Носов Н.А. - Расчёт и конструирование гусеничных машин (1066314), страница 82
Текст из файла (страница 82)
5 2. МЕХАИИЗМЫ УПРАВЛЕНИЯ НЕПОСРЕДСТВЕННОГО ДЕЙСТВИЯ Механизмы управления непосредственного действия устанавливаются в гусеничных машинах только в том случае, когда для управления требуется прикладывать небольшую работу или когда другой тип (например, стояночный тормоз) по принципиальным причинам применен быть ие может. Эти механизмы выполняются либо гидравлическими, либо механическими.
На отечественных гусеничных машинах распространение получили только последние. Они просты, дешевы, надежны в работе и всегда готовы к действию. На некоторых машинах с их помощью осуществляется управление всеми агрегатами и узлами трансмиссии. Кроме того, привод непосредственного действия применяется и в сервомеханизмах для управления золотниками, кранами, переключателями и другими элементами управления, не требующими больших усилий. В качестве примера механизма непосредственного действия на рис. Х1.1 показана схема механизма управления остановочным тормозом.
В качестве органа воздействия здесь используется педаль 1, которая через промежуточные элементы (тяги 2, валики 3, рычаги 4) соединяется с двуплечим рычагом 5 остановочного тормоза. При нажатии на педаль тормоз затягивается. В затянутом положении состояние механизма обозначено штрихами. Следует отметить, что этот механизм может выполнять функцию стояночного тормоза (включается защелка 6); другие типы 411 механизмов (гидравлические, пневматические, электрические) вэтом случае ие годятся, так как у иих наблюдаются утечки рабочего тела, вследствие чего возможно расторможение машины.
Расчет механизмов управления непосредственного действия сводится к определению кинематических параметров элементов привода (длины рычагов, валиков и тяг, их хода, углов поворота, передаточных чисел), а также к нахождению сил, которые действуют иа них. В качестве исходных данных для расчета принимаются график изменения усилия Рх от рабочего хода зхр и величина свободного хода з„ведомого элемента привода. Обычно эти величины берутся из расчета управляемого узла или агрегата. Кроме того, принимаются известными и значения хода органа воздействия, Значения полного хода арп не должны превышать для педалей !80 — 220, а для рычагов 300 — 400 мм; при этом значения рабочего хода з, соответственно равны для педалей 140 — 160 и для рычагов 280 — 320 мм.
Общее передаточное отношенйе привода („р находится по формуле (Х1.1) Бхр Полный ход органа воздействия, который равен сумме рабочего и свободного ходов, должен удовлетворять неравенству (хор + Зпх) ) ~пр (Зхр + Зхх)~ (Х1.2) или арп ~ рпрэхп. Это требование необходимо для того, чтобы имелась возможность выбрать зазоры в механизме управления.
-С другой стороны, общее передаточное отношение привода равно произведению передаточных отношений сопряженных звеньев, т. е. рпр — — 1,8з~а ... ~~. (Х1.3) Следовательно, кинематические параметры промежуточных звеньев необходимо подбирать таким образом, чтобы выдерживалось равенство (Х!.3). Вообще говоря, передаточное отношение может быть переменным, т. е, изменяться в течение хода. Обычно в начале хода оно имеет малую величину, а в конце — большую. На практике кинематические параметры механизма управления чаще всего определяются графо-аналитическим методом, В этом случае схема механизма вычерчивается в определенном масштабе. Ход органа воздействия разбивается на несколько участков.
Перемещая орган из одного участка на другой, находят промежуточные положения всех звеньев. Этот метод удобен тем, что он наглядно представляет работу привода, т. е. показывает траектории движения шарниров, рычагов, тяг и т. д., с его помощью просто определить все кинематические параметры, т. е. величины ходов, плеч, углов поворота, а следовательно, и передаточные отношения. Усилие Р, на органе воздействия находится из условия равенства работ на ведущем и ведомом элементах механизма управления РсзорЧ~р Рх~~р (Х1.4) откуда выл Рх ~о= ЧПФОР ппР1лР (Х1.5) где Ра — усилие на ведущем элементе (органе воздействия); Є— соответствующее усилие на ведомом элементе; Ч„р — к.
п. д. механизма управления, учитывающий потери работы в шарнирах, опорах и других местах сопряжения. В зависимости от конструкции привода Ч„= 0,70 —:0,95. Нижний предел характерен для шарниров сухого скольжения, верхний — для шарниров с подшипниками качения. В настоящее время последние получают все большее распространение в приводах, где требуется получить малые усилия или большую точность. Так как усилие на ведомом элементе имеет, как правило, переменное значение, то Р, определяется по отдельным участкам, Соединив найденные величины плавной кривой, можно получить график изменения усилия на органе воздействия в пределах рабочего хода (в пределах свободного хода это усилие небольшое— такое, какое необходимо для преодоления сопротивления оттяжной пружины). Необходимо стремиться к тому, чтобы максимальная величина усилия на органе воздействия механизма управления непосредственного действия не превышала 300 Н (30 кГ).
