Конструкция подвески специального транспортного средства

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 3.1 Классификация подвесок ТС

Такое упруго-шарнирное соединение исключает передачу от колес на несущую конструкцию высокочастотных вибраций и ударов, а также обеспечивает требуемую долговечность шарнирного соединения.

Такие схемы обеспечивают хорошие компоновочные возможности, снижают неподрессоренные массы и позволяют использовать упругие элементы с унифицированной конструкцией независимой подвески. На рис. 3 показана работа подвесок с гидравлическим и балочным балансирами, применяемых на большегрузных ТС и многоосных платформах. В конструкции подвески с гидравлическим балансиром (рис.3.3, а) при движении колес по неровностям происходит перетекание жидкости из одного цилиндра подвески в другой в зависимости от относительного положения колес. При этом нагрузка, распределяемая по колесам, сохраняется неизменной, как и уровень несущей конструкции относительно дороги. В подвесках с гидравлическим балансиром обычно применяется регулирование положения погрузочной высоты платформы относительно дороги путем изменения количества жидкости в надпоршневой полости цилиндра. Применение балансирной подвески снижает вертикальные перемещения несущей конструкции в два раза по сравнению с высотой преодолеваемой колесами неровности при неизменной нагрузке Р на колесах.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 3.2 Типы подвесок

При увеличении числа колес возможности использования подвесок с многократной балансирной связью колес и их групп попарно ограничиваются, так как габаритные размеры и масса подвески существенно возрастают, а конструкция усложняется.

Широко используемое понятие зависимой подвески на автомобильном транспорте получила подвеска, отличающаяся наличием жесткой балки (моста), связывающей оси левого и правого колес, вследствие чего вертикальные и поперечные перемещения одного колеса передаются другому. Основными преимуществами зависимой подвески являются простота конструкции, малая стоимость и удобство обслуживания, особенно при использовании резиновых шарниров, исключающих необходимость в смазывании. При движении на поворотах уменьшается изнашивание шин, так как крен испытывает подрессоренная часть, а не колеса.

Недостатком зависимой подвески, особенно ведущих колес, является большая масса неподрессоренных частей. При использовании зависимой подвески на управляемых колесах появляется дополнительно ряд недостатков, которые усугубляются с увеличением хода колес, в частности, наклон и колебания колес при переезде неровностей. К недостаткам зависимой подвески относятся также затруднение компоновки, невозможность обеспечения точной кинематики подвески и рулевого управления. При повышенных требованиях к плавности хода от зависимой подвески для управляемых колес, как правило, отказываются. Она не применяется и для многоопорных транспортных машин, где необходимо иметь управляемые колеса и их значительные вертикальные хода. Однако применяется зависимая короткая поперечная связь колес в схемах колесных стоек и подкатных бортовых тележек большегрузных автопоездов.

При независимой подвеске отсутствуют непосредственная кинематическая связь между колесами и соответственно влияние колес друг на друга. В зависимости от того, в какой плоскости перемещается колесо при его подъеме (опускании), различают независимые подвески с перемещением колеса в поперечной, продольной и одновременно в обеих плоскостях. В независимых подвесках каждого из этих типов колесо может быть связано с рамой одним или несколькими рычагами. Направляющее устройство подвески определяет возможные смещения колеса, сопровождающие его вертикальные перемещения. От типа направляющего устройства зависят также перемещения карданных валов ведущих колес, кинематика рулевого управления и компоновочные характеристики ТС.



Рисунок 3.3. Схема работы подвески с гидравлическим (а) и балочным (б) балансирами:

1 -- гидроцилиндр; 2 -- поршень; 3 -- гидропривод балансирной связи; 4 -- колесо; 5 -- рычаг подвески; 6 -- балансир; 7 -- колесо; Р -- нагрузка на колесо; Р/2 -- реакция опорной поверхности; AZ-- перемещение колеса

Однорычажные подвески характерны тем, что вертикальные перемещения колес сопровождаются наклоном их в плоскости качания рычага или смещением вдоль оси. Преимуществом однорычажных подвесок перед двухрычажными является простота конструкции, меньший вес и меньшее число шарниров. Однако при использовании однорычажных подвесок для управляемых колес существенно искажается кинематика поворота колес, что ограничивает применение таких подвесок. К недостаткам продольно расположенных рычагов относятся: положение центра крена у поверхности дороги, трудность обеспечения жесткости рычага при передаче поперечных нагрузок, а для управляемых колес, кроме того, изменение продольного наклона шкворня. Одним из способов устранения перечисленных недостатков является переход к однорычажным подвескам, у которых ось качания рычагов расположена под углом к продольной оси автомобиля, и колеса могут перемещаться как в поперечной, так и в продольной плоскостях. Однако указанные подвески не нашли широкого распространения на большегрузных транспортных средствах.

