Носов Н.А. - Расчёт и конструирование гусеничных машин (1066314), страница 89
Текст из файла (страница 89)
На самом деле источниками тепла, кроме того, являются еще и барботажные потери, фрикционные элементы при буксовании и т. д. Чтобы снять и это тепло, расход масла следует увеличить. Принимаем, .что это увеличение происходит на 0,17 л/с (10 л/мин), т. е. 6» = 6р+ 0,17 (6, = 6»+ 10). (Х1.44) Расход масла через радиатор для снятия тепла 6„, выделяемого в масляном насосе, находится, как и 6,, только в формуле (Х1.42) вместо Я, подставляется Я„. Суммарный расход масла через радиатор должен составлять 6,=6,.+6,+6„. (Х!.45) Расход 6, обеспечивает нагнетающий насос.
Так как в системе между насосом и радиатором имеются утечки, то с целью их компенсации производительность насоса увеличивают. Окончательно производительность нагнетающего насоса на расчетном режиме равна 6„„= (1,2 —: 1,3) 6,. (Х1.48) Требуемая теоретическая производительность нагнетающего насоса при максимальных оборотах двигателя п,„будет ~». »»та» (Х1.47) ямал»с» где и „вЂ” расчетная частота вращения двигателя в об/мин; т1,а — объемный к. п. д.
насоса (принимается ~),а — — 0,85). Данный расчет является предварительным, поскольку он построен на большом количестве допущений. В частности, не учитываются тепловыделение в атмосферу, тепло, переносимое утечками, кроме того, сами утечки приняты приближенно и т. д. Определение конструктивных размеров насосов В гидроприводе трансмиссий гусеничных машин широкое распространение получили насосы шестеренного типа с внешним зацеплением.
Размеры определяются по следующим приближенным формулам (15). Диаметр делительной окружности шестерен в мм Т! = 48,2 ~// —" (.0 = 12,3 ~// — "), (Х!.48) где п — частота вращения шестерен насоса, принимаемая равной 2000 — 4000 об/мин; Я вЂ” теоретическая производительность насоса в см'/с (см'/мин).
' Для механических трансмиссий теоретическая производительность насосов определяется и по условию наполнения силовых цилиндров за определенное время, и по условию отвода тепла, 444 За расчетную принимается та производительность, которая оказалась больше. Число зубьев в' шестернях насосов принимают г = 5 —:12. Такая малая величина объясняется тем, что с уменьшением числа зубьев производительность насоса увеличивается.
Модуль шестерен (Х1.49) т=— 2 Ширина шестерен насоса в мм подсчитывается по формуле 60Щи 1 5 109~ К,„Вии ~ КшВта ) ' (Х1.50) Здесь К вЂ” коэффициент пропорциональности. Для коррнгированных зубьев шестерни К = 9,4. Основные размеры шестерен с корригнрованными зубьями: диаметр окружности головок Р, = Р + 2л4 (1+ $); диаметр окружности ножек Р„= Р— 2т (1,2 — $); высота головки зуба )ь = и (1 + $); высота ножки зуба й„= т (1,2 — $).
Здесь $— коэффициент коррекции. Мощность, требуемая для привода масляных насосов, определяется по формуле (Х1.38). Расчет сечения и гндравлических потерь трубопроводов Внутренний диаметр трубопровода д р в м находится нз уравнения расхода жидкости [7! ~2 4 (Х1.51) откуда (Х1,52) Здесь 0 р — расход через трубопровод в м'!с; о„р — средняя скорость течения жидкости в трубопроводе в мlс. В гндроприводе трансмиссии о р — — 2 —:8' м!с. С ростом давления скорость потока повышается в указанных пределах.
По рекомендации проф. К. А. Талу для обеспечения быстродействия гидропривода при давлении до 2,5 МПа необходимо допускать п„г ( 2 мыс. Во всасывающем трубопроводе скорости потока принймаются в тричетыре раза меньше, чем в напорных трубопроводах. В гидро- приводе с постоянной циркуляцией жидкости для получения высокой чувствительности скорость протекания жидкости через окна золотника допускается до и р,— — 15 м!с. Течение жидкости в трубопроводе сопровождается потерями давления, т. е. давление на входе в трубопровод р выше, чем давление на выходе р, . Разность:Ьр, = р — р, и составляет потери напора из-за гидравлического сопротивления канала.
