Дипломная работа: Доработка конструкции главного сцепления трактора класса 1.4 с целью улучшения разгонных показателей агрегатов
Рис. 3.1 Ведомый диск муфты сцепления с металлокерамическими накладками тракторов фирмы «Форд» США
На рис. 2 показано устройство многодисковой муфты сцепления ‘мокрого типа ‘Перма Клатч’ фирмы ’Джон Дир’, устанавливаемой на всех тракторах этой фирмы мощностью от 82 кВт (110 л.с,) и выше.
Рис.3.2 Муфта сцепления ‘Перма Клатч’ ‘мокрого’ типа фирмы ‘Джон Дир’
Ведущие 1 и ведомые 2 с накладками из органического материала) диски расположены в заполненном маслом пространстве, образованном полостью маховика и крышкой 6, Масло в полость маховика поступает из объединенной гидросистемы трактора после его очистки и охлаждения.
Управление муфтой сцепления гидравлическое, посредством клапана, золотник которого через тягу соединен с педалью. Включение муфты осуществляется давлением масла, подаваемого в кольцевое пространство за плунжером 8, Усилие плунжера через нажимные рычаги 7 и регулировочные болты 4 передается нажимному диску 3,сжимающему пакет фрикционных дисков. При выключении муфты золотник клапана управления перекрывает подвод масла к плунжеру 8, давление под ним падает и под действием пружин 5 нажимной диск 3 отходит от фрикционных дисков. Все муфты сцепления этого типа имеют один типоразмер ведомых дисков (305 мм) и в зависимости от передаваемой мощности различное их количество (2, 4 или 5).
Представляет интерес конструкция муфты сцепления сухого трения фирмы 'Спайсер’ (США), применяемой на мощных сельскохозяйственных тракторах со всеми ведущими колесами ряда фирм (‘Версатайл’, ‘Стейгер’, 'Форд' США). Основной отличительной особенностью муфты является наклонное расположение цилиндрических нажимных пружин, установленных попарно по окружности между корпусом муфты и нажимной втулкой (рис, 3.3).
Рис.3.3 Муфта сцепления фирмы ‘Спайсер’ США.
Такое расположение нажимных пружин обеспечивает постоянство усилия сжатия ведомых дисков, а следовательно, и коэффициент запаса муфты сцепления и сохранение ее работоспособности практически до полного износа фрикционных накладок. Тем самым исключается необходимость в частых ее регулировках.
По утверждению фирмы 'Спайсер', допустимый износ фрикционных накладок, при котором сохраняется нормальная работоспособность муфты, на 25% выше, чем у муфт с обычным расположением пружин.
4. РАСЧЕТ МУФТЫ СЦЕПЛЕНИЯ
Большинство фрикционных муфт сцепления работают в условиях сухого трения, предполагающего отсутствие смазки между поверхностями. В последние годы начинают все шире применяться фрикционные устройства, работающие в масле в условиях граничного или полужидкостного трения.
В обоих случаях исходными данными при оценке свойств пары трения являются коэффициент трения и износостойкость. Трение и износ, как известно, неотделимые процессы, в большей мере зависящие как от материалов и состояния поверхностей, так и от условий работы фрикционных элементов в узле трактора.
Условия работы фрикционной муфты сцепления определяются не только видом трения, но и нагрузочными, скоростными и тепловыми режимами.
Коэффициент трения и износостойкость зависят от многих факторов, основными из которых являются удельное давление, скорость скольжения и температура поверхностей.
4.1 Расчет числа пар терния фрикционной муфты сцепления
Исходные данные:
максимальный момент двигателя - 386 Нм
Коэффициент запаса – β=2,0
Средний радиус поверхности трения RC=14 см
Ширина поверхности трения b=7 см
Пара трения сталь по металлокерамике. q=2.5 Мн/м2. µ=0,082. Полагаем что на поверхностях металлокерамических дисках имеются спиральные и радиальные каналы, занимающие 50% площади трения
(4.1)
Принимаем Z=1. Значит Муфта сцепления однодисковая, работающая в масле.
4.2 Тепловой расчет
Определение температуры поверхностей дисков фрикционной муфты работающей в масле. Работа буксования L=120000дж, время буксования τ=2 с, начальная температур дисков t = 50ºC, толщина дисков 4 мм. Теплофизические коэффициенты металлокерамики берем λ=15,5 вт/м*град, (сγ)м=1,68*106 дж/м3*град, а=0,393*10-5 м2/сек, удельный расход масла ω=0,12*10-2м3/м2*сек, для спиральных и радиальных каналов на поверхностях ξ=0,78.