Подвеска колес в колесной стойке (рис.3.4) и бортовой тележке -- независимая, рычажно-балансирная, с пневмогидравлическими упругими элементами 1.

Рисунок 3.4 Колесная стойка

3.3 Подвески с регулируемой упругой характеристикой.

Для повышения плавности хода ТС в широком диапазоне эксплуатационных условий и изменения при необходимости габаритной высоты или дорожного просвета вводится регулирование упругой характеристики подвески. В зависимости от типа дороги, характера неровностей, нагрузки на колесо и режима движения из множества характеристик подвески выбирается одна -- оптимальная для данных условий движения. Выбор требуемой характеристики осуществляется с помощью автоматической или ручной системы регулирования.

Наиболее удобной подвеской с точки зрения регулирования ее характеристик является подвеска с пневмогидравлическим упругим элементом. При этом регулирование может проводиться как с изменением массы газа, так и при постоянной массе газа, но с изменением объема жидкости, передающей усилие на газ при деформации упругого элемента. При необходимости блокирования подвески изменением массы газа и жидкости в пневмогидравли-ческом элементе создается жесткая связь между колесом и несущей системой ТС. Однако характеристику (жесткость) подвески регулируют прежде всего для обеспечения высокой плавности хода ТС.

Стабилизация хода подвески путем изменения массы газа (рис. 3.5) заключается в обеспечении постоянства статического и динамического ходов подвески (соответственно стабилизация частоты собственных колебаний) при изменении подрессоренной массы в широких пределах. Рама 7 (рис.3.5,а) через пневмогидравлический упругий элемент 8 и рычаги направляющего устройства подвески 10 опирается на ось колеса 9. Верхний рычаг направляющего устройства 10 упругой тягой 6 соединен с рычажно-кулачковым механизмом 2. Кулачковый механизм передает движение на толкатель 4, который, перемещаясь в одну или другую сторону, взаимодействует с клапаном 3 или 5, тем самым соединяет газовую полость упругого элемента либо с газовым подпиточным баллоном 1, либо с атмосферой. При увеличении нагрузки объем газа в полости упругого элемента и соответственно его высота уменьшаются, рама 7 опускается относительно оси колеса, кулачковый механизм 2 перемещает толкатель влево и открывает клапан 3, подключая полость упругого элемента к подпиточному баллону 1. Уменьшение нагрузки приводит к перемещению толкателя 2 вправо, разъединению клапаном 3 газовых полостей упругого элемента и подпиточного баллона и открытию клапана 5. При этом часть газа из газовой полости упругого элемента уходит в атмосферу.

Рисунок 3.5 Подвеска с регулированием упругой характеристики изменением массы газа

Таким образом, при изменении нагрузки обеспечивается постоянство объема газа в полости упругого элемента и соответственно статического хода подвески.

Положение подрессоренной части путем изменения объема жидкости стабилизируется при постоянной массе газа. Для сохранения постоянства расстояния подрессоренной части (или его изменения) относительно поверхности дороги при изменении статической нагрузки РСт с сохранением неизменной характеристики подвески используется система регулирования объема жидкости в пневмогидравлическом упругом элементе (рис. 3.6). Рама 5 через подвеску с упругим элементом соединена с осью колеса 7. Верхний рычаг подвески 8 посредством упругой связи и рычага 9 соединен с золотником 3, расположенным в корпусе гидравлического регулятора 4. Торцевые полости золотника сообщаются калиброванным дросселем, демпфирующим колебания плунжера золотника. Источником гидравлической энергии является насос 1. При увеличении нагрузки на упругий элемент 6 возрастает давление и уменьшается объем газа, соответственно уменьшается расстояние между осью колеса и рамой. При этом поворачивается рычаг 2, перемещая золотник 3 регулятора перемещения 4 вниз, нагнетающая магистраль насоса 1 соединяется с жидкостной полостью упругого элемента. Жидкость поступает в упругий элемент до тех пор, пока не восстановится первоначальное положение подрессоренной части, на которое настроен регулятор положения. При уменьшении нагрузки золотник перемешается вверх, жидкость из полости упругого элемента перетекает в бак и рама 5 опускается до заданного положения. Для исключения влияния динамического изменения перемещения поршня упругого элемента при колебаниях агрегата на неровной дороге торцевые полости золотника 3 заполнены жидкостью и закрыты упругими диафрагмами 10.

При регулировании положения подрессоренной массы путем изменения объема жидкости в упругом элементе масса газа остается неизменной, но изменяются начальный объем газа и давление, в результате чего упругая характеристика сдвигается параллельно вдоль оси абсцисс относительно первоначальной в одну или другую сторону. Например, при увеличении нагрузки характеристика упругого элемента смещается влево, а при уменьшении -- вправо.

