронштейне б
корпуса передней ведущей оси трактора, а конец штока его порш-
ня шарнирно закреплен на поворотном рычаге 8 рулевой трапеции.
При повороте трактора золотник распределителя направляет масло
по трубопроводу 10 или 11 в рабочую полость гидроцилиндра в
количестве пропорциональном углу поворота рулевого колеса 1,
закрепленного на приводном валу 2 насоса-дозатора 3, а упругая
система их соединения при этом осуществляет обратную связь. Из
противоположной полости гидроцилиндра 7 масло идет на слив в
бачок 13. Поэтому при прекращении вращения рулевого колеса 1
управляемые колеса 9 трактора остаются в повернутом положе-
нии, а золотник распределителя возвратится в нейтральное поло-
жение, запирая полости гидроцилиндра 7.
На рис. 10.16 представлены две наиболее распространенные
схемы одноконтурных ГОРУ с управляемыми распределителями
насосов-дозаторов.
На рис. 10.16, а показана схема ГОРУ с механически управ-
ляемым распределителем 1, в которой регулирование происходит
посредством насоса-дозатора 2, состоящего из дозирующего узла 8
(мотор-насоса) механически связанного с распределителем 1.
При прямолинейном движении трактора золотник распреде-
лителя 1 находится в нейтральном положении. В результате масло
из бака 11 подается насосом 12 в распределитель 7 и из него об-
ратно сливается в бак 77.
При повороте рулевого колеса 3 золотник распределителя 7
смещается из нейтрального положения вперед или назад в зависи-
мости от направления вращения рулевого колеса и масло от насоса
72 под давлением поступает через дозатор 8 в одну из полостей
гидроцилиндра 4. Из другой полости гидроцилиндра масло посту-
пает на слив в бак 77. В результате происходит перемещение што-
ка гидроцилиндра 4 и поворот управляемых колес 5 трактора.
ГИДРООБЪЕМНОЕ РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ
705
Рис. 10.16. Схемы одноконтурных ГОРУ:
а - с механически управляемым распределителем; б - с гидравлически
управляемым распределителем
706 Глава 10. РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ КОЛЕСНЫХ ТРАКТОРОВ
Вместе с тем, дозатор 8 соединен с валом рулевого колеса 3 и
золотником распределителя 1 через упругий дифференциальный
механизм (не показан). Поэтому при остановке поворота рулевого
колеса 3 золотник распределителя 1 начинает смещаться в сторо-
ну, противоположную заданной поворотом рулевого колеса 3, тем
самым согласовывая систему и возвращая золотник в нейтральное
положение. При такой связи рулевого колеса 3 с золотником рас-
пределителя 1 и дозатором 8 обеспечивается пропорциональность
между подачей масла в гидроцилиндр 4 для поворота управляемых
колес 5 на заданный угол и углом поворота рулевого колеса 3.
Таким образом, дозатор 8 в данной схеме выполняет роль об-
ратной связи.
При отказе в работе насоса 72 ГОРУ работает от дозатора 8
с ручным приводом от рулевого колеса 3 (аварийное управление).
При этом всасывание масла производится из сливного трубопро-
вода через обратный клапан 10.
В схеме имеется предохранительный клапан 9, ограничиваю-
щий верхний уровень давления масла в гидросистеме при поворо-
те трактора. Противовакуумные 6 и противоударные 7 клапаны
способствуют повышению уровня надежности и безопасности ра-
боты данной схемы ГОРУ.
Противовакуумные клапаны 6 связывают полости гидроци-
линдра 4 с насосом 72, что исключает возникновение в них зон
разрежения. Противоударные клапаны 7 срабатывают при резком
изменении давления масла в гидроцилиндре 4 за счет изменения
момента сопротивления повороту управляемых колес 5 при боко-
вом ударе.
На рис. 10.16, б представлена схема, в которой дозатор 5 (мо-
тор-насос) и распределитель 7 имеют между собой только гидрав-
лическую связь. Вследствие этого компоновка насоса-дозатора 3
может быть моноблочной (как показано на схеме) или раздельной.
Принцип действия системы состоит в следующем.
При вращении рулевого колеса 4 создается перепад давлений
масла в бустерных полостях распределителя 7. Вследствие этого
его золотник, преодолевая сопротивление центрирующих пружин,
смещается от нейтрального положения. При этом поток масла под
ГИДРООБЪЕМНОЕ РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ
707
давлением от насоса 9 начинает поступать к дозатору 5 в направ-
лении, соответствующем направлению вращения рулевого
колеса 4.
Это уменьшает перепад давления в дозаторе 5 и вызывает воз-
врат золотника в обратную сторону. Поток масла при этом ограни-
чивается до величины, соответствующей частоте вращения доза-
тора 5. От последнего масло через распределитель 1 поступает в
соответствующую рабочую полость гидроцилиндра 6 для поворота
управляемых колес 7, а из противоположной полости - на слив в
бак 10.
Для лучшего заполнения маслом трубопроводов дозатора 5,
как правило, устанавливают два обратных подпиточных клапана 2.
Предохранительный клапан 8 ограничивает в данной схеме мак-
симальное давление масла при повороте трактора.
Аварийное управление ГОРУ при отказе в работе насоса 9
аналогично рассмотренному в предыдущей схеме.
Данная схема имеет ряд недостатков, ограничивающих ее
применение на тракторах:
- достаточно большое усилие на рулевом колесе 4, что связа-
но с преодолением сопротивления давления масла в бустерах рас-
пределителя 1 и при вращении дозатора 5;
- менее надежное гидравлическое управление, чем механиче-
ское.
ГОРУ, выполненные по одноконтурной схеме, наиболее про-
ctl. по конструкции и надежны, что определило их преимущест-
венное применение. Их использование наиболее целесообразно на
тракторах классов 0,9... 1,4, для которых требуются насосы-
дозаторы с рабочим объемом не более 80 см3 и с механически
управляемым распределителем (рис. 10.16, а). Однако на тракто-
рах более высоких тяговых классов использование одноконтурных
ГОРУ требует установки насосов-дозаторов с большими рабочими
объемами. Достигнутый на практике предел рабочего объема на-
сосов-дозаторов по схеме с механически управляемым распреде-
лителем составляет 1000 см3, а по схеме с гидравлически управ-
ляемым распределителем - 160...200 см3. Это связано с тем, что
усилие на рулевом колесе существенно зависит от рабочего объе-
708 Глава 10. РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ КОЛЕСНЫХ ТРАКТОРОВ
ма насоса-дозатора и с его увеличением достигает недопустимого
по требованиям эргономики уровня.
Двухконтурные схемы ГОРУ применяют для колесных
тракторов тягового класса 3,0 и выше. В них масло от насоса к ис-
полнительному гидроцилиндру поступает по двум гидравлическим
линиям, что позволяет не увеличивать типоразмеры насосов-
дозаторов, применяемых в одноконтурных схемах. Двухконтурные
схемы ГОРУ разделяют на три группы: с гидроцилиндром обрат-
ной связи; с двумя насосами-дозаторами; с усилителем потока.
Наибольшее распространение получили двухконтурные ГОРУ
с усилителем потока. Усилитель потока управляет рабочим пото-
ком, поступающим от источника питания (насоса) к исполнитель-
ному гидроцилиндру в соответствии с направлением и величиной
управляющего потока, задаваемого насосом-дозатором. Управ-
ляющий поток проходит через насос-дозатор и усилитель потока
(управляющий контур), а рабочий поток, пропорциональный
управляющему - через приоритетный клапан и усилитель потока
(рабочий контур).
Необходимое соотношение между величинами рабочего и
управляющего потоков обеспечивается подбором проходных се-
чений специальных дросселей в усилителе потока и оценивается
коэффициентом усиления
к- А2/А} +1,
где Ах и А2 - площадь проходного сечения дросселя соответст-
венно управляющего и рабочего потока.
Таким образом, оба потока суммируются в исполнительном
гидроцилиндре и обеспечивают управление скоростью поворота
трактора пропорционально скорости вращения рулевого.
На схеме, представленной на рис. 10.17, усилитель потока со-
стоит из распределительного золотника 8, регулятора давления 77,
малого 7 и большого 10 дросселей, регулятора потока 13 и обрат-
ного клапана 14. Порядок работы рассматриваемой системы при
повороте трактора состоит в следующем. При повороте рулевого
колеса 4 золотник 5 насоса-дозатора 6 смещается из нейтрального
ГИДРООБЪЕМНОЕ РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ
709
Рис. 10.17. Схема двухконтурного ГОРУ
положения в сторону, зависящую от направления поворота, и соз-
дает давление в напорной магистрали. Под давлением поток масла
направляется через дозатор (мотор-насос) 12 под соответствую-
щий торец золотника 8 и перемещает его в противоположное край-
нее положение. При этом создается давление и под торцом
регулятора давления 11. Масло от насоса-дозатора 6 через малый
дроссель 7 и золотник 8 поступает к соответствующей полости
гидроцилиндра 9. Одновременно масло через обратный клапан 14,
регулятор давления 11, большой дроссель 10 и золотник 8 также
попадает в гидроцилиндр 9.
Так как регулятор давления 11 уравновешивает давление пе-
ред дросселями 7 и 10, расход масла будет пропорционален пл о-
710 Глава 10. РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ КОЛЕСНЫХ ТРАКТОРОВ
щадям их проходных сечений. Изменяя площадь проходного сече-
ния дросселя 10, можно в достаточно широких пределах менять
величину расхода масла, т.е. коэффициент усиления к.
При прекращении подачи масла от насоса-дозатора 6 золотник
8 усилителя потока под действием пружин возвращается в ней-
тральное положение и запирает полости гидроцилиндра 9. Раз-
грузка насоса 1 на слив масла в бак 2 происходит через предохра-
нительный клапан 75.