Полагаем, что диски с металлокерамическим покрытием имеют на поверхности трения спиральные и радиальные каналы. Толщина слоя металлокерамики равна 1,0 мм, а толщина стальной основы диска 3 мм. Теплофизические коэффициенты для таких дисков необходимо определять как для многослойной конструкции, т.е. необходимо найти их эквивалентные значения по известным из теории теплопроводности уравнениям:
(4.2)
В нашем случае λэкв=27,2 вт/м*град (сγ)экв=3,97*106 дж/м3*град, аэкв=0,685*10-5 м2/сек
Температура поверхностей трения определяется по формуле:
(4.3)
Находим расчетные коэффициенты:
Коэффициент распределения тепловых потоков
(4.4)
Коэффициент теплоотдачи
ам=(сγ)мωξ=1580 дж/м2*град*сек
При том же тепловом потоке θ температура tn=221(1-е-0,174)+60=95 ºС.
Из теплового расчета видно, что при малой продолжительности буксования (однократное включение муфты) эффект охлаждения дисков маслом незначителен. Определяем время охлаждения дисков до начальной температуры после включения фрикционной муфты, работающей в масле, а также величину потерь мощности на разбрызгивание.
(4.5)
Величину потерь мощности на разбрызгивание находим по уравнению при условии, что зазор между дисками будет 0,5 мм, а относительная скорость вращения дисков 25 м/сек.
Nб=4,3*10-2-2,61*10-2*7*25/5*10-4=390 вт
4.3 Расчет тарельчатой пружины
Рис. 4.1 Разрез тарельчатой пружины.
На рис.4.1 показан разрез тарельчатой пружины по основному рабочему участку (перья, идущие к центру на рисунке не показаны). При расчете этой пружины исходим из предположения, что под воздействием нагрузки Р прямоугольное сечение пружины не изменяет своей формы, а лишь поворачивается вокруг точки О.
Рассмотрим в сечении пружины точку А с координатами х и у. После поворота сечения эта точка переместится в положение А1 и приблизится к оси симметрии пружины на величину Δ:
Δ=[х cos (α-φ)- y sin (α-φ)] – (x cos α – y sin φ).(4.6)
Углы α и φ практически невелики, поэтому можно принять
Тогда
Относительное удлинение пружины равно:
(4.7)
Нормальное напряжение:
(4.8)
Номинальная сила в осевом сечении пружины будет
(4.9)
После интегрирования
Рассматривая условие равновесия полукольца (рис.4.2) убеждаемся, что N=0, тогда
Максимальное напряжение будет при х=с-а и 
Подставляя эти значения в уравнение (4.7), находим максимальное напряжение:
Учитывая, что
где ωn – деформация пружины в направлении действующей силы Р, находим:
Рис.4.2 Условие равновесия полукольца.
(4.10)
Находим изгибающий момент относительно оси х (относительно оси у пренебрегаем)
|
|
Рис.4.3 Примерная характеристика пружины
Используя все предыдущие выражения находим уравнение характеристики пружины:
Примерная характеристика пружины приведена на рис. 4.3. При проектировании пружины следует выбирать ее предварительную осадку при включенной фрикционной муфте, на следующей части характеристика с таким расчетом, чтобы в процессе износа дисков трение пружины не уменьшалось.
4.4 Тяговый расчет
Целью тягового расчета является определение тягово-сцепных, скоростных и экономических качеств трактора при прямолинейном поступательном движении. Тяговый расчет выполняется в процессе подготовки технического задания. Конструктор, как правило, получает от заказчика заявку, содержащую обоснованные технико-экономические требования к продукции, подлежащей разработке. В эту заявку включается назначение машины (функция машины), например, обеспечение механизации процессов выращивания пропашных культур или процессов осушения и освоения болот и заболоченных земель, горных склонов и др.
При проведении тягового расчета определяют массу проектируемого трактора и мощность двигателя, характеристику последнего и моменты, подводимые к ведущим колесам, коэффициенты полезного действия, тяговый и мощностной балансы, диапазоны скоростей движения и соответствующие передаточные числа (при применении ступенчатых трансмиссий), уточняют пределы сопротивления машин и орудий, агрегатируемых с трактором, а также оценивают разгонные качества проектируемой машины, т.е. способность трактора обеспечить стабильное движение агрегата на заданной скорости за определенный момент времени. В заключение тягово-сцепные, скоростные и экономические качества трактора при различных установившихся режимах работы (номинальных и частичных).