В системе регулирования давления пневмогидравлического упругого элемента могут использоваться шестеренчатые и плунжерные насосы с различ ными устройствами автоматического поддержания давления жидкости в системе.



Рисунок 3.5 Подвеска с регулированием положения подрессоренной массы

3.4 Упругие устройства подвески

Упругое устройство создает необходимый частотный диапазон колебаний подрессоренной части ТС, т.е. оказывает основное влияние на передаточную функцию подвески. Следовательно, основой проектирования подвески является выбор (создание) упругого элемента с требуемой характеристикой. Одним из основных параметров упругого устройства является жесткость -- отношение силы, действующей на упругий элемент, к его деформации под воздействием этой силы. Жесткость упругого устройства определяется по упругой характеристике -- зависимости изменения вертикальной нагрузки Р на упругий элемент от его деформации S. Упругая характеристика подвески может быть линейной (жесткость постоянная) или нелинейной (жесткость зависит от деформации). При постоянной жесткости упругого элемента собственная частота колебаний подрессоренной части зависит от изменения нагрузки и высокая плавность хода может быть достигнута только для ТС определенной массы. Упругий элемент с переменной жесткостью, изменяющейся пропорционально изменению нагрузки, обеспечивает постоянство собственной частоты колебаний, следовательно, высокая плавность хода достигается для ТС в широком диапазоне изменения его массы.

Упругое устройство подвески состоит из одного или нескольких упругих элементов, выполненных из различных материалов, обладающих упругими свойствами. Такими элементами могут быть металлические и неметаллические конструкции. Металлические упругие элементы выполняются обычно в виде листовых рессор, спиральных пружин и торсионов. Неметаллическими упругими элементами являются различные полимеры (в том числе и резина), а также газы и жидкости, заключенные в замкнутый объем. Классификация упругих элементов, используемых в подвесках ТС, представлена на рис. 3.6.

Листовые рессоры имеют наибольшее распространение в зависимых подвесках ТС и отличаются тем, что могут выполнять функции всех устройств подвески: упругого, направляющего и гасящего. Такие рессорные подвески отличаются простотой, надежностью и низкой стоимостью. Однако при невысокой энергоемкости они имеют большие габаритные размеры, массу (наиболее тяжелые из всех металлических упругих элементов) и недостаточную долговечность. Рессоры имеют большое межлистовое трение, что в ряде случаев при малых перемещениях колеса приводит к блокировке (выключению) рессор. Несмотря на применяемые технологические и конструктивные мероприятия по уменьшению количества листов, подвески с листовыми рессорами не нашли широкого применения в большегрузных ТС.

Пружины по сравнению с листовыми рессорами имеют ряд преимуществ: большие удельная энергоемкость и долговечность, малая масса, более простое изготовление, нет необходимости в обслуживании. Однако, при высокой энергоемкости они имеют очень небольшую деформацию. Для достижения упругой характеристики, позволяющей добиться высокой плавности хода, значительно усложняется конструкция пружин (бочкообразная форма, переменные сечения витков) и технология изготовления. Поэтому в подвеске колес большегрузных ТС применяются ограниченно.

Торсионы по расположению могут быть продольные и поперечные, а для достижения малой жесткости они должны иметь большую длину (1,5--2 м). Благодаря большому углу закручивания торсиона (35-56°) подвеска имеет большой рабочий ход. Торсионы, по сравнению с пружинами, несколько сложнее в изготовлении, особенно с точки зрения достижения высокой энергоемкости, менее удобны в компоновке при управляемых колесах, валы боятся царапин -- возможных причин усталостных разрушений. Торсионные подвески требуют мощных амортизаторов. Торсионы изготавливают из высококачественной стали (45ХНМФА и 60С2А), и для повышения усталостной прочности их поверхности подвергаются накатке роликом. Большая длина торсионов обусловливает появление изгибающих нагрузок, воздействие которых уменьшается применением упругих опор и торсионов с несколько пониженным (на 10--15%) напряжением на кручение.

Как у пружин, так и у торсионов внутреннее трение практически не влияет на упругую характеристику. Кроме того, все металлические упругие элементы (листовые рессоры, пружины и торсионы) имеют линейную, а при компоновке нескольких упругих элементов -- кусочно-линейную характеристику, ограничивающую возможности достижения высокой плавности хода.

К неметаллическим упругим элементам относятся резиновые, пневматические (пневмогидравлические) и гидравлические элементы, имеющие нелинейную упругую характеристику.

