Модернизация конструкции муфты сцепления тракторов тягового класса 2 (Беларус - 1221) (дипломный проект)

Содержание

Содержание..................................................................1
Введение......................................................................2
1.Выбор темы дипломного проекта и обоснование
ее актуальности
1.1 Основание проекта модернизации........................4
1.2 Наименование изделия и область применения......4
2.Сравнительный анализ схем аналогов систем управления
коробкой передач...........................................................11
3.Расчет элементов управления коробкой передач.....31
4.Тяговый расчет............................................................40
5.Технологическая часть..................................................48
6.Безопасность жизнедеятельности
6.1 Безопасность жизнедеятельности на производстве..............72
6.2 Безопасность жизнедеятельности и экологически
неблагоприятные ситуации................................................72
7. Технико-экономические показатели дипломного проекта.......88
Заключение....................................................................99
Литература...................................................................101



1.2 Наименование изделия и область применения
Дипломный проект по характеру решаемой задачи является конструк-торско-исследовательским и решает не только конструкторские задачи разработки и применения муфт сцепления с тарельчатой пружиной, но и рассматривает влияние установки данного узла на технические и эксплуа-тационные показатели трактора в целом.
Трактора класса 2 мощностью 120 л.с. предназначены для выполне-ния полного спектра сельскохозяйственных работ от подготовки почвы под посев до уборочных и транспортных операций. Может быть исполь-зован в лесном и коммунальном хозяйствах, строительстве, промышлен-ности. Трактор приспособлен для работы в различных почвенно-климатических зонах и на всевозможных видах почв, в том числе и на почвах с низкой несущей способностью. Имея широкий набор различных приспособлений и узлов дополнительного оборудования, а также тягово-сцепных средств, трактор способен агрегатироваться со множеством сель-скохозяйственных машин и оборудования, в полной мере используя свои функциональные возможности в агрегате с широкозахватными и комби-нированными машинами как класса 2 так и некоторыми машинами клас-са 3 с переналадкой элементов сцепки механизмов передней и задней навески.
Тракторы имеют традиционную простоту конструкции, высокую надеж-ность и производительность, экономны в расходах горюче-смазочных эксплуатационных материалов, запасных частей, приспособлены к раз-личным видам контроля и диагностирования технического состояния, мо-гут быть оборудованы для работы в режимах оперативного и длительного времени на реверсе.


3. ПАТЕНТНЫ ПОИСК. СРАВНИТЕЛЬНЫЙ АНАЛИЗ СХЕМ АНАЛОГОВ РАЗРАБАТЫВАЕМОГО УЗЛА .

3.1 Анализ тенденций и развития мирового тракторостроения в области конструкций задних и передних ВОМ.
В настоящее время как в СНГ, так и за рубежом все большее внимание уделяется вопросам повышения надежности трансмиссий тракторов, об-легчению управления трактором, снижению трудоемкости технического обслуживания в процессе эксплуатации.
Одним из наиболее нагруженных узлов тракторной трансмиссии, ли-митирующим ее ресурс и наработку между регулировками и ремонтами, является муфта сцепления. Увеличение энергонасыщенности и единичной мощности тракторов приводит к ужесточению условий работы муфты сцепления (буксованию) при трогании трактора с места.
В настоящее время многие зарубежные фирмы для обеспечения высо-кой надежности и долговечности муфты сцепления тракторов в качестве фрикционного материала вместо традиционных асбофрикционных накла-док применяют накладки из металлокерамики сухого трения. По данным испытаний» такая металлокерамика обладает в 4-5 раз большей износо-стойкостью в сравнении с асбофрикционными материалами, применяе-мыми, в частности, в муфтах сцепления отечественных тракторов. Допус-кая значительно большие удельные давления, фрикционные накладки из металлокерамики позволяют уменьшить размеры фрикционных дисков, а в ряде случаев и сократить их количество чем обеспечивается снижение материалоемкости муфты сцепления и уменьшение приведенного момен-та инерции ее ведомых частей.