При неработающем насосе 1 дозатор 12 работает от рулевого
колеса 4, а всасывание масла производится через два обратных
клапана 3 и 14. При этом усилие на рулевом колесе существенно
не возрастает, но значительно увеличивается число оборотов руле-
вого колеса для выполнения поворота трактора. Предохранитель-
ный клапан 75 рассчитывается на максимальное давление в систе-
ме с учетом возможных пиковых нагрузок.
Расчет ГОРУ. Основными задачами расчета ГОРУ являются
определение типоразмеров исполнительных гидроцилиндров, на-
соса-дозатора, а также производительности источника питания
(насоса).
Основные выходные параметры, которые должны обеспечи-
вать ГОРУ:
1) максимальная сила, создаваемая исполнительным гидроци-
линдром;
2) максимальный угол поворота управляемых колес или полу-
рам трактора с шарнирной рамой;
3) минимальное время поворота управляемых колес или полу-
рам трактора с шарнирной рамой.
Первые два выходных параметра могут быть представлены в
виде обобщенного показателя работоспособности исполнительно-
го гидроцилиндра, характеризующего максимальную работу, ко-
торую он способен выполнить за полный ход штока:
L = F 8ц = />тах Ап 5ц = рт!а Уц , (10.14)
где F - максимальная сила на штоке исполнительного гидроци-
линдра, Н; 8ц - полный ход штока исполнительного гидроцилин-
ГИДРООБЪЕМНОЕ РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ
711
дра, м; /?тах - максимальное давление рабочей жидкости в испол-
нительном гидроцилиндре, необходимое для поворота машины,
Па; Ап - площадь поршня исполнительного гидроцилиндра, м2;
Уц - рабочий объем исполнительного гидроцилиндра, м3.
Требуемая работа, совершаемая исполнительным гидроци-
линдром при повороте управляемых колес или полурам трактора с
шарнирной рамой,
Мс Фтах
Чцш Лц Лг
(10.15)
где Мс - момент сопротивления повороту управляемых колес или
полурам трактора, Н-м; <ртах- максимальный угол их поворота,
рад; ч\цШ- КПД передачи между исполнительным гидроцилин-
дром и шкворнем управляемого колеса или шкворнем полурам
трактора; т]^ - КПД исполнительного гидроцилиндра; т|г- гид-
равлический КПД участка насос - исполнительный гидроцилиндр.
Из выражений (10.14) и (10.15) требуемый рабочий объем ис-
полнительного гидроцилиндра
Т/ _ Фтах ^-з
У Ц ~ ’
Ртах Г\цш Лц Лг
где К3 =1,1...1,3 - коэффициент запаса; ЛцшЛцЛг =0,75...0,8.
При расчете принимают, что ртт < рдтт , где pdmax - макси-
мальное давление нагнетания в насосе-дозаторе.
Площадь поршня исполнительного гидроцилиндра
'ТтахЛц’
где г - минимальное плечо поворотного рычага, на котором дейст-
вует усилие исполнительного гидроцилиндра; т|^ = 0,85...0,95.
712 Глава 10. РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ КОЛЕСНЫХ ТРАКТОРОВ
Диаметр Dn поршня и полный ход 8Ц штока исполнительно-
го гидроцилиндра определяются на основе полученной площади
Ап и рабочего объема Уц с учетом условий компоновки гидроци-
линдра на тракторе для обеспечения максимального угла <ртах по-
ворота управляемых колес или полурам трактора с шарнирной ра-
мой.
Объемная постоянная насоса-дозатора
где Кс =0,9... 1,0 - коэффициент, учитывающий внутренние утеч-
ки рабочей жидкости; т - 2...5 - число оборотов рулевого колеса,
необходимое для поворота управляемых колес или полурам трак-
тора с шарнирной рамой из одного крайнего положения в другое.
Для обеспечения возможности поворота трактора при нерабо-
тающем двигателе (при аварийном управлении) объемная посто-
янная насоса-дозатора
4da=2^lF]prpX\d/Pmax ’
где = 300...500 Н; т]д - механический КПД насоса-дозатора;
= 0,96...0,97.
Если qdl < qda, то объемная постоянная насоса-дозатора
qd - qdl при одноконтурной схеме ГОРУ. Тогда по расчетной ве-
личине qd подбирается насос-дозатор.
При qdl > qda необходимо переходить на двухконтурную схе-
му ГОРУ. При этом необходимая величина объемной постоянной
насоса-дозатора qd <qaa, а коэффициент усиления ГОРУ
к = (1д\1(1д-
Характеристики насосов-дозаторов героторного типа зару-
бежного и отечественного производства приведены в табл. 10.3.
ГИДРООБЪЕМНОЕ РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ
713
10.3. Характеристики насосов-дозаторов героторного типа
Тип Объем- ная по- стоянная Яд’ CM3 Макси- мальное давление нагнета- ния /^dmax ’ МПа Момент управле- ния на привод- ном валу, Нм Масса, кг
OSPB ON/OSPC ON 50 5,2
OSPB ON/OSPC ON 80 5,3
OSPB ON/OSPC ON 100 5,4
OSPB ON/OSPC ON 125 5,5
OSPB ON/OSPC ON 160 5,6
OSPB ON 200 14 3,0 5,8
OSPB ON 315 6,2
OSPB ON 400 7,0
OSPB ON 500 7,6
OSPB ON 630 7,9
OSPB ON 800 8,3
OSPB ON 1000 9,5
OSPB CN 50 5,2
OSPB CN 80 5,3
OSPB CN 100 3,0 5,4
OSPB CN 125 5,5
OSPB CN 160 5,6
OSPC LS 80 5,3
OSPC LS 100 5,4
OSPC LS 125 17,5 5,5
OSPC LS/OSPBX LS 160 5,6
OSPC LS/OSPBX LS 200 3,0 5,8
OSPC LS/OSPBX LS 315 6,2
OSPC LS/OSPBX LS 400 7,0
OSPC LS/OSPBX LS 500 7,6
OSPBX LS 630 7,9
714 Глава 10. РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ КОЛЕСНЫХ ТРАКТОРОВ
Продолжение табл. 10.3
Тип Объем- ная по- стоянная Яд’см3 Максималь- ное давление нагнетания T’dmax > МПа Момент управ- ления на привод- ном ва- лу, Н-м Масса, кг
OSPL LS 630 8,4
OSPL LS 800 21,0 3,0 8,8
OSPL LS 1000 10,0
АР-80 80 5,3
АР-100 100 10,0; 12,5; 3,2 5,4
АР-125 125 16,0 5,5
АР-160 160 5,6
Примечание. OSPB ON - с открытым центром; OSPC ON -
с открытым центром и предохранительными клапанами; OSPB CN -
с закрытым центром; OSPC LS - с закрытым центром, каналом управ-
ления приоритетным клапаном и предохранительными клапанами;
OSPBX LS - с закрытым центром и с каналом управления приоритет-
ным клапаном (для использования с усилителем потока); OSPL LS - с
закрытым центром и каналом управления приоритетным клапаном;
АР - агрегат рулевой производства ОАО КЭМЗ.
Производительность QH насоса ГОРУ определяется из усло-
вия обеспечения возможности поворота рулевого колеса с часто-
той вращения итах, определяемой физическими возможностями
тракториста:
0
^0Кд’
где т|о - объемный КПД гидросистемы рулевого управления;
т]0 = 0,75...0,8 ; итах = 90 мин"1; Кд - коэффициент, учитываю-
ПРИВОД РУЛЕВОГО МЕХАНИЗМА
715
щий возможное снижение частоты вращения насоса при отклоне-
нии частоты вращения коленчатого вала двигателя от номинально-
го режима; Кд = 0,6; к = 1,0 - для одноконтурного ГОРУ.
10.5. ПРИВОД РУЛЕВОГО МЕХАНИЗМА
Привод рулевого механизма соединяет рулевое колесо с ве-
дущим валом рулевого механизма любого типа или насосом-
дозатором в системе ГОРУ. Основными элементами этого устрой-
ства являются рулевое колесо, рулевой вал и рулевая колонка.
Диаметр рулевого колеса в определенной степени зависит от
тягового класса трактора и передаточного числа рулевого управ-
ления. На тракторах применяют рулевые колеса автомобилей. Вы-
бор диаметра Dp рулевого колеса проводят по отраслевой норма-
ли, которая дает следующий ряд диаметров, мм: 380, 400, 425, 440,
475, 550.
Ступица рулевого колеса в большинстве случаев имеет конус-
ное соединение с приводным концом рулевого вала посредством
шлиц или шпонки и закрепительной гайки.
Рулевой вал в зависимости от компоновки рулевого управле-
ния бывает цельным или составным.
Цельные более длинные валы для облегчения часто изготов-
ляют полыми из тонкостенной трубы с вваренными в концы хво-
стовиками - конусными с резьбой для закрепительной гайки креп-
ления рулевого колеса и шлицевыми для соединения с рулевым
механизмом.
Составные валы бывают соосными (телескопическими), что
позволяет в определенных пределах менять их длину, и сочленен-
ными, соединенными друг с другом карданными шарнирами. По-
следние применяются в случае, если при компоновке привода ис-
ключена возможность линейного соединения вала рулевого колеса
с приводным валом рулевого механизма.
Длина и крепление рулевой колонки, внутри которой прохо-
дит и закрепляется рулевой вал, зависит от конструкции последне-
716 Глава 10. РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ КОЛЕСНЫХ ТРАКТОРОВ
го. Рулевые колонки с цельными или соосно-составными рулевы-
ми валами обычно закрепляются непосредственно на корпусе ру-
левого механизма. Они могут устанавливаться в зависимости от
типа и назначения трактора - вертикально или с наклоном к гори-
зонту.
Рулевая колонка с более коротким рулевым валом любого ти-
па (первый вал сочлененного типа) обычно устанавливается от-
дельно от корпуса рулевого механизма. Причем наклон ее может
быть постоянным или переменным, что определяется удобством
использования.
Более простой вид имеет рулевая колонка при применении
ГОРУ, присоединенная обычно непосредственно к торцу корпуса
насоса-дозатора.