На ТС большой грузоподъемности с повышенными требованиями к плавности хода и необходимостью регулировать упругую характеристику и положение подрессоренной массы по высоте, получили большое распространение упругие элементы, использующие свойства газа и жидкости при их деформации в замкнутом объеме.



Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 3.6 Классификация упругих элементов подвески колес

Пневматические упругие элементы построены на упругих свойствах газа, заключенного в эластичную деформируемую оболочку. Однако, учитывая, что современные технологии пока не позволяют создать высокопрочные эластичные полимерные оболочки высокого давления (более 2,5 МПа), пневматические упругие элементы применяются в подвесках ТС небольшой грузоподъемности.

Наиболее полно требованиям, предъявляемым к подвескам с учетом особенностей большегрузных ТС, условий эксплуатации и производства, удовлетворяют гидропневматические подвески, имеющие нелинейную упругую характеристику, в состав которых входят поршневые пневмогидравлические телескопические упругие элементы. В отличие от чисто пневматических упругих элементов, пневмогидравлические выполняются на высокое рабочее давление, благодаря чему обладают большой энергоемкостью, малой массой, рациональной упругой характеристикой и хорошими компоновочными параметрами.

Простейший пневмогидравлический упругий элемент (ПГУЭ) представляет собой телескопический цилиндр 3 (рис.3.7), в котором перемещается поршень 4. Пространство над поршнем заполнено газом. Поршень уплотняется в цилиндре V-образной резиновой манжетой. Цилиндр сверху закрыт крышкой 7, одновременно являющейся верхней опорой упругого элемента. На крышке установлен клапан, который предназначен для зарядки полости сжатым газом. Для улучшения уплотнения газовой полости и смазывания трущихся поверхностей, между газом и поршнем вводится слой жидкости. Учитывая возможность растворения газа в жидкости и образование эмульсии при их механическом перемешивании, при котором изменяется количество активного газа, газовая и жидкостная полости разобщаются разделительными эластичной диафрагмой 2 (рис.3.7, а) или плавающим разделительным поршнем 7 (рис.3.8,б). Нижняя часть цилиндра закрыта крышкой, ограничивающей ход поршня. На ряде упругих элементов в нижнюю крышку цилиндра для увеличения динамической емкости при отбое и сжатии встраиваются резиновые буфера 8. Общей особенностью ПГУЭ является возможность получения различных упругих характеристик путем изменения начальных параметров состояния газа или объема жидкости. Отличительной особенностью упругих элементов, рабочее тело у которых -- газ, является наличие двух характеристик, соответствующих очень медленному (статическая характеристика) и быстрому (динамическая характеристика) изменению состояния газа.

Известные конструкции ПГУЭ делятся по принципу действия на две большие группы: одностороннего действия (с одной и несколькими ступенями давления) и двухстороннего действия (с противодавлением).



Рисунок 3.8 Устройство одноступенчатых ПГУЭ

А а - с разделительной диафрагмой; б - с разделительным поршнем; 1 - верхняя опора; 2 - диафрагма; 3 - цилиндр; 4 - поршень; 5 - чехол; 6 - опорная пята; 7 - разделительный поршень; 8 - резиновые буфера; 9 - сферический шарнир

Пневмогидравлические упругие элементы одностороннего действия отличаются простотой конструкции и низкой стоимостью изготовления. На ТС, эксплуатация которых связана со значительным изменением статической нагрузки, устанавливаются ПГУЭ двухстороннего действия. При этом упругие элементы выполняются либо с камерой противодавления в подпоршне-вой полости, либо в концентрически расположенном цилиндре с внешней стороны основного цилиндра ПГУЭ. Давление газа в камере противодавления может превосходить заправочное давление в основной полости. Разность давлений в полостях определяется при расчете и построении упругой характеристики. Пневмогидравлические упругие элементы с камерой противодавления Б (рис. 3.9) имеют оптимальную форму упругой характеристики, однако их конструкция существенно усложняется.

Основными элементами конструкции являются: замкнутый цилиндр 1, поршень 2, уплотнительные узлы 3, камеры противодавления Б и основной камеры А, клапаны 4 заправки газом и жидкостью камер, устройства дросселирования жидкости 5.

В основной камере А жидкость передает давление при движении поршня 2 на газ либо через разделитель, либо непосредственно; в камере противодавления Б жидкость заполняет полость частично, контактируя с газом, находящимся в подпоршневом пространстве. При сжатии ПГУЭ поршень 2 перемещается по цилиндру 7 вверх, газ в основной камере А сжимается, а газ в камере Б противодавления, находящийся в сжатом состоянии, расширяется, жидкость вытесняется из полости противодавления через дроссели 5 в кольцевую подпоршневую полость. При отбое поршень 2 перемещается вниз (газ в основной полости расширяется) и перемещает жидкость из подпоршневой полости (через дроссели 5) в основную полость, сжимая газ в полости противодавления.