Рис. 3.1 Ведомый диск муфты сцепления с металлокерамическими накладками тракторов фирмы «Форд» США

3.2. Обзор конструкций муфт сцеплений тракторов зарубежных фирм.
Фрикционные диски этих муфт обычно имеют «лепестковую» форму с различным в зависимости от размеров и передаваемого крутящего момен-та числом лепестков, с обеих сторон которых приклепаны металлокера-мические накладки трапецеидальной формы (рис, 3.1). Применение фрик-ционных накладок в виде отдельных элементов создает благоприятные условия для охлаждения муфты за счет внутренней вентиляции, что также способствует повышению долговременности и износостойкости трущихся пар.
Как показал анализ применения различных фрикционных материалов в муфтах сцепления зарубежных колесных сельскохозяйственных тракто-ров, металлокерамика сухого трения наибольшее распространение полу-чила на тракторах мощностью свыше 75 кВт (100 л.с), хотя отдельные фирмы («Фиат», Италия, «Интернешнл Харвестр», США) применяют ее и на тракторах меньшей мощности порядка 50-60 кВт (70-80 л.с.) и менее.
Еще более эффективным с позиций повышения износостойкости и долговечности оказывается применение так называемых муфт "мокрого" типа, работающих в масле. Помимо повышения износостойкости, охлаж-дение трущихся поверхностей маслом позволяет этим муфтам работать с неполным включением при длительной пробуксовке, что обеспечивает возможность более плавного трогания трактора с места и более тонкого маневрирования при подъезде к орудиям, а применение гидравлического привода управления для включения муфты в ряде случаев исключает не-обходимость ее регулировок в процессе эксплуатации. Хотя такие муфты конструктивно сложнее и дороже ‘сухих’, их применение на сельскохо-зяйственных тракторах, особенно гусеничных, постепенно расширяется и в настоящее время муфты сцепления "мокрого типа применяются на трак-торах фирм ‘Джон Дир’, ‘Катерпиллар’ (США), 'Фиат' (Италия). По ут-верждению зарубежных фирм, муфты этого типа обладают большой дол-говечностью и не требуют регулировки в процессе эксплуатации, Такэна-пример, фирма ‘Катерпиллар’ гарантирует потребителю срок службы ‘мокрой’ муфты сцепления, устанавливаемой на гусеничных сельскохо-зяйственных тракторах моделей Д-5 и Д-6 (мощностью соответственно 89 и 123 кВт) в течение трех лет.

На рис. 2 показано устройство многодисковой муфты сцепления ‘мок-рого’ 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 регулиро-вочные болты 4 передается нажимному диску 3,сжимающему пакет фрик-ционных 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 коли-чество (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’, ‘Стей-гер’, 'Форд' США). Основной отличительной особенностью муфты явля-ется наклонное расположение цилиндрических нажимных пружин, уста-новленных 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 необхо-димость в частых ее регулировках.
По утверждению фирмы 'Спайсер', допустимый износ фрикционных накладок, при котором сохраняется нормальная работоспособность муф-ты, на 25% выше, чем у муфт с обычным расположением пружин.

3.3. Обзор конструкций муфт сцеплений тракторов отечест-венных производителей.

4. РАСЧЕТ МУФТЫ СЦЕПЛЕНИЯ.

Большинство фрикционных муфт сцепления работают в условиях су-хого трения, предполагающего отсутствие смазки между поверхностями. В последние годы начинают все шире применяться фрикционные устрой-ства, 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 из-вестно, неотделимые процессы, в большей мере зависящие как от мате-риалов 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 ре-жимами.
Коэффициент трения и износостойкость зависят от многих факторов, основными из которых являются удельное давление, скорость скольжения и температура поверхностей.

4.1 Расчет числа пар трения 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. Полага-ем что на поверхностях металлокерамических дисках имеются спираль-ные 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. Теп-лофизические 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 поверх-ностях ξ=0,78.
Полагаем, что диски с металлокерамическим покрытием имеют на по-верхности трения спиральные и радиальные каналы. Толщина слоя метал-локерамики равна 1,0 мм, а толщина стальной основы диска 3 мм. Тепло-физические 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 буксо-вания (однократное включение муфты) эффект охлаждения дисков маслом незначителен.
Определяем время охлаждения дисков до начальной температуры по-сле включения фрикционной муфты, работающей в масле, а также вели-чину потеоь 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 ско-рость 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 рабоче-му участку (перья, идущие к центру на рисунке не показаны). При рас-чете этой пружины исходим из предположения, что под воздействием на-грузки 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 на-пряжение:


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
Рис.4.3 Примерная характеристика пружины