С целью удобства работы по управлению движением трактора
желательно, чтобы рулевое колесо имело возможность линейной
фиксации в пределах не менее 100...120 мм, а рулевая колонка -
угловую фиксацию в пределах не менее 25...40°.
На рис. 10.18 представлены наиболее характерные принципи-
альные схемы приводов рулевого механизма.
На рис. 10.18, а показан наиболее простой привод, состоящий
из рулевого колеса 1, цельного рулевого вала 2 и наклонно распо-
ложенной рулевой колонки 3, закрепленной на корпусе рулевого
механизма 4. Нижний шлицевой конец рулевого вала 2 соединен с
ведущим элементом рулевого механизма 4, а его верхний конец
закреплен в опоре 5 верхнего конца рулевой колонки 3.
На рис. 10.18, б представлен вертикально расположенный
привод, позволяющий менять положение высоты рулевого колеса
1. Рулевой вал телескопического типа состоит из короткого шли-
цевого вала 2 и полой шлицевой трубы 4 с нижним шлицевым хво-
стовиком 6 для соединения с ведущим элементом рулевого меха-
низма 7. Рулевая колонка телескопического типа состоит из
нижнего основания 5, закрепленного на корпусе рулевого меха-
низма 7, и верхней подвижной части 8, фиксируемой закрепитель-
ным устройством 3, чаще всего клеммового типа.
ПРИВОД РУЛЕВОГО МЕХАНИЗМА
717
Рис. 10.18. Принципиальные схемы приводов
рулевого механизма
На рис. 10.18, в показана схема привода с сочлененным руле-
вым валом. Рулевое колесо 1 закреплено на коротком рулевом ва-
лу 2, установленном в наклонно расположенной рулевой колонке
8, закрепленной на отдельной опоре 3. Нижний конец вала 2 по-
средством шарнира 4 соединен с промежуточным карданным ва-
лом 5. Последняя карданная вилка 6 имеет шлицевое соединение с
ведущим валом рулевого механизма 7.
На рис. 10.18, г представлена схема привода с осевым пере-
мещением рулевого колеса 1 и шарнирным креплением рулевой
колонки, позволяющим изменять ее наклон. Рулевой вал телеско-
пического типа состоит из короткого шлицевого вала 2 и полого
шлицевого вала 3, шлицевой хвостовик 9 которого закреплен в
сдвоенном карданном шарнире 6. Последний, в свою очередь, за-
креплен на приводном валу 7 рулевого механизма 8.
718 Глава 10. РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ КОЛЕСНЫХ ТРАКТОРОВ
Верхний подвижный цилиндр 10 рулевой колонки фиксирует-
ся в его нижнем основании 4, наклон которого в свою очередь мо-
жет меняться посредством шарнира 5 с последующим его закреп-
лением.
Данный привод обеспечивает наиболее удобные условия ра-
боты тракториста, так же, как в системе ГОРУ.
Вал рулевого колеса изготовляют из сталей 20, 25 и 45. Заго-
товками для изготовления вала обычно служат бесшовные трубы
или пруток.
Вал рулевого колеса рассчитывают на прочность и жесткость.
Напряжение кручения в валу
tk=Mp/Wp<[t]k,
где МР - расчетный момент на рулевом колесе; Wp - полярный
момент сопротивления сечения вала; для сплошного вала
WP - 0,2 Z)3, для полого WP - 0,2 (z)4 - d^D (здесь D и d- соот-
ветственно наружный и внутренний диаметры вала); [т]к - допус-
каемое напряжение кручения; [т]к =100 МПа.
Угол закрутки вала
ф = Мр 1Р /(G Jр),
где 1Р - длина рулевого вала; G - модуль упругости второго рода;
6 = 8-104МПа; Jp - полярный момент инерции сечения вала;
JP = n(p4 -J4)/32.
Допускаемый угол закрутки вала лежит в пределах 5...8° на
один метр длины.
Глава 11
ОСТОВ ТРАКТОРА И РАБОЧЕЕ
ОБОРУДОВАНИЕ
11.1. ОСТОВ ТРАКТОРА
Остов является несущей частью трактора, его основанием. Он
нагружен весом размещенных на нем агрегатов и воспринимает
динамические нагрузки при трогании трактора с места, разгоне,
торможении, преодолении неровностей пути, на поворотах. Остов
должен иметь высокую жесткость и прочность, работать без заме-
ны весь срок службы трактора.
По конструктивному исполнению различают рамные, полу-
рамные и безрамные остовы.
Рамный остов образуют продольные балки (лонжероны), ко-
торые соединены поперечинами, выполняющими роль опор для
отдельных агрегатов. Такой остов имеет высокую жесткость и
прочность, облегчает доступ к отдельным механизмам и их заме-
ну, но имеет большую массу, чем полурамный.
Рамный остов применяют на гусеничных сельскохозяйствен-
ных, промышленных и лесопромышленных тракторах отечествен-
ного и зарубежного производства и на колесных тракторах с шар-
нирно-сочлененной рамой.
Шарнирно-сочлененная рама (рис. 11.1) состоит из двух полу-
рам: передней 1 и задней 4, соединенных между собой шарнирным
устройством 3.
Шарнирное устройство состоит из двух шарниров - верти-
кального 2 и горизонтального 5. Вертикальный шарнир позволяет
полурамам 7 и 4 поворачиваться относительно друг друга на угол
до 35°, обеспечивая тем самым поворот трактора. Горизонтальный
шарнир, обеспечивая поворот полурам относительно друг друга на
угол до 16°, служит для приспособления колес к рельефу пути и
разгрузки рамы от дополнительных скручивающих нагрузок при
движении трактора по пересеченной местности.
720 Глава 11. ОСТОВ ТРАКТОРА И РАБОЧЕЕ ОБОРУДОВАНИЕ
Рис. 11.1. Шарнирно-сочлененная рама колесного трактора
Для установки агрегатов трактора на раме предусматриваются
специальные кронштейны и обработанные площадки.
Рассмотрим конструкцию рамного остова гусеничного сель-
скохозяйственного трактора ДТ-75М (рис. 11.2). Основными эле-
ментами рамы являются два продольных лонжерона 5, которые
соединены между собой поперечными брусьями 77. На лонжеро-
нах имеются кронштейны, предназначенные для крепления радиа-
тора и фронтальной навески сельскохозяйственных орудий (крон-
штейны 3), верхней оси поддерживающих роликов и сельскохо-
зяйственных машин при фронтальной и боковой навеске (крон-
штейны 7), поддерживающих роликов и стоек механизма навески
(кронштейны 5), и задние кронштейны 9. К лонжеронам приваре-
ны накладки 6 для крепления опор двигателя.
Спереди рамы имеется литой брус 2 с бампером 7. К лонже-
ронам в передней части приварены буксирные крюки 72, а на бо-
ковых стенках закреплены кронштейны-опоры 73 натяжных меха-
низмов гусеничного движителя. В лонжеронах рамы выполнены
отверстия для установки опор 4 осей направляющих колес. В рас-
точенные отверстия пустотелых головок поперечных брусьев 77
вставлены цапфы 10 кареток.
ОСТОВ ТРАКТОРА
721
Рис. 11.2. Рама трактора ДТ-75М
Полурамный остов образуют корпуса силовой передачи
трактора, соединенные с лонжеронами полурамы, на которую ус-
танавливают двигатель. Такой остов удобен для навески машин,
для установки и снятия двигателя без разборки остова, легче рам-
ного, но доступ к отдельным механизмам при таком остове за-
труднен.
Полурамный остов получил широкое распространение на
сельскохозяйственных универсально-пропашных, универсальных,
промышленных тракторах общего назначения, а также специали-
зированных тракторах отечественного и зарубежного произ-
водства.
722 Глава 11. ОСТОВ ТРАКТОРА И РАБОЧЕЕ ОБОРУДОВАНИЕ
Рис. 11.3. Полурамный остов тракторов МТЗ-80/82
Полурамный остов колесных тракторов МТЗ-80/82 (рис. 11.3)
образуют литые корпуса 1, 2 и 3 соответственно центральной пе-
редачи, коробки передач и сцепления, соединенные между собой
болтами. К корпусу сцепления 3 болтами крепится полурама, со-
стоящая из литого бруса 5 и лонжеронов 4 с приваренными к ним
лапами. Брус 5 служит опорой двигателя, нижние приливы бруса с
обработанными отверстиями обеспечивают шарнирное соединение
остова с передним мостом трактора. Отверстия в лонжеронах 4
полурамы служат для крепления боковых навесных орудий.
Безрамный остов образуют жестко соединенные друг с дру-
гом картеры силовой передачи и двигателя. Преимущества такого
остова - высокая жесткость и компактность. Недостаток - трудно-
доступность отдельных механизмов, связанная с отсоединением
соответствующих картеров, худшие условия для навески машин,
чем у полурамного и рамного остовов.
В процессе эксплуатации остов трактора испытывает сложное
напряженное состояние. При этом имеют место случаи поломок
элементов остова вследствие усталостных явлений.
Для расчета остова наиболее предпочтительным является ме-
тод конечных элементов (МКЭ), позволяющий наиболее полно
учесть все факторы, определяющие его прочность и жесткость.
Расчет рамных и корпусных конструкций с применением МКЭ
изложен в специальной литературе.
ОСТОВ ТРАКТОРА
723
На стадии проектирования остова используют упрощенные
методы расчета, учитывающие нагрузки от веса агрегатов, внеш-
ние силы и моменты, действующие на остов при повороте тракто-
ра и его прямолинейном движении.
На рис. 11.4 приведена схема сил, приложенных к раме гусенично-
го трактора с балансирной подвеской: касательных Р2 и Р{ тяги,
отнесенных к осям ведущих колес (на забегающей и отстающей
гусеницах); удвоенной касательной 2РХ тяги, действующей на ось
направляющего колеса отстающей гусеницы; удвоенной 2РГ си-
лы предварительного натяжения гусеницы, действующей на ось
направляющего колеса забегающего борта; веса G' неподрессо-
ренных частей трактора; веса G,, G2, G3 и G4 агрегатов, смонти-
рованных на раме; реакции G'/4 почвы на оси тележек; сопротив-
ления \bG']4 повороту и сопротивления f G' качению трактора.