Рисунок 3.9 Устройство ПГУЭ с противодавлением.

а - с диафрагменным разделителем; б - без разделителя полостей

Таким образом работа газа в основной полости и полости противодавления происходит в противофазе, обеспечивая жесткую характеристику в крайних положениях поршня и мягкую в средней части -- зоне действия статической нагрузки. Рациональным развитием конструкции ПГУЭ одностороннего действия является установка в ней дополнительных упругих элементов, включаемых в работу в определенные периоды конца хода поршня при сжатии или отбое. Например, резиновые кольца или буфера 8, установленные в нижней части цилиндра и работающие на сжатие при взаимодействии с нижним или верхним поршневыми отбойниками. Конструкция таких упругих элементов является простой и обеспечивает удовлетворительную форму упругой характеристики.

В ПГУЭ в качестве рабочей жидкости применяют гидравлическое масло МГЕ-1ОА, а в качестве газа -- технический газообразный азот. Дополнительные упругие элементы выполняются из резины ИРП2016; для уплотнений поршневой группы используется резина ИРП 2035, для диафрагм -- резина ИРП 2025.

В отличие от металлических упругих элементов, имеющих стабильную линейную упругую характеристику, ПГУЭ имеют упругую характеристику, изменяющуюся в зависимости от характера нагружения, изменения массы и температуры газа. Особое влияние оказывают утечки жидкости через уплотнения поршня, при которых изменяется масса газа (увеличивается первоначальный объем и снижается заправочное давление газа), что может привести не только к изменению упругой характеристики подвески, но и к ее блокировке.

Для поддержания стабильной упругой характеристики в конструкцию ПГУЭ вводятся дополнительные устройства, позволяющие компенсировать утечки жидкости через уплотнения. Указанные устройства делятся на три основные типа: с замкнутым кругом циркуляции, обеспечивающие частичный возврат вытекающей жидкости за счет установки в упругом элементе специального насоса (как правило, плунжерного); автоматического пополнения объема жидкости и компенсации утечек за счет установки дополнительного аккумулятора с системой клапанов; для периодической дозированной дозаправки жидкостью и газом при техническом обслуживании (ТО).

4 КОНСТРУКТОРСКИЙ РАЗДЕЛ

4.1 Компоновочная схема автомобиля большой грузоподъемности

Согласно теме курсового проекта необходимо предложить компоновочную схему подвески автомобиля для перевозки крупногабаритных и тяжелых грузов.

Анализ современных тенденций развития транспортного машиностроения показывает, что для перевозки крупногабаритных грузов наиболее целесообразно использовать модульную конструкцию: это способность изменять рабочую геометрию транспортного средства в зависимости от габаритной величины груза.

Второе решение при выборе конструктивных особенностей специального транспортного средства касается трансмиссии. В случае применения модульной конструкции единственными способами передачи тяговой силы являются:

- гидравлические объемные передачи;

- электрические передачи.

В курсовом проекте принято решение использовать ГОП обладающие рядом преимуществ:

- бесступенчатое изменение крутящего момента в широком диапазоне;

- стабильная работа двигателя в зоне оптимального режима;

- возможность торможения ГОП;

- реверсивность;

- устойчивость работы гидромотора при малых частотах вращения вала;

- простота предохранения двигателя от перегрузок.



Рисунок 4.1 Компоновочная схема СТС для перевозки крупногабаритных и тяжелых грузов

Выбор агрегатов ГОП рассматривается по схеме насос регулируемый, а гидромотор не регулируемый, при этом гоп закрытого типа.

Проведем выбор агрегатов ГОП.

- Определяют максимальный Ммmax и минимальный MMmin потребные крутящие моменты на валу гидромотора и соответственно максимальную nMmах и минимальную nMmin частоту вращения его вала.

При этом как правило при применении аксиально-поршневого гидромотора в механизм привода необходимо включать редуктор с целью увеличения крутящего момента на ведущем колесе и снижения скорости вращения.

Рисунок 4.2 Колесная стойка с встроенным гидромотором и бортовым редуктором

Максимальный крутящий момент определяется для данных транспортных средств по условию сцепления с дорожным полотном и максимальной тяговой силы в пятне контакта.

, (4.1)

где - Gk - вес приходящиеся на один колесный модуль, 5000кг;

Ц ц - 0.8 коэффициент сцепления с дорожным покрытием;

rk - радиус колеса, 0,6м.

Учитывая что скорость транспортного средства не превышает 40км/ч, что приблизительно составляет 6 об. колеса в с.