расчет элементов механизма управления на прочность здесь не приводится, так как толщины тяг, рычагов, валиков заведомо завышают для получения необходимой жесткости. По этой же причине не определяются и деформации. Но даже если они и имеют место, они компенсируются достаточными величинами холостого хода. й 3. МЕХАНИЧЕСКИЕ СЕРВОПРИВОДЫ На отечественных гусеничных машинах из механических сервоприводов нашел широкое применение лишь один тип — сервопружина.
Во всех случаях она работаег за счет потенциальной энергии растянутой пружины. Принцип действия. Принципиальная схема механизма управления с сервопружиной показана на рис. Х1.2. В исходном состоянии положение рычагов, тяг и валиков показано сплошными линиями. Как видно из схемы, педаль фрикциона 1 в начальное положение оттягивается с помощью сервопружины 2. Рис. Х!.2. Схема механизма управления фрикционом с сервопрумино» При нажатии на педаль водителю приходится преодолевать сопротивление пружины (при этом выбирается зазор 6). Положение, когда точка а лежит на линии аоб, называется нейтральным.
Далее сервопружина помогает водителю выключать фрикцион. При включении фрикциона водитель отпускает педаль. Поскольку приведенное усилие от пружин фрикциона больше усилия сервопружнны, то под действием первых педаль возвращается обратно. Как уже упоминалось, рабочий ход заканчивается нейтральным положением сервопружины. Дальнейший возврат педали в исходное положение осуществляется только за счет самой сервопружины, которая отягивает ее после нейтрального положения. Таким образом, при функционировании механизма происходит перераспределение работ. При выключении фрикциона сервопру-жина, отдает работу. При включении фрикциона, наоборот, работа, совершаемая пружинами фрикциона, растягивает сервопружину, т. е.
заряжает ее очередной порцией потенциальной энергии. Следовательно, сервопружина может быть использована только для ограниченного круга механизмов управления. Она годится для таких, исполнительный орган. которых приводится в действие устройством, способным отдавать и накоплять энергию. К ннм относятся пружины, воздушные аккумуляторы, устройства для поднятия тяжестей и т, д. 414 Диаграмма работы сервопружины показана на рис. Х1.3. По оси абсцисс отложен ход з, а по оси ординат — усилие на педали Р. Работа, совершаемая пружинами фрикциона, определяется площадью з„РфхРфазор; сервопружиной на свободном ходу — ОР„,з„, на рабочем — зо,Р,„зор. Равные по величине но обратные по знаку, работы взаимно компенсируются и во Рл 500 пса 000 У00 0 50 г00 Г50 000 г,нем -Р Риг.
Х!.3. Идеальная диаграмма работы сервопружи- ны Рис. Х1си Действительная диаграмма уси- лий на педали главного фрикниона: — с сернопружиноа; — — — бее сереопружинм 415 дителю приходится преодолевать только оставшуюся часть (на диаграмме заштрихована). Вое Рассмотренная работа механизма управления с сервопружиной относится к идеальному случаю. В действительности картина несколько изменяется за счет имеющихся в приводе потерь, люфтов, деформаций и т. д. Действительная диаграмма усилий на педали главного фрикциона показана на рис. Х1.4, е'н Расчет сервопружины. Метод 'расчета наиболее полно разработан в трудах р, гт проф.
К. А. Талу 1481. Расчет сводится к определению коэффициента жест кости сервопружины из ус- е ловия аккумулирования ею максимально возмож- Рис. Х1.5. Расчетная схема сервопружины ной энергии пружин фрикциона. Зная коэффициент жесткости, а также длины сервопружины для различных положений, можно определить все конструктивные параметры сервопружины, пользуясь обычной методикой расчета пружин. Расчетная схема приведена на рис. Х1.5. Линейными размерами сервомеханизма г, с, а также длиной сервопружины в свободном состоянии 1, задаются из конструктивных соображений'.
Напомним, что расчет ведется для сервопружины, работающей на растяжение. Усилие, развиваемое сервопружиной Рс кс (1 (о) (Х1.6) где к, — коэффициент жесткости сервопружины; 1 — текущая длина сервопружины. аф Наибольшее растяжение сервопружины будет при и = О, т.
е. 1 = 1,„= с + г. Окружное усилие, приложенное к кривошипу, Р,=Р,з!пр, или (Х1.7) 10 Р = ск, 61п со 1— 1гсо + г'+ 2сг соо а ) (Х1.8) Элементарная работа сервопружины при проворачивании кривошипа на угол Йо с(А, = Рог с(я. ' (Х1.9) Чтобы определить полную работу, необходимо проинтегри- ровать а а а с,=)ссс = ~ )с с — О) ). о!и ааа 1гсс -~- г' + 2сг соо а о о о (Х1.10) Ас = АфЧсЧисо. 416 откуда Ас = ск" ~1 — созсо — — '(1 .,— асс'+ г'+ 2сгсоза)~ .
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