Рис. 11.4. Расчетная схема рамы гусеничного трактора
с балансирной подвеской
724 Глава 11. ОСТОВ ТРАКТОРА И РАБОЧЕЕ ОБОРУДОВАНИЕ
Имея конкретную схему трактора и его остова и нанеся дейст-
вующие силы, рассчитывают раму по элементам. При этом незави-
симо от конфигурации остова и искривлений отдельных элементов
его рассматривают как плоскую систему, а каждый элемент как
изолированную балку.
Суммарные напряжения в наиболее характерных сечениях ос-
това определяют из выражения
<у3=у1<у2+Зт2 <[ст],
где стих- соответственно нормальные и касательные напряже-
ния в сечениях остова; [ст] - допускаемое напряжение; [ст] = стг /3
(здесь стг - предел текучести материала).
Нормальные напряжения
Мх Mz О
ст =—- +—- + — ,
Wx Wz А
где Мх и Mz - изгибающие моменты, действующие в горизон-
тальной и вертикальной плоскостях; Q - продольная сила; Wx и
Wz - моменты сопротивления изгибу относительно горизонталь-
ной и вертикальной осей, проходящих через центр масс сечения;
А - площадь сечения.
Напряжение кручения
т = Мк/^,
где Мк - крутящий момент; WP - полярный момент сопротивле-
ния сечения.
11.2. РАБОЧЕЕ ОБОРУДОВАНИЕ
Рабочее оборудование - механизмы и устройства, обеспечи-
вающие соединение, привод и управление агрегатируемыми с
трактором машинами и орудиями. К рабочему оборудованию от-
носятся тягово-сцепные устройства, валы отбора мощности, при-
водные шкивы, гидравлические навесные системы и гидравличе-
ские системы отбора мощности.
РАБОЧЕЕ ОБОРУДОВАНИЕ
725
Гидравлические навесные системы предназначены для со-
единения, привода и управления навесными, полунавесными и по-
луприцепными машинами и орудиями, агрегатируемыми с тракто-
ром. Навесные машины и орудия в транспортном положении пол-
ностью вывешиваются на трактор, а полунавесные и полуприцеп-
ные - частично на собственную ходовую систему.
В состав гидравлической навесной системы входит механизм
навески и гидросистема.
Механизм навески. По числу точек соединения с
трактором различают одно-, двух-, трех- и четырехточечные меха-
низмы навески. Одноточечные механизмы навески используются
для работы с полунавесными и полуприцепными орудиями и ма-
шинами, присоединяемыми сзади. Двухточечные фронтальные
механизмы навески находят применение на промышленных и ле-
сопромышленных тракторах в виде полурамы с поперечной осью
качания, задние четырехточечные механизмы навески - в основ-
ном на промышленных тракторах с рыхлителями и в качестве
фронтальных на отдельных моделях интегральных модификаций
сельскохозяйственных тракторов.
При разнообразном конструктивном исполнении все
трехточечные механизмы навески (рис. 11.5) выполняют по
единой схеме рычажно-шарнирного механизма, состоящего из
двух нижних 1 и одной верхней центральной 6 тяг. Каждая тяга
шарнирно соединена одним концом с трактором 3, а другим с
машиной (орудием). Привод механизма навески осуществляется
от одного или двух гидроцилиндров 2 одно- или двухстороннего
действия через вал 4 с рычагами 5 и раскосами 7. Верхняя тяга 6
и раскосы 7 выполняются регулируемыми по длине для кор-
ректировки положения навешенного орудия относительно трак-
тора в продольной и поперечной плоскостях. В результате
навесная машина имеет возможность перемещения относительно
трактора по высоте и в поперечном направлении. Цепи 8
ограничивают поперечные перемещения орудия в рабочем
положении и исключают их в транспортном.
726 Глава 11. ОСТОВ ТРАКТОРА И РАБОЧЕЕ ОБОРУДОВАНИЕ
Рис. 11.5. Схема трехточечиого механизма навески
Для обеспечения агрегатирования различных типов и моделей
тракторов с разнообразными навесными орудиями форма и разме-
ры присоединительных элементов, а также размеры А и В присое-
динительного треугольника (рис. 11.5) и кинематические парамет-
ры навесного устройства (рис. 11.6) регламентируются соответст-
вующими национальными и международными стандартами. При
единой заданной номенклатуре размеров и параметров навесного
устройства их значения подразделяются на несколько категорий
в зависимости от класса трактора. Кинематические параметры ме-
ханизма навески (рис. 11.6) влияют на эксплуатационные качества
МТА.
Рабочий ход оси подвеса Н, высота расположения оси подвеса
при максимально опущенных Н\ и поднятых Н2 нижних тягах оп-
ределяют соответственно предельно возможное заглубление рабо-
чих органов в почву и транспортный просвет под орудием, а а -
угол проходимости и угол входа рабочих органов в почву. Мини-
мальное свободное вертикальное перемещение а, задних шарни-
ров нижних тяг при наладке раскосов на одностороннюю связь
определяет степень приспособленности широкозахватного орудия
с опорными колесами к поперечному рельефу поля.
РАБОЧЕЕ ОБОРУДОВАНИЕ
727
Минимальное свободное перемещение аг оси подвеса в гори-
зонтальной плоскости при условной рабочей высоте Н3 характе-
ризует возможности маневрирования МТА, а угол Р регулируемо-
го наклона оси подвеса в поперечной и вертикальной плоскостях -
возможность относительного углового смещения орудия, необхо-
димого, например, когда колеса одного из бортов трактора идут по
дну борозды.
Важными параметрами навесного устройства являются коор-
динаты мгновенных центров вращения О, и О,, а также условный
угол А силы тяги. Координата х01 мгновенного центра вращения
О] определяет зависимость продольных угловых колебаний на-
весного орудия от продольных угловых колебаний остова тракто-
ра. Минимальное влияние колебаний остова на навесное орудие
обеспечивается для колесного трактора при х01 = 0,5 Л (здесь L -
продольная база трактора), а гусеничного трактора при располо-
жении мгновенного центра вращения Ц на вертикали, проходя-
728 Глава 11. ОСТОВ ТРАКТОРА И РАБОЧЕЕ ОБОРУДОВАНИЕ
щей через его центр масс. Координата х0, и угол А в совокупности
определяют, при прочих равных условиях, запас заглубляемости
навесного орудия и нагрузку на его опорные органы.
Для обеспечения возможности работы навесного орудия при
максимальной глубине в наиболее тяжелых условиях необходимо,
чтобы результирующая сила Rpe3, действующая на рабочие орга-
ны орудия, проходила выше точки О,. Чем больше плечо т силы
, тем больше заглубляющий момент =R„„m.
jUcll p&j
Положение мгновенного центра вращения О2 определяет ус-
тойчивость движения орудия в горизонтальной плоскости и ма-
невренность МТА. Чем больше координата х02, тем выше стаби-
лизирующая способность механизма навески и хуже управляе-
мость МТА вследствие возрастания сопротивления повороту
орудия.
Кроме указанных выше параметров техническими требова-
ниями к навесному устройству оговариваются максимальная гру-
зоподъемность GH навесной системы на плече 0,61 м относитель-
но оси подвеса и время t ее полного хода.
В современных тракторах грузоподъемность навесной систе-
мы GH - (0,8... 1,0)(7г.
Расчет деталей механизма навески вы-
полняют на прочность с запасом по пределу текучести не менее
1,3... 1,5 для двух случаев нагружения: в рабочем положении при
максимальной силе тяги трактора и максимальной вертикальной
нагрузке, равной грузоподъемности GH навесной системы; в тран-
спортном положении при максимальной грузоподъемности GH .
Гидросистема служит для передачи энергии трактор-
ного двигателя к различным исполнительным звеньям.
По функциональному назначению гидросистемы под-
разделяются на три группы:
- приводы механизма навески, обеспечивающие привод и
управление только механизмом навески;
РАБОЧЕЕ ОБОРУДОВАНИЕ
729
- универсальные, обеспечивающие привод и управление ме-
ханизмом навески и рабочих органов агрегатируемых с трактором
машин и орудий;
- централизованные, которые помимо выполнения функций
универсальных гидросистем обеспечивают также привод и управ-
ление отдельными или всеми гидрофицированными механизмами
самого трактора (рулевого управления, тормозов, дифференциа-
лов, передних ведущих мостов и др.).
В зависимости от компоновки составляющих элементов гид-
росистемы подразделяются три группы:
- единоагрегатные или моноблочные, в которых все элементы
смонтированы в единый блок;
- полураздельноагрегатные, комплектуемые группами агрега-
тов или группами и отдельными агрегатами;
- раздельноагрегатные, в которых все составляющие элемен-
ты выполнены в виде отдельных агрегатов, располагаемых в мес-
тах, наиболее рациональных по общей компоновке трактора, удоб-
ству управления и обслуживания гидросистемы.
Единоагрегатные гидросистемы в последнее время на тракто-
рах не применяют. Полураздельноагрегатные гидросистемы широ-
ко используются на тракторах малой и средней мощности. Однако
в последнее время все более широкое применение получают раз-
дельноагрегатные гидросистемы.
По источникам питания и способам регулирования режимов
работы гидросистемы подразделяют на следующие типы:
- постоянного расхода (СПР) на базе насоса с постоянным ра-
бочим объемом (рис. 11.7, а);
- с суммированием расходов (ССПР) насосов с постоянным
рабочим объемом (рис. 11.7, б);
- постоянного давления (СПД) на базе насоса с регулируемым
рабочим объемом (рис. 11.7, в);
- чувствительные к нагрузке (СЧН) на базе насоса с постоян-
ным рабочим объемом (рис. 11.7, г);
- чувствительные к нагрузке (СЧН) на базе насоса с регули-
руемым рабочим объемом (рис. 11.7, д').