- Максимальный крутящий момент в моторе, создаваемый рабочей жидкостью;

, (4.2)

где - - передаточное число колесного модуля на этапе мотор-редуктор - колесо;

При расчетах можно принимать, что гидромеханический КПД гидромотора зMM = зMH = 0,96…0,97.

- Объемная постоянная гидромотора

, (4.3)

где ?pmax = pmax - pВП. Максимальное давление нагнетания pmax в выполненных агрегатах доводят до 28…46 МПа. Давление впуска или выпуска pВП чаще всего лежит в пределах 0,15…2,5 МПа. Принимаем 42 2 МПа соответственно

- Минимальный расход рабочей жидкости через гидромотор при максимальном давлении нагнетания

, (4.4)

для аксиально - поршневых гидромашин зОМ = зОН = 0,96…0,97;

Для аксиально - поршневых гидромашин зОМ = зОН = 0,96…0,97, а для.

- Мощность развиваемая гидромотором,

(4.5)

Для аксиально - поршневых гидромашин зZM = зZH = 0,92…0,95.

-По расчетным значениям qM, nMmax и NM из таблиц подбирают гидромотор с заданной величиной объемной постоянной qM.

- Для выбранного значения объемной постоянной qM гидромотора уточняют величину максимального давления нагнетания в ГОП

?pmax = ?pmax - pВП , (4.6)

где необходимое значение перепада давления pmax определяют из выражения

, (4.7)

- Максимальная производительность гидромотора

, (4.8)

- Минимальный перепад давления ГОП

где MМЖmin = ММ min / nMM - минимальный крутящий момент в гидромоторе, создаваемый жидкостью.

- Минимальное давление нагнетания в ГОП

pmin = ?pmin + pВП, (4.9)

pmin = 0.753 +28=28.753МПа

- Максимальное расчетное значение объемной постоянной насоса

 , (4.10)

Здесь nH = nдн / ид-Н - частота вращения вала насоса, где ид-Н - передаточное число передач, располагаемых между двигателем и насосом.

- По расчетному значению qHmax из таблц подбирают насос с заданной величиной qHmax.

- Мощность необходимая для привода насоса,

, (4.11)

где

, (4.12)

тогда

Определив необходимые параметры проведем выбор элементов ГОП:

Таблица 4.1 Характеристика аксиально-поршневого гидромотора с наклонным блоком A6VE фирмы Mannesmann Rexroth (Германия)

Типоразмер гидромотора	250
Объемная постоянная гидромотора, см3 qMmax qMmin	250 0
Частота вращения гидромотора, мин-1 максимальная при qMmax максимальная при qMmin	2500 3000
Максимальное давление нагнетания в гидроагрегате, МПа	28…41
Максимальный крутящий момент на валу гидромотора, кВт	236…416
Масса, кг	90

В качестве насоса выбираем насос используемый в ГОП ИРЦУ 303451.004 производства КЭМЗ, с величиной объемной постоянной 235 см3

Поскольку 36кВт необходимая мощность для одного колесного модуля то при минимально необходимом количестве 4 шт мощность силовой установки должна быть не менее 160кВт

4.2 Внешняя скоростная характеристика двигателя

Выполнение расчета начинается с выбора типа двигателя и определения его параметров.

Эффективная мощность двигателя необходимая для движения СТС. с установившейся скоростью движения должна быть не менее 160кВт

Для унификации конструкции устанавливаем двигатель ЯМЗ 238

Максимальную мощность на внешней характеристике двигателя определим по эмпирической зависимости (1.3):

(4.15)

где max - отношение частоты вращения коленчатого вала двигателя при максимальной скорости автомобиля nv, к частоте вращения при максимальной мощности nn, и равное.

a, b и c - коэффициенты, постоянные для данного двигателя. Так, как мы не имеем технической характеристики двигателя, то для нахождения этих коэффициентов воспользуемся формулами (1.4), которые определяют значения a, b и c по характерным точкам скоростной характеристики. При нахождении этих значений, учтем, что тип выбранного нами двигателя - дизельный.

(4.16)

где MЗ - запас крутящего момента, который определяется по формуле (1.5):

(4.17)

MN - крутящий момент при максимальной мощности двигателя.

KN - коэффициент приспосабливаемости двигателя по частоте.

Зная значения этих постоянных и параметра , рассчитаем максимальную мощность двигателя по формуле (3.15):

Для определения других поточных значений мощности двигателя в различных точках кривой внешней скоростной характеристики двигателя необходимо найти 8…10 точек и применить эмпирическую формулу:

(4.18)

где КД. - эмпирический коэффициент, значения которого зависят от принятых промежуточных значений частоты вращения коленчатого вала.