Тяговые характеристики строят применительно к установившимся режимам работы трактора и при движении его по горизонтальному участку. Тяговую характеристику можно построить путем использования данных испытаний трактора и расчетным путем. В первом случае ее называют экспериментальной тяговой характеристикой и она предназначена для оценки показателей тягово-сцепных и экономических качеств реального трактора. Во втором случае ее называют теоретической тяговой характеристикой, и она предназначена для определения указанных выше качеств проектируемого трактора. Тяговые характеристики строят для конкретных типичных почвенных фонов: для сельскохозяйственного трактора типичным фоном является стерня суглинка нормальной влажности, для промышленного суглинок со снятым дерновым покровом.
Для построения теоретической тяговой характеристики необходимы следующие исходные данные.
1. Агротехнические требования, предъявляемые к трактору. К ним относятся условия работы трактора типичные грунты и почвы, их физико-механические характеристики (s0 — предел прочности грунта на одноосное сжатие; fп, fск — коэффициенты трения грунта; kt — коэффициент деформации; k коэффициент объемного смятия грунта; tср — напряжение среза; v — влажность); набор агрегатируемых машин и орудий (диапазон тяговых сопротивлений Fкр. max — Fкр. min); диапазон скоростей движения (пониженный, рабочий, транспортный).
2. Данные тягового расчета проектируемого трактора: масса трактора (эксплуатационная и сцепная), тип движителя с параметрами ходового аппарата (колесный r0, b, pш hг, t); передаточные числа трансмиссии (для ступенчатой механической передачи) или характеристики бесступенчатых передач (объемной гидропередачи, гидродинамической, электрической и др.); коэффициенты полезного действия ходовой части hг, трансмиссииhтр и др.
3. Регуляторная характеристика двигателя. В случае установки на проектируемый трактор нового двигателя эту характеристику строят методами теории двигателя и ее можно представить аналитически, графически или в виде табличных данных. При установке серийного двигателя используют характеристику, полученную при тормозных испытаниях двигателя. Она также может быть представлена графически или табличными данными.
4. Буксование движителя. Если имеется прототип проектируемого трактора одинакового класса, массы и м подобным движителем, то используют зависимость коэффициента буксования от силы тяги на крюке (тяговая характеристика), полученной при государственных испытаниях прототипа.
Методика расчета тяговой характеристики трактора
Регуляторной характеристикой двигателя называется зависимость крутящего момента Me, частоты вращения вала двигателя n, часового Gт и удельного ge расходов топлива от эффективной мощности Pe.
На основании регуляторной характеристики определяются некоторые параметры, характеризующие двигатель.
Степень неравномерности регулятора (в процентах)
(4.1)
где nx — максимальная частота вращения на регуляторе; np — частота вращения в начале действия регулятора.
Для тракторных дизелей d = 4..6 %.
Коэффициент запаса крутящего момента (в процентах)
(4.2)
где MeM — максимальный крутящий момент; MeN — момент при номинальной частоте вращения.
Для оценки приспособляемости тракторных двигателей используют также коэффициент приспособляемости
(4.3)
Коэффициент снижения частоты вращения двигателя, характеризуемый отношением частоты вращения коленчатого вала nM на режиме максимального крутящего момента к частоте вращения nN на номинальном режиме работы,
(4.4)
У современных тракторных двигателей a = 0,65..0,75.
У дизелей без турбонаддува коэффициент приспособляемости, как правило, не превышает 1,15. Дизели с турбонаддувом обеспечивают такие же или несколько меньше коэффициенты приспособляемости. Однако при соответствующих мероприятиях (повышение давления наддува, снижение коэффициента избытка воздуха при работе на режиме MeM, оптимизация работы компрессора) можно обеспечить такой характер изменения крутящего момента, при котором обеспечивалась бы постоянная мощность на внешней характеристике двигателя. У существующих двигателей постоянной мощности (ДПМ) коэффициент приспособляемости составляет 1,35-1,45.
При тяговом расчете трактора регуляторную характеристику двигателя необходимо перестроить, поскольку использование в качестве аргумента мощности Pe неудобно. Это объясняется тем, что у трактора основным показателем является тяговое усилие, непосредственно связанное с крутящим моментом. Поэтому в перестроенной регуляторной характеристике в качестве аргумента принимается крутящий момент Me, в зависимости от которого определяются частота вращения n, эффективная мощность Pe, часовой Gт и удельный ge расходы топлива.
Для расчета теоретической тяговой характеристики трактора на ЭВМ желательно регуляторную характеристику двигателя представить в виде функциональных зависимостей. Такие зависимости при использовании осредненных эмпирических коэффициентов позволяют также приближенно построить регуляторную характеристику для вновь проектируемого двигателя.