730 Глава 11. ОСТОВ ТРАКТОРА И РАБОЧЕЕ ОБОРУДОВАНИЕ
Рис. 11.7. Схемы основных типов гидросистем
Гидросистемы постоянного расхода (рис. 11.7, а) наиболее
просты по конструкции, используются на многих тракторах раз-
личных назначений и мощности и обеспечивают раздельное уп-
равление потребителями от одного насоса. Число раздельно
управляемых потребителей определяется числом управляющих
секций распределителя. Недостатками СПР являются потери мощ-
ности при неполном использовании расхода и неприспособлен-
ность к одновременному управлению несколькими потребителями,
что частично устраняется, но с дополнительными потерями мощ-
ности, при использовании делителя потока.
Гидросистема с суммированием расходов (рис. 11.7, б) пред-
ставляет собой СПР, оснащенную дополнительными насосами по-
стоянного рабочего объема и специальным распределителем-
сумматором, обеспечивающим подключение насосов к выводам
для привода внешних потребителей при приоритетном использо-
РАБОЧЕЕ ОБОРУДОВАНИЕ
731
вании расхода насоса привода механизма навески. Данная система
обеспечивает независимый привод в непрерывном режиме со сту-
пенчатым изменением расхода двух или двух групп гидрофициро-
ванных рабочих органов агрегатируемых машин, потребляемая
мощность которых превышает мощность насоса привода механиз-
ма навески.
В гидросистемах постоянного давления (рис. 11.7, в) с помо-
щью специального регулятора постоянно поддерживается задан-
ное максимальное давление. Для этого в системе используется ре-
гулируемый насос. При отключенных потребителях насос работает
с минимальным расходом, необходимым лишь для компенсации
утечек, и потому потребляет незначительную мощность. При под-
ключении потребителя вследствие первоначального падения дав-
ления в напорной магистрали регулятор, изменяя рабочий объем
насоса, увеличивает расход рабочей жидкости до заданного рас-
пределителем, при котором давление нагнетания достигает макси-
мального значения, установленного регулятором. При отключении
одного из потребителей давление в системе начинает возрастать и
насос уменьшает расход до тех пор, пока в системе не установится
прежняя величина максимального давления.
Таким образом, СПД может обеспечить одновременное пита-
ние любого числа потребителей независимо от их нагрузки, не
превышающей заданного в системе максимального давления, и
при суммарном потребляемом расходе рабочей жидкости не более
максимальной подачи насоса. Система компактна и обладает вы-
соким быстродействием. Однако она недостаточно экономична
при работе с недогрузкой по давлению. По этой причине она при-
меняется ограниченно лишь на некоторых моделях тракторов, где
потребители используются крайне редко и с большой нагрузкой по
давлению.
Гидросистемы, чувствительные к нагрузке (рис. 11.7, г и д)
более экономичны и благодаря этому получают все большее рас-
пространение. Особенностью этих систем является то, что, обес-
печивая независимый привод потребителей с разной нагрузкой по
давлению при разных скоростных режимах, система питания рабо-
тает при давлении, соответствующем давлению максимально
732 Глава 11. ОСТОВ ТРАКТОРА И РАБОЧЕЕ ОБОРУДОВАНИЕ
нагруженного потребителя. В этих системах применяют насосы
как с постоянным (рис. 11.7, г), так и с регулируемым (рис. 11.7,0)
рабочими объемами. Расход рабочей жидкости, подводимый к ка-
ждому потребителю, как и в гидросистемах постоянного давления,
регулируется соответствующей секцией распределителя.
Особенности расчета элементов гидро-
системы. Применяемые в гидросистеме трактора гидроагрега-
ты являются объектами специального производства. Поэтому их
параметры и размеры регламентированы. В состав нормируемых
параметров входят: номинальное давление, рабочие объемы насо-
сов, размеры сечений условных проходов гидроаппаратуры, диа-
метры поршней, плунжеров и штоков цилиндров и др. При проек-
тировании гидросистемы конструктор должен подобрать соответ-
ствующий агрегат с заданными параметрами.
В современных конструкциях тракторов максимальное давле-
ние рабочей жидкости в гидросистемах составляет ртах - 23 МПа.
Для основной массы тракторов ртах =20МПа. Выбор и расчет
элементов гидросистемы осуществляется по величине максималь-
ного давления ртах рабочей жидкости и величине ее расхода Q по
рекомендациям, приведенным в дисциплине "Гидравлика и гидро-
пневмопривод".
Размеры проходных сечений трубопроводов выбирают из ус-
ловия обеспечения оптимальных скоростей потока рабочей жидко-
сти при заданном ее расходе Q. При этом для напорных гидроли-
ний рекомендуется расчетная скорость потока жидкости
Уж =4,5...8,0 м/с , сливных Г*.» 3,0 м/с, а для всасывающих
Уж= 0,6... 1,3 м/с.
Сечения рукавов высокого давления подбирают не только по
необходимому расходу через них рабочей жидкости, но и по проч-
ности с четырехкратным запасом по максимальному давлению.
Догружатели ведущих колес. Одним из недостатков колес-
ных тракторов, особенно с колесной формулой 4К2, являются не-
удовлетворительные сцепные свойства ходовой системы при вы-
полнении тяговых операций с максимальным усилием на крюке.
РАБОЧЕЕ ОБОРУДОВАНИЕ
733
Для компенсации этого недостатка такие тракторы оснащаются
специальными механизмами - догружателями ведущих колес
(ДВК). Несмотря на различные конструктивные решения, все ДВК
построены по одному принципу - возможности регулирования
вертикальной реакции почвы на опорно-копирующее колесо ма-
шины-орудия. При этом с уменьшением этой реакции нормальная
реакция почвы на задние (ведущие) колеса трактора увеличивается
и сцепные свойства этих колес возрастают. Это явление обуслов-
лено передачей реакции почвы с ее рабочих органов и веса маши-
ны через механизм навески на остов и ходовую систему трактора.
При этом одновременно уменьшается нормальная реакция почвы
на передние колеса с ухудшением их сцепных свойств. В результа-
те дополнительная нормальная нагрузка на задние колеса оказыва-
ется больше дополнительной нагрузки на все колеса трактора, что
определяет эффективность работы ДВК.
Обычно в тракторах используются два варианта ДВК: меха-
нический и гидравлический, которые могут применяться раздель-
но или совместно.
Механический ДВК (рис. 11.8, а) основан на изме-
нении величины заглубляющего момента Мзагл = Rpe3 т, где
Rpe3 ~ результирующая реакция почвы на рабочие органы машины
(зависит от свойств почвы, конструкции рабочих органов, глубины
обработки почвы, скорости движения и веса машины); т - плечо
заглубляющего момента. Это достигается изменением положения
мгновенного центра поворота механизма навески. С этой це-
лью передний конец верхней тяги 1 механизма навески может пе-
реставляться по нескольким вертикально расположенным отвер-
стиям 2, что изменяет величину плеча т заглубляющего момента,
а следовательно, заглубляющий момент Мзагл. При перестановке
верхней тяги 1 в нижнее отверстие 2 плечо заглубляющего момен-
та уменьшается до значения тх при новом положении центра по-
ворота О{.
734 Глава 11. ОСТОВ ТРАКТОРА И РАБОЧЕЕ ОБОРУДОВАНИЕ
Рис. 11.8. Схема, поясняющая работу ДВК трактора:
а - механического; б - гидравлического
Аналогичного эффекта можно достичь путем изменения по-
ложения нижних тяг 3 навески.
Нормальная реакция почвы на опорно-копирующее колесо
определяется из условия равновесия навешенной на трактор ма-
шины по выражению
У — R т
кн рез1 +1 ’
м к
РАБОЧЕЕ ОБОРУДОВАНИЕ
735
где 1К и 1М- горизонтальные координаты соответственно копи-
рующего колеса и мгновенного центра поворота механизма
навески.
С уменьшением плеча т уменьшается реакция YKH и увеличи-
вается догрузка ведущих колес.
Гидравлический ДВК (рис. 11.8, б) - гидравличе-
ский увеличитель сцепного веса (ГСВ). В нем уменьшение нор-
мальной реакции YKH на опорное колесо машины достигается дей-
ствием основного гидроцилиндра в сторону подъема машины при
установке рычага управления распределителем в позицию
"подъем".
Условие равновесия навешенной на трактор машины относи-
тельно мгновенного центра поворота имеет вид:
Крез т = Рц 1ц + ¥кн м + »
где Р - усилие, развиваемое гидроцилиндром; 1Ц - плечо дейст-
вия силы Р .
Тогда
У _ Крезт — Рц^ц
КН I +1
т 'к
Реакция YKH будет уменьшаться с увеличением усилия Р , раз-
виваемого гидроцилиндром при работе на подъем, и, соответст-
венно, будет возрастать догрузка задних ведущих колес трактора.
Способы регулирования навесных орудий при обработке
почвы или грунтов. Работы, связанные с обработкой почвы сель-
скохозяйственными тракторами и грунтов тракторами промыш-
ленными, являются наиболее энергоемкими тяговыми технологи-
ческими операциями.
В сельском хозяйстве (в растениеводстве) такой операцией
является пахота - рыхление почвы на глубину 0,20...0,27 м с до-
пускаемым отклонением 0,01м на выровненных полях и 0,02 м
на неровных. Поддержание глубины обработки почвы в опреде-
736 Глава 11. ОСТОВ ТРАКТОРА И РАБОЧЕЕ ОБОРУДОВАНИЕ
ленных пределах является важным агротехническим требованием,
выполнение которого обеспечивается с помощью разных способов
регулирования навесных орудий: силового, высотного, позицион-
ного и комбинированного.
Силовое регулирование- это автоматическое ре-
гулирование положения рабочих органов навешенных на трактор
почвообрабатывающих орудий действием гидросистемы через ос-
новной гидроцилиндр. При силовом регулировании гидронавесная
система должна включать связанные между собой датчик и гид-
равлический силовой регулятор.