446 При повороте на угол ~р = 90' $ = 0,14 —:0,3, если имеет И место закругление при — = 0,4 †:1 (здесь д — внутренний г диаметр трубопровода; г — радиус закругления), и $ = 1 —:1,5, если имеет место прямое колено. Расчет золотников Окна гильз золотников выполняют так, чтобы давление жидкости в них не создавало радиальных сил на плунжеры. Для этого делают либо два, либо четыре окна.
Сечения окон, а также ход плунжеров выбирают обычно из конструктивных соображений. В то же время сечения окон должны обеспечить нормальный расход жидкости к силовым цилиндрам. В золотниках сервоприводов, работающих по принципу включен — выключен, сечения окон, а также ход плунжера выбираются из условия обеспечения максимального расхода жидкости с наименьшими потерями. В золотниках сервоприводов, работающих по типу регуляторов давления и следящего действия, сечения окон при полном ходе золотника также должны обеспечить максимальный расход.
При промежуточном положении плунжера расход должен соответственно изменяться по заранее установленному закону. Для этого сечения окон могут иметь специальную профилировку. Определение сечений в этом случае производится по зависимостям, приведенным при рассмотрении силового датчика.
Глава ХП ПОДВЕСКА ГУСЕНИЧНЫХ МАШИН $ к ОБщие сВедения Подвеской (или системой подрессоривания) принято называть группу узлов и деталей ходовой части, соединяющих корпус (или раму) гусеничной машины с опорными катками и осуществляющих передачу усилий от опорных катков корпусу как при статическом положении машины, так и при ее движении. Основные узлы подвески: упругие элементы (рессоры) и демпфирующие элементы (амортизаторы), Первые предназначены для смягчения толчков и ударов, возникающих при движении по неровным дорогам и местности; вторые — для гашения (преобразования в тепловую энергию и последующего рассеивания в окружающее пространство) энергии колебаний корпуса, постоянно генерируемых при движении машины по неровностям вследствие наличия упругой подвески и деформации ее рессор. Основные требования. Основными требованиями к идеальной подвеске являются следующие.
1, Обеспечение высокой плавности хода машины при движении с максимально возможными по запасу мощности двигателя скоростями по дорогам и местности. Подвеска не должна, иначе говоря, ограничивать скорость движения машины в указанных условиях. Выполнить это требование очень непросто. Даже в лучших современных гусеничных машинах оно пока выполняется неполностью. Чем полнее оно выполняется, тем выше средняя скорость движения гусеничной машины в сложных условиях местности. 2. Достаточные запасы прочности, высокая износостойкость и долговечность, что обеспечивается назначением соответствующих запасов прочности, а также хорошими условиями смазки трущихся деталей и надежной работой уплотнений.
При назначении запасов прочности различных элементов подвески следует учитывать, что величина динамических нагрузок при движении на высоких скоростях может превосходить статические в 8 — 11 раз. Для снижения динамических нагрузок в ходовой части машин применяются резиновые шины на опорных катках, катки с внутренней амортизацией, упругие упоры (ограничители хода катков).
Снижению динамических нагрузок способствует уменьшение веса неподрессоренных деталей. 448 3. Малый вес и габариты. Вес узлов подвески современных машин составляет 3,7 — 7оА от общего веса машины. Для некоторых типов машин важным является уменьшение объема, занимаемого подвеской внутри корпуса. Этот объем составляет 6 — 10оА от общего внутреннего объема корпуса. 4.
Простота и удобство обслуживания (применение централизованной смазки, минимум регулировок, замены смазки и обслуживания в процессе эксплуатации, доступность мест регулировки и смазки, удобство монтажа и демонтажа). Рассмотрим подробнее первое требование. Высокая плавность хода, как это следует из теории подрессорнвания [18 и др.), означает: 1) отсутствие или сведение к минимуму периодического пробивания подвески в тяжелых условиях движения (посадки балансиров на ограничители хода катков); 2) обеспечение малых значений ускорений, передаваемых на корпус машины при движении в различных условиях (без пробивания подвески) в сочетании с высокой интенсивностью гашения колебаний; 3) обеспечение периода Т и частоты к линейных и угловых колебаний в пределах наиболее привычных для человеческого организма частот; 4) обеспечение больших значений динамического Ьб и максимального Й„,„ хода опорных катков, что уменьшает возможность пробивания подвесок при преодолении высоких (пороговых) препятствий.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