Используя все предыдущие выражения находим уравнение характери-стики 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, скоро-стных и экономических качеств трактора при прямолинейном поступа-тельном 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, тя-говый и мощностной балансы, диапазоны скоростей движения и соответ-ствующие передаточные числа (при применении ступенчатых трансмис-сий), уточняют пределы сопротивления машин и орудий, агрегатируемых с трактором, а также оценивают разгонные качества проектируемой ма-шины, т.е. способность трактора обеспечить стабильное движение агрега-та на заданной скорости за определенный момент времени. В заключение тягово-сцепные, скоростные и экономические качества трактора при раз-личных установившихся режимах работы (номинальных и частичных).
Тяговые характеристики строят применительно к установившимся ре-жимам 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 характе-ристикой, и она предназначена для определения указанных выше качеств проектируемого трактора. Тяговые характеристики строят для кон-кретных 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 (0 — предел прочности грунта на одноосное сжатие; fп, fск — коэффициенты трения грунта; k — коэффициент деформации; k — коэффициент объемного смятия грунта; ср — напряжение среза; φ — 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 трак-тора (эксплуатационная и сцепная), тип движителя с параметрами ходо-вого аппарата (колесный r0, b, pш hг, t); передаточные числа трансмиссии (для ступенчатой механической передачи) или характеристики бессту-пенчатых передач (объемной гидропередачи, гидродинамической, элек-трической и др.); коэффициенты полезного действия ходовой части г, трансмиссиитр и др.
3. Регуляторная характеристика двигателя. В случае установки на проектируемый трактор нового двигателя эту характеристику строят ме-тодами 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 кру-тящего 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 = 4..6 %.
Коэффициент запаса крутящего момента (в процентах)
(4.2)
где MeM — максимальный крутящий момент; MeN — момент при но-минальной частоте вращения.
Для оценки приспособляемости тракторных двигателей используют также коэффициент приспособляемости
(4.3)
Коэффициент снижения частоты вращения двигателя, характеризуе-мый отношением частоты вращения коленчатого вала nM на режиме мак-симального крутящего момента к частоте вращения nN на номинальном режиме работы,
(4.4)
У современных тракторных двигателей = 0,65..0,75.
У дизелей без турбонаддува коэффициент приспособляемости, как правило, не превышает 1,15. Дизели с турбонаддувом обеспечивают та-кие же или несколько меньше коэффициенты приспособляемости. Одна-ко 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 двига-теля необходимо перестроить, поскольку использование в качестве аргу-мента мощности Pe неудобно. Это объясняется тем, что у трактора основ-ным показателем является тяговое усилие, непосредственно связанное с крутящим моментом. Поэтому в перестроенной регуляторной характери-стике в качестве аргумента принимается крутящий момент Me, в зависи-мости от которого определяются частота вращения n, эффективная мощ-ность 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.
На регуляторном участке характеристики частота вращения двигате-ля линейно зависит от крутящего момента
(4.5)
Найденной частоте вращения в мин-1 и заданному крутящему момен-ту соответствует мощность
(4.6)
Часовой расход топлива на регуляторном участке характеристики можно представить линейной функцией мощности
(4.7)
где GТ.Х. и GТN — часовой расход топлива соответственно на режиме холостого хода и на номинальном режиме; PeN — эксплуатационная мощность двигателя.
Рабочие участки корректорных ветвей характеристики можно по-строить по следующим формулам:
(4.8)
где — степень изменения удельного расхода топлива при макси-мальном моменте; — показатель корректурной ветви регуляторной ха-рактеристики двигателя.
Обычно =1..1,1; = 0,5..0,6, для обычных двигателей и = 1..1,1 для ДПМ.
Для обоих участков регуляторной характеристики удельных расход топлива рассчитывается по формуле
(4.9)
Здесь ge в г/(кВтч); GТ в кг/ч; Pe в кВт.
Тягово-экономические показатели трактора рассчитываются в зави-симости от тяговой нагрузки Fкр. Значения Fкр в кН задаются шагом Fкр от нуля до максимального значения ограниченного либо по сцеплению движителя с почвой либо максимальным моментом двигателя.
Касательная сила тяги Fк в кН рассчитывается по формуле
(4.10)
где Ff — сила сопротивления качению трактора, кН.
Момент в кНм, развиваемый двигателем
(4.11)
где rк0 — расчетный радиус качения ведущего колеса, м; Uj — пере-даточное число трансмиссии на j-ой ступени регулирования; — меха-нический КПД трансмиссии.
Удельная сила тяги на крюке
(4.12)
где Gсц — сцепной вес трактора, кН; hкр — высота крюка, м; L — ба-за трактора, м.
Для гусеничного и колесного полноприводного трактора сцепной вес равен весу трактора, а отношение hкр/L здесь условно принимается равным нулю.
Коэффициент буксования рассчитывается по