На рис. 11.9,а представлена гидромеханическая схема силово-
го регулирования навесных орудий. Верхняя тяга механизма на-
вески передним концом крепится к маятниковому рычагу 12, ко-
торый вместе с пружиной 11 образует датчик силового регулятора.
При рыхлении почвы с глубиной Н на рабочие органы почво-
обрабатывающего орудия 10 действуют реакции почвы, равнодей-
ствующая которых Rpe3 (результирующая) может быть перенесена
на верхнюю тягу и разложена на две составляющие: F вдоль тяги
и Q по направлению через шарнир оси подвеса.
Под действием силы F рычаг 12 устанавливается в положении
(показано на схеме), когда усилие пружины 11 уравновешивает
действие силы F. В этом случае масло из бака 1, подаваемое насо-
сом 2, открывает перепускной клапан 4 и сливается по сливному
каналу 3 в бак, так как вход А в полость силового регулятора 5
перекрыт. Заперты так же объемы масла в поршневой и штоковой
полостях гидроцилиндра 8, фиксируя положение рабочих органов
орудия 10, обрабатывающих почву на глубину Н.
В случае изменения реакции R , что может произойти при
изменении глубины Н обработки почвы или свойств почвы, нару-
шается равновесие между усилием пружины 11 и силой F.
При увеличении силы F (в случае увеличения глубины Н об-
работки почвы) рычаг 12 поворачивается против часовой стрелки,
сжимая пружину 11, и перемещает золотник 6 в левую сторону.
Открывается отверстие А и напор масла по каналу В передается
РАБОЧЕЕ ОБОРУДОВАНИЕ
737
Рис. 11.9. Способы регулирования навесных орудий:
а - силовое; б - высотное; в - позиционное
738 Глава 11. ОСТОВ ТРАКТОРА И РАБОЧЕЕ ОБОРУДОВАНИЕ
в штоковую полость цилиндра 8, а поршневая полость по каналу Г
соединяется через отверстие Б (левое) со сливом. Движение порш-
ня через рычаг 9 и раскосы механизма навески вызывает подъем
орудия 10, возврат к первоначально действующему значению силы
F и глубине Н. При этом пружина 11, разжимаясь, поворачивает
рычаг 12 датчика силового регулятора по часовой стрелке, золот-
ник 6 смещается в правую сторону до первоначального положе-
ния, показанного на рисунке.
При уменьшении Rpe3, что свидетельствует об уменьшении
глубины обработки, система автоматически возвращает положение
орудия, соответствующее установленной трактористом глубине Н,
путем сообщения поршневой полости гидроцилиндра с напорной
магистралью.
Ручное управление установкой нужной глубины осуществля-
ется через рычаг 7, связанный тягой с корпусом силового регуля-
тора 5. При повороте рычага 7 против часовой стрелки (по знаку
"+") корпус 5, смещаясь в левую сторону, сообщает напорную ма-
гистраль через отверстие А с каналом Г и поршневой полостью
гидроцилиндра, что вызывает увеличение глубины обработки поч-
вы и, соответственно, силы F. Под ее действием рычаг 12 повора-
чивается против часовой стрелки, золотник 6 смещается влево и
устанавливается нейтральное положение силового регулятора, но
уже при большей глубине Н обработки.
К достоинствам силового регулирования можно отнести ав-
томатичность поддержания глубины обработки почвы тягового
усилия трактора и простоту установки трактористом необходимой
глубины Н. Недостатками являются: влияние физико-механи-
ческих свойств почвы на глубину почвообработки, возможность
управления только одним орудием, навешенным на основной (зад-
ний) механизм навески трактора, а также некоторая сложность
гидромеханической системы регулирования.
Как показал опыт, силовое регулирование применяется при
агрегатировании трактора с навесными плугами и работе по вы-
ровненным полям с однородными свойствами почвы.
РАБОЧЕЕ ОБОРУДОВАНИЕ
739
Высотное регулирование осуществляется за
счет установки на орудии регулируемого по высоте опорно-
копирующего колеса 5 (рис. 11.9, б).
Ручной привод 4 винтовой пары выполняет регулировку вер-
тикального положения колеса 5 и установку необходимой глубины
Н. В результате при движении по полю орудие копирует поверх-
ностный рельеф и тем самым обеспечивается постоянство Н. Так
как орудие связано с остовом 2 трактора механизмом навески, то
необходимая свобода их относительного вертикального переме-
щения обеспечивается "плавающим" режимом работы гидроци-
линдра 3.
Достоинствами высотного регулирования являются: простота,
возможность работы трактора с несколькими орудиями и приме-
нения этого способа с орудиями навесного и прицепного типов.
Недостатки: повышенное тяговое сопротивление орудия, обу-
словленное трением колеса на оси и потерями при его качении по
почве и снижение догружающего воздействия орудия на ведущие
колеса I трактора.
Высотное регулирование нашло очень широкое применение
при агрегатировании трактора с почвообрабатывающей, посевной
и другой техникой.
Позиционное регулирование (рис. 11.9, в)
обеспечивается определенным фиксированным положением ору-
дия (позиция) по отношению к трактору. Установка необходимой
глубины Н достигается действием гидроцилиндра 1, после чего он
переводится в нейтральный режим, на котором и осуществляется
движение МТА.
Достоинством этого способа является предельная простота,
так как орудие лишено всех средств регулирования, а на тракторе
на протяжении гона гидросистема работает только в одном режи-
ме. К недостаткам следует отнести влияние рельефа на постоянст-
во глубины обработки почвы, утечек в гидроцилиндре на положе-
ние орудия и переменные тягово-сцепные свойства трактора, вы-
званные изменяющейся по величине нормальной реакцией почвы
YK на ведущих колесах при движении по неровному рельефу поля.
740 Глава 11. ОСТОВ ТРАКТОРА И РАБОЧЕЕ ОБОРУДОВАНИЕ
Обычно в чистом виде позиционное регулирование применя-
ется при агрегатировании с трактором машин-орудий, выполняю-
щих операции, не требующие большой точности глубины обра-
ботки.
Комбинированное регулирование представ-
ляет комбинацию двух способов регулирования из трех вышепе-
речисленных с целью получения более высокого качества почво-
обработки, чем при использовании одного способа в чистом виде.
При высотно-силовом регулировании
почвообрабатывающее орудие оснащается опорными колесами,
обеспечивающими поддержание глубины, но в отличие от высот-
ного способа это осуществляется при меньшей нормальной реак-
ции почвы.
Высотно-позиционное регулирование
выполняется с орудием, у которого имеются опорные колеса, ог-
раничивающие вертикальное перемещение рабочих органов при
позиционном регулировании.
Позиционно-силовое регулирование вы-
полняется с орудием без опорных колес. Его положением управля-
ет через гидроцилиндр регулятор, получающий смешанный (в оп-
ределенной изменяемой пропорции) сигнал от силового и позици-
онного датчиков. Соотношением сигналов можно изменять регу-
лирование от чисто позиционного до чисто силового, что позволя-
ет улучшить качество почвообработки.
Обработка грунтов, выполняемая промышленными трактора-
ми, представляет рыхление грунта, его смещение в горизонталь-
ном (бульдозерная операция) или в вертикальном направлениях
(операции по рытью канав, траншей и т.п.).
При агрегатировании с навесными промышленными тяговыми
орудиями обычно используют высотный, позиционный и высотно-
позиционный способы регулирования.
Тягово-сцепные устройства - прицепные устройства. Для
агрегатирования с прицепными машинами-орудиями трактор ос-
нащается тягово-сцепными устройствами различных видов.
РАБОЧЕЕ ОБОРУДОВАНИЕ
741
Основные требования к этим устройствам, вытекающие из ус-
ловий их работы, следующие:
- универсальность по видам машин-орудий, подсоединяемых
к трактору;
- легкость, простота и надежность соединения;
- возможность регулирования точки прицепа по ширине трак-
тора, по высоте и в продольном направлении (зоны регулировки, а
также основные параметры тягово-сцепных устройств регламен-
тированы требованиями государственных и международных стан-
дартов);
- легкость и простота рассоединения;
- минимальный зазор в соединительных элементах;
- безопасность работы коммуникационных линий между
трактором и машиной: карданных валов и гидро-, пневмо- и элек-
троцепей.
По назначению тягово-сцепные устройства подразделяются на
три вида.
Тягово-сцепное устройство ТСУ-1 (тяговая вилка) рас-
полагается возможно ниже, но с обеспечением необходимого до-
рожного просвета и возможностью использования заднего ВОМ.
Оно должно обеспечивать передачу максимального тягового уси-
лия трактора в условиях резко изменяющихся нагрузок и необхо-
димую свободу подсоединенной машине при взаимных с тракто-
ром угловых перемещениях при движении по характерным для
условий работы МТА неровностям пути. Тягово-сцепное устрой-
ство ТСУ-1 служит для соединения с трактором разнообразных
прицепных машин и орудий.
Тягово-сцепное устройство ТСУ-2 (гид-
рофицированный крюк) предназначено для сцепки трактора с од-
ноосными машинами и одноосными прицепами с последующей их
буксировкой.
По высоте в рабочем положении его располагают ниже оси
ведущих колес трактора.
Управление процессом сцепки и расцепки должно выполнять-
ся трактористом из кабины с места водителя через гидравличес-
кую систему механизма навески.
742 Глава 11. ОСТОВ ТРАКТОРА И РАБОЧЕЕ ОБОРУДОВАНИЕ
Так как одноосные машины, соединенные с трактором, пере-
дают на сцепное устройство вертикальную нагрузку, то с целью
уменьшения ее влияния на устойчивость и управляемость трактора
стремятся ТСУ-2 - гидрофицированный крюк максимально
приблизить к оси ведущих колес.
Тягово-сцепное устройство ТСУ-3 (бук-
сирное устройство) предназначено для работы трактора на транс-
портных перевозках в агрегате с двухосными тракторными и авто-
мобильными прицепами.