 (4.19)

Минимальная частота вращения коленчатого вала должна находиться в пределах от 400об/мин до 800об/мин, таким образом, принимаем nmin = 840об/мин. Крутящий момент двигателя определим по соответствующим значениям мощности двигателя Ne и частоты вращения коленчатого вала ne при помощи формулы:

(4.20)

Таблица 4.2 - Внешняя скоростная характеристика двигателя

	0,2	0,3	0,4	0,5	0,6	0,7	0,8	0,8	1,00
КД.	0,155	0,267	0,392	0,522	0,650	0,770	0,873	0,952	1,00
ne, мин	420	630	840	1050	1260	1470	1680	1890	2100
Ne, кВт	30.04	51.67	75.8	101	125.9	149	168.9	184.2	193
MД., Нм	683	783	861	918	954	968	960	931	880

4.2.1 Тяговый баланс

Тяговый баланс представляет собой отношение тяговой силы на ведущих колесах на всех передачах и сил сопротивления от скорости движения автомобиля. Уравнение тягового баланса при установившемся режиме движения имеет вид:

(4.21)



Используется при проектировании новых и оценки тягово-скоростных качеств существующих моделей. По результатам расчетов строим график

4.2.2 Динамическая характеристика автомобиля

Динамический фактор представляет собой тяговую силу, развитую автомобилем на ведущих колесах исключая силу сопротивления воздуха отнесенных к весу автомобиля с полной загрузкой, то есть удельную избыточную тяговую силу :

(4.22)

при установившемся режиме движения автомобиля:

(4.23)

где f - коэффициент сопротивления колес с дорогой;

i - величина преодолеваемого подъема.

По величине РК и РW для соответствующих скоростей движения автомобиля по формуле (4.17) определяются значения динамического фактора и строится динамическая характеристика.



Рисунок 4. Внешняя скоростная характеристика двигателя

4.2.3 Силовая характеристика ГОП

Силовой диапазон регулирования ГОП выражается через отношение перепадов давления.

,

где - ?pmax, ?pmin - максимальные и минимальные значения перепадов давлений в системе.

4.2.3 Топливная экономичность автомобиля

Топливная экономичность оценивается в путевых затратах топлива в литрах на 100 км пути, пройденного автомобилем при установившемся движении по формуле:

, л /100 км (4.24)

где ge - удельные затраты топлива;

Ne - мощность двигателя необходимая для движения автомобиля с заданной скоростью в конкретных дорожных условиях;

Т - плотность топлива, для бензина Т = 0,74 кг/л.

Для нахождения удельных затрат топлива применяют приближенные методы:

ge = К К (4.25)

где - удельные затраты топлива при максимальной мощности двигателя;

К - коэффициент характеризующий расход топлива в зависимости от оборотов двигателя (скоростной коэффициент расхода топлива);

К - коэффициент характеризующий расход топлива в зависимости от загрузки двигателя (нагрузочный коэффициент расхода топлива).

Коэффициенты К и К находят по текущим значениям оборотов двигателя пе и максимальным оборотам nN , текущим значениям мощности Ne и максимальной мощности Neвн .

 (4.26)

(4.27)

Удельные затраты топлива при максимальной мощности как правило на 5…10 % больше минимальных удельных затрат , что зависит от конструкции и типа двигателя:

= 270 ;

= 290 .

При расчете топливных характеристик установившегося движения для соответствующего значения мощности двигателя принимаются значения 1

(4.28)

По расчетным значениям строятся графики зависимостей QS от Va ,

4.3 Выбор схемы подвески колесного модуля

Так как СТС не используется при больших скоростях движения наиболее эффективным способом подрессоривания является использование активной подвески с гидравлической рабочей жидкостью.

Компенсацию неровностей можно получить за счет применения пневмогидравлического компенсатора.

Таким образом рычаг колесного модуля поддерживается гидроцилиндром (рис.3.3)

Рисунок 3. - Гидроцилиндр силовой системы подрессоривания

Минимальный диаметр цилиндра при заданной нагрузке определяется по зависимости

, (4.29)

где - F - 89000Н нагрузка на шток цилиндра определенная исходя из максимальной грузоподъемности модуля и с учетом отрицательного рычага

Для обеспечения долговечности и необходимой прочности гидроцилиндра диаметр увеличиваем до 80мм. Схема подключения гидроцилиндра в рабочую цеп представлена на рисунке 3.4

Рисунок 3. Гидравлическая схема управления силовым цилиндром подвески

1 - гидромотор; 2 - Фильтр; 3 - Бак масляный; 4 - Компенсатор давления; 5 - Редукционный клапан; 6 - обратный клапан; 7 - гидрораспределитель; 8 - гидроцилиндр; 9 - дроссель.