В связи с тем, что транспортные скорости современных ко-
лесных тракторов достигают 35...40 км/ч (у некоторых тракторов
до 90 км/ч) к буксирным устройствам предъявляются дополни-
тельные требования:
- необходимость снижения динамических нагрузок в элемен-
тах тягово-сцепного узла;
- повышенная надежность соединения;
- стабилизация устойчивости движения тракторного транс-
портного агрегата.
Буксирным устройством и гидрофицированным крюком ос-
нащают тракторы, широко используемые для транспортных опе-
раций.
Кроме того, все тракторы имеют переднее тягово-сцепное уст-
ройство в виде крюка, вилки или иной подобной конструкции,
которое обеспечивает:
- буксировку неисправного трактора;
- пуск двигателя трактора методом его буксировки;
- образование шеренги сцепленных между собой тракторов
с целью буксировки особо тяжелых изделий (буровых установок,
участков сваренных в плети трубопроводов и т.п.).
Расчет тягово-сцепных устройств выпол-
няют на прочность для случая совместного действия предельной
вертикальной нагрузки и максимальной силы тяги.
Валы отбора мощности. Валом отбора мощности (ВОМ) на-
зывают выходной шлицованный вал, который на тракторе предна-
значен для привода в движение рабочих органов мобильных или
стационарных машин, агрегатируемых с трактором. ВОМ получа-
РАБОЧЕЕ ОБОРУДОВАНИЕ
743
ет вращательное движение (мощность) от главного сцепления или
одного из валов трансмиссии и ряда передающих звеньев (шесте-
рен, валов, соединительных муфт и др.) механизма отбора мощно-
сти вращательного движения или механизма привода ВОМ.
В соответствии с возможностями агрегатирования трактора и
необходимостью привода навешенных машин существуют ВОМ
заднего, фронтального, переднего (обычно у самоходных шасси) и
бокового расположений.
Заднее расположение ВОМ строго регламентировано в верти-
кальной и горизонтальной плоскостях, а также по расстоянию от
оси подвеса механизма навески.
К механизмам отбора мощности и, в том числе, к ВОМ предъ-
является ряд требований, которым они должны соответствовать:
- число ВОМ, их расположение, режимы вращения и количес-
тво скоростей должны полностью обеспечивать требования всего
комплекса агрегатируемых с трактором приводных (получающих
мощность через ВОМ) машин;
- механизм отбора мощности и, в том числе, хвостовик ВОМ
должен обеспечивать передачу номинальной эксплуатационной
мощности двигателя;
- конструкция механизма отбора мощности должна обеспечи-
вать простое и легкое переключение режимов и скоростей враще-
ния ВОМ с рабочего места тракториста, исключая самопроизволь-
ность этой операции;
- вся информация о работе ВОМ трактора (номер ВОМ, ре-
жим, частота вращения, направление вращения, уровень переда-
ваемой нагрузки) должна выводиться в легко читаемой форме на
пульт управления;
- конструкция механизма отбора мощности трактора должна
обеспечивать защиту ВОМ от перегрузок.
Кроме перечисленных, к механизмам отбора мощности сель-
скохозяйственных тракторов предъявляют ряд требований, обу-
словленных спецификой их работы.
Привод ВОМ должен обеспечивать возможность:
- последовательного разгона сначала рабочих органов машин,
а затем всего МТА;
744 Глава 11. ОСТОВ ТРАКТОРА И РАБОЧЕЕ ОБОРУДОВАНИЕ
- кратковременной остановки трактора без остановки рабочих
органов машин;
- переключения передач во время работы трактора без оста-
новки рабочих органов машин;
- включения и выключения рабочих органов машин без оста-
новки МТА.
По частоте вращения хвостовиков (режимам работы) ВОМ
делятся на вращающиеся с постоянной частотой (при постоянной
частоте вращения двигателя) и на ВОМ с частотой вращения, за-
висящей от скорости движения трактора, - синхронные.
Постоянная частота вращения ВОМ используется для привода
тех машин, у которых рабочие органы должны иметь постоянную
скорость, не зависящую от поступательной скорости МТА (убо-
рочные машины, машины по заготовке кормов, ротационные поч-
вообрабатывающие и др.). С целью оптимизации привода различ-
ных машин используются ВОМ с разной частотой вращения: 540;
750; 1000 и 1400 мин1. Наиболее часто на тракторы устанавлива-
ют ВОМ с частотами вращения хвостовиков 540 и 1000 мин1, что в
основном определяется требованиями со стороны агрегатируемых
с трактором машин.
Статистика показывает следующее.
Для тракторов с двигателем мощностью до 60 кВт применяют
двухскоростные задние ВОМ с частотами вращения хвостовиков
540 и 1000 мин'1, 540 и 750 мин1 или 750 и 1000 мин'1.
Тракторы с двигателем мощностью 60...95 кВт могут иметь
трехскоростные ВОМ с частотами вращения хвостовиков 540, 750
и 1000 мин'1, а иногда и четырехскоростные с частотами вращения
540, 750,1000 и 1400 мин'1.
Для тракторов с двигателем мощностью более 95 кВт приме-
няют задние двухскоростные ВОМ с частотами вращения хвосто-
виков 540 и 1000 мин'1 или 750 и 1000 мин'1.
Для тракторов с двигателем мощностью более 160 кВт чаще
применяют односкоростные ВОМ с частотой вращения хвостовика
1000 мин1.
С целью повышения топливной экономичности тракторы, ос-
нащенные двигателями постоянной мощности, могут эксплуатиро-
РАБОЧЕЕ ОБОРУДОВАНИЕ
745
ваться в так называемом "экономичном" режиме, т.е. при пони-
женной частоте вращения коленчатого вала. Частота вращения
хвостовика ВОМ должна соответствовать указанным выше вели-
чинам, что обеспечивается встраиванием в привод ВОМ соответ-
ствующих редукторов с передаточным числом, компенсирующим
снижение частоты вращения двигателя. Этому варианту вращения
ВОМ присваивается обычно индекс "Е". Поэтому трактор может
иметь ВОМ с частотой вращения хвостовика 540 и 540Е мин1.
В последнем случае указывается частота вращения хвостовика
ВОМ, соответствующая экономичному режиму работы двигателя.
Механизмы отбора мощности по возможности управления
ВОМ с постоянной частотой вращения, а следовательно ВОМ, де-
лятся на три вида: полностью зависимые, полностью независимые
и частично независимые.
Полностью зависимый ВОМ (рис. 11.10, а)
имеет привод (отбор мощности) от ведомого вала главного сцеп-
ления 2 или связанного с ним вала. Включение ВОМ осуществля-
ется с помощью подвижной зубчатой каретки 1 при неподвижном
тракторе. Легко представить, что такой ВОМ не удовлетворяет ни
одному из перечисленных выше специфических требований к ме-
ханизмам отбора мощности сельскохозяйственных тракторов, так
как нет возможности последовательного разгона элементов МТА,
нельзя остановить трактор без остановки рабочих органов приво-
димых от ВОМ машин, невозможно включать и выключать рабо-
чие органы машин на ходу МТА.
Полностью независимый ВОМ должен управ-
ляться независимо от поступательного движения МТА. Достигает-
ся это двумя вариантами исполнения привода ВОМ:
1) фрикционное сцепление 3 представляет двухпоточную
двойную с независимым управлением конструкцию, от второго
ведомого диска которой осуществляется привод независимого
ВОМ (рис. 11.10,6);
2) привод (рис. 11.10, в) выполняется от ведущих деталей
главного сцепления 2 (обычно от корпуса), а для управления ВОМ
в цепи привода устанавливается механизм 4 с фрикционным раз-
рывом потока мощности (фрикционное сцепление или планетар-
ный редуктор, управляемый двумя тормозами).
746 Глава 11. ОСТОВ ТРАКТОРА И РАБОЧЕЕ ОБОРУДОВАНИЕ
Рис. 11.10. Схемы приводов ВОМ:
1 - подвижная каретка; 2 - главное сцепление; 3 - двойное сцепление;
4 - сцепление привода ВОМ; 5 - вторичный вал коробки передач;
6 - зубчатая муфта; 7 - планетарный ряд; 8 - зубчатый венец; 9 - вал;
10 - колесо с зубчатым венцом; 11 - зубчатая муфта
РАБОЧЕЕ ОБОРУДОВАНИЕ
747
Частично независимый ВОМ получает привод
от второго диска двойного с последовательным управлением
фрикционного сцепления 3 (рис 11.10, б). При его выключении
сначала разрывается поток мощности, идущий на ходовую систе-
му, а при дальнейшем нажатии на педаль управления разрывается
поток мощности, идущий на ВОМ. При включении сцепления про-
цесс протекает в обратной последовательности. Поэтому здесь не-
возможно на ходу движения МТА включать и выключать ВОМ
(рабочие органы машины). Остальные требования частично неза-
висимый ВОМ выполняет полностью.
Иногда используют схему (рис. 11.10, г), когда в трансмиссии
трактора устанавливают последовательно два однопоточных пос-
тоянно замкнутых сцепления 2 и 4, управление которыми осущест-
вляется последовательно через общий привод. При нажатии на пе-
даль управления сцеплениями 2 и 4 сначала выключается главное
фрикционное сцепление 2, а затем фрикционное сцепление 4 при-
вода ВОМ. При отпускании педали включение сцеплений 2 и 4
осуществляется в обратной последовательности.
Такая схема привода ВОМ применяется весьма ограниченно и
только на колесных универсально-пропашных тракторах.
Наибольшее распространение на тракторах класса 0,6...2 по-
лучили полностью независимые ВОМ, как наиболее полно соот-
ветствующие условиям работы.
Полностью зависимые ВОМ на колесных тракторах не приме-
няются, но используются на гусеничных тракторах, так как воз-
можности ВОМ расширяются из-за специфики трогания гусенич-
ных тракторов не только путем включения главного сцепления, но
и замыканием одновременно левого и правого механизмов пово-
рота (многодисковых фрикционных муфт поворота или планетар-
ных механизмов). Поэтому одно из важнейших требований к при-
воду ВОМ - ступенчатый разгон элементов МТА выполняется пу-
тем замыкания сначала кинематической цепи ВОМ (включение
главного сцепления при выключенных механизмах поворота),
а затем кинематической цепи привода ходовой системы трактора
(замыкание механизмов поворота).
748 Глава 11. ОСТОВ ТРАКТОРА И РАБОЧЕЕ ОБОРУДОВАНИЕ
При необходимости гусеничные тракторы оснащаются полно-
стью независимыми ВОМ.
Синхронный ВОМ применяется в том случае, когда
МТА должен выполнять определенное число операций на задан-
ном пути движения, что свойственно работе сеялок, сажалок,
удобрителей и др. Через синхронный ВОМ получает движение хо-
довая система активных прицепов.
Привод синхронного ВОМ выполняется от той части трансмис-
сии, передаточное число которой до ходовой системы остается неиз-
менным и неразрываемым. Чаще всего отбор мощности берется от
вторичного вала 5 коробки передач (рис. 11.10, д) или от шестерен
постоянно связанных с ним. Включение и выключение синхронного
ВОМ осуществляется при неподвижном тракторе с помощью
зубчатой муфты 6.
Общепринятая частота вращения синхронного ВОМ 3,3...
3,5 оборота на 1 м пути.
Обычно синхронные ВОМ устанавливаются на тракторах
класса 0,6...2.
Конструктивно механизм отбора мощности выполняется так
(рис. 11.10, е), чтобы хвостовик заднего ВОМ мог вращаться с пе-
реключаемыми режимами и частотами. Такой ВОМ (двухрежим-
ный) является комбинированным.
На схеме (рис. 11.10, е) ВОМ может работать и как полностью
независимый двухскоростной и как синхронный.
Для обеспечения работы ВОМ в независимом режиме зубча-
тую муфту 6 вводят в зацепление с зубчатым венцом 8 вала 9,
а включение заданного скоростного режима осуществляется с по-
мощью зубчатой муфты 11 и тормоза Т2 планетарного ряда 7.
Тормоз 7\ служит для остановки хвостовика ВОМ после выклю-
чения тормоза Тг.
Работа ВОМ в синхронном режиме осуществляется путем со-
единения зубчатой муфты 6 с зубчатым венцом колеса 10, связан-
ного со вторичным валом коробки передач, и включением Тг
планетарного ряда 7.
РАБОЧЕЕ ОБОРУДОВАНИЕ
749
Процесс переключения современных ВОМ осуществляется
разными способами. Наряду с обычным механическим все боль-
шее распространение получает электрогидравлическое управле-
ние, когда многодисковое непостоянно замкнутое фрикционное
сцепление с гидроподжатием в цепи привода ВОМ замыкается
(размыкается) потоком масла от распределителя, управляемого
электроприводом.
Управление ВОМ, таким образом, производится путем нажа-
тия трактористом на соответствующую кнопку, установленную на
пульте или на многофункциональном рычаге управления.
Часть тракторов оснащается фронтальными ВОМ, управляю-
щими приводом рабочих органов фронтально навешенных машин.
В этом случае фронтальный ВОМ может быть кинематически свя-
зан с приводом заднего ВОМ. Он может получать движение от
носка коленчатого вала двигателя через понижающий редуктор и
управляющее сцепление. Как правило, фронтальный ВОМ являет-
ся односкоростным, полностью независимым, с частотой враще-
ния хвостовика 1000 мин1.
Боковые ВОМ устанавливаются на те тракторы, с которыми
агрегатируются машины в боковой навеске. Как было отмечено
выше, этот вид навески типичен для универсально-пропашных ко-
лесных тракторов тягового класса 0,6...2. Поэтому именно эта
группа тракторов имеет наиболее разветвленную и многофунк-
циональную систему ВОМ.
Все промышленные тракторы оснащаются ВОМ. Их количе-
ство, расположение и частота вращения зависят от назначения
трактора, специфики агрегатируемых с ним машин-орудий, мощ-
ности двигателя и особенностей трансмиссии.
На трелевочных и мелиоративных тракторах применяют зави-
симые и независимые ВОМ заднего расположения, а на лесохозяй-
ственных - задний и фронтальный ВОМ независимого типа.
Расчет деталей ВОМ на прочность производится
по максимальному крутящему моменту двигателя, а на сопротив-
ление усталости - из условия его использования в пределах
20.. .30 % общего времени работы трактора.
750 Глава 11. ОСТОВ ТРАКТОРА И РАБОЧЕЕ ОБОРУДОВАНИЕ
Приводные шкивы являются дополнительным оборудовани-
ем, устанавливаемым на тракторах только по заказу для привода
стационарных машин с помощью ременной передачи. Приводные
шкивы представляют собой отдельный агрегат, состоящий из ре-
дуктора и шкива, и монтируемый на корпусе трансмиссии сбоку
или сзади на колесных тракторах, и только сзади на гусеничных
тракторах таким образом, чтобы ось шкива была перпендикулярна
к продольной оси трактора.
Привод редуктора приводного шкива осуществляется обычно
от ВОМ трактора. Регламентируемыми параметрами и размерами
приводного шкива являются окружная скорость ремня, диаметр и
ширина обода шкива. Рассчитываются приводные шкивы на пере-
дачу полной мощности двигателя. В настоящее время приводные
шкивы практически вышли из употребления на тракторах.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Анилович В.Я., Водолажченко Ю.Т. Конструирование и расчет
сельскохозяйственных тракторов: Справочник. М.: Машиностроение,
1976. 455 с.
2. Барский И.Б. Конструирование и расчет тракторов. М.: Машино-
строение, 1980. 335 с.
3. Волков Ю.П., Ролле В.Е., Самойлов А. Д. Ходовая часть транс-
портных гусеничных машин. Часть 1. Гусеничный движитель. СПб.,
1995. 114 с.
4. Гусеничные транспортеры-тягачи / Под ред. В.Ф. Платонова. М.:
Машиностроение, 1978. 352 с.
5. Конструкция и расчет танков и БМП / Под общ. ред.
В.А. Чобитка. М.: Военное издательство, 1984. 375 с.
6. Красненьков В. И., Вашец А.Д. Проектирование планетарных
механизмов транспортных машин. М.: Машиностроение, 1986. 272 с.
7. Лукин П.П., Гаспарянц Г.А., Родионов В.Ф. Конструирование и
расчет автомобиля. М.: Машиностроение. 1984. 376 с.
8. Машиностроение. Энциклопедия. Колесные и гусеничные ма-
шины. Т. IV-15/ В.Ф. Платонов, В.С. Азаев, Е.Б. Александров и др.; под
общ. ред. В.Ф. Платонова. М.: Машиностроение, 1997. 688 с.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
751
9. Машиностроение. Энциклопедия. Строительные, дорожные и
коммунальные машины. Оборудование для производства строительных
материалов. Т. IV-9 / И.П. Ксеневич, Л.А. Волков, Т.Н. Карасев и др.; под
общ. ред. И.П. Ксеневича. М.: Машиностроение, 2005. 736 с.
10. Осепчугов В.В., Фрумкин А.К. Автомобиль: Анализ конструк-
ций, элементы расчета. М.: Машиностроение, 1989. 304 с.
11. Планетарные коробки передач / В.М. Шарипов, Л.Н. Крум-
больдт, А.П. Маринкин, Е.Л. Рыбин; под ред. В.М. Ша-рипова. М: МГТУ
"МАМИ”, 2000. 137 с.
12. Проектирование полноприводных колесных машин: В 2 т. Т. 1 /
Под общ. ред. А.А. Полунгяна. М.: МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1999. 488 с.
13. Проектирование полноприводных колесных машин: В 2 т. Т. 2 /
Под общ. ред. А. А. Полунгяна. М.: МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2000. 640 с.
14. Проектирование трансмиссий автомобилей/ Под общ. ред.
А.И. Гришкевича. М.: Машиностроение, 1984. 272 с.
15. Расчет и конструирование гусеничных машин/ Под ред.
Н.А. Носова. Л.: Машиностроение, 1972. 425 с.
16. Сергеев Л.В., Кадобнов В.В. Гидромеханические трансмиссии
быстроходных гусеничных машин. М.: Машиностроение, 1980. 200 с.
17. Сцепления транспортных и тяговых машин/ Под ред. Ф.Р. Гек-
кера, В.М. Шарипова, Г.М. Щеренкова. М.: Машиностроение, 1989.
334 с.
18. Тракторы. Проектирование, конструирование и расчет/ Под ред.
И.П. Ксеневича. М.: Машиностроение, 1996. 479 с.
19. Тракторы: Теория: Учебник для студентов вузов по специаль-
ности ’’Автомобили и тракторы”/ В.В Гуськов, Н.Н. Велев, Ю. Е. Атама-
нов и др.; под общ. ред. В.В. Гуськова. М.: Машиностроение, 1988. 376 с.
20. Трансмиссии тракторов / К.Я. Львовский, Ф.А. Черпак,
И.Н. Серебряков, Н.А. Щельцын. М.: Машиностроение, 1976. 280 с.
21. Шарипов В. М. Проектирование механических, гидромеханиче-
ских и гидрообъемных передач тракторов. М: МГТУ "МАМИ", 2002.
300 с.
Учебное издание
Шарипов Валерий Михайлович
КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ ТРАКТОРОВ
Редакторы: О.Н. Забузов, Т.В. Парайская
Художественный редактор Н.А. Свиридова
Технический редактор Г.Ю. Корабельникова
Корректор М.Я. Барская
Сдано в набор 15.08.2008 г. Подписано в печать 17.03.2009 г.
Формат 60x88 Бумага офсетная. Гарнитура Times New Roman.
Печать офсетная. Усл. печ. л. 46,06. Уч.-изд. л. 45,63.
Тираж 1000 экз. Заказ 423.
ООО ’’Издательство Машиностроение”,
107076, Москва, Стромынский пер., 4.
www.mashin.ru
Отпечатано в ГУП ППП "Типография "Наука” РАН,
121099, Москва, Шубинский пер., 6