Управление колесным модулем осуществляется гидравлическим приводом поворотных тяг. Так как стойка имеет степень свободы относительно своей оси, а гидроцилиндр закреплен неподвижно, то при подаче масла в одну из секций цилиндра колесный модуль осуществит поворот(рис3.4)



Рисунок 3. Схема рулевого управления колесным модулем

4.4 Определение параметров бортового редуктора

При выборе параметров цилиндрической передачи двойной разнесенной главной передачи исходным параметром является расчетный момент, отнесенный к одному зацеплению центрального зубчатого колеса бортового редуктора

,мм (4.30)

Мцш - расчетный момент, отнесенный к одному зацеплению центрального зубчатого колеса бортового редуктора.

В выполненных конструкциях рабочая ширина зубчатого венца центрального цилендрического колеса бортового редуктора определяется как,

(4.31)

и сателлита

(4.32)

Цилиндрические зубчатые колеса бортовых редукторов - прямозубые.

(4.33)

(4.34)

(4.35)

. (4.36)

Дополнительные данные:

Выбираем материал для шестерен и колес: сталь 40х; НRС = 56-60

- коэффициент суммарной длины контактной линии;

- коэффициент торцевого перекрытия;

- длина контактной линии

. (4.37)

Расчет на контактную выносливость

, (4.38)

где: - модуль упругости;

- удельная нагрузка ;

- радиус кривизны.

(4.39)

, (4.40)

где: - контактное напряжение;

Расчетное ,

где:

 (4.41)

где:

;

;

;

;

.

(4.42)

15,58 15,71 - условия выносливости соблюдается.

Расчет на изгибаемую выносливость

, (4.43)

где:

; ; ; ; ; ; ;

;

.

условия выносливости соблюдается.

Расчет на контактную и изгибаемую прочность

(4.44)

(4.45)



Рисунок 4. Скоростная характеристика ГОП



Рисунок 4. Силовая характеристика ГОП



Рисунок 4. Тяговая характеристика ГОП



Рисунок 4. Динамическая характеристика ГОП



Рисунок 4. Скоростная характеристика ГОП

ВЫВОД

При выполнении курсового проекта были изучены требования к специальным транспортным средствам для перевозки крупногабаритных и тяжелых грузов, проведен анализ и установлена необходимость применения гидралической системы подрессоривания с компенсационным механизмом. Определены основные параметры гидравлической объемной передачи.

ПЕРЕЧЕНЬ ССЫЛОК

1. Бухарин Н.А., Прозоров В.С., Щукин М.М. Автомобили. Конструкция, нагрузочные режимы, рабочие процессы, прочность агрегатов автомобиля.-2-е изд.,перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1973.-504 с.

2. Зубчатые передачи: Справочник /Под общ. ред. Е.Г.Гинзбурга. - 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1980.-416с.

3. Корсаков В.С. Основы конструирования приспособлений. Учебник для ВУЗов - 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Машгиз., 1962 г., 651 с.

4. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х т./ Анурьев В.И. - 5-е изд., перераб. И доп. - М.: Машиностроение, 1989г., 728 с.

5. Справочник технолога-машиностроителя. В 2-х т./ Под ред. А.Г. Косиловой и Р.К. Мещерякова. - 4-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение,1985. 656 с.(т.1) , 496 с.(т.2)

6. Е. Тессер. «Кузова большегрузных автомобилей». М., «Машиностроение» 1979. 231с.

7 М.С.Высоцкий. «Автомобили. Специализированный подвижной состав». Минск «В.Ш.». 1989. 240с.

8 А.Т. Акимов. «Саморазгружающийся Автотранспорт» Москва. «Машиностроение» 1965

9 Г.И. Гладков Специальные транспортные средства. Теория. М. 2006 - 214с.

10 Г.И. Гладков Специальные транспортные средства. Проектирование и конструкция. М. 2004 - 320с.

11 Шарипов В.М. Проектирование механических, гидромеханических и гидрообъемных передач тракторов. М. 2002 316с.

12 Автомобильный справочник. перевод с анг. Первое русское издание. - М.: ЗАО КЖИ «За рулем», 2002. - 896с.

13 Методичні вказівки до основних вимог і правил виконання курсового проекту з курсу „Технологічні основи машинобудування” для студентів всіх форм навчання спеціальності 8.090211

14 Литвинов А.С., Ротенберг Р.В. Фрумкин А. К. Шасси автомобиля. М., Машгиз, 1963. 503 с.

15 Н.Я. Говорущенко. «Основы теории и эксплуатации тракторов». «ВШ».Киев. 1971г., 235с.

16 Н.Я. Говорущенко. «Вопросы теории эксплуатации автомобилей на дорогах с различной степенью ровности покрытий. Харьков. 1964г.

Размещено на Allbest.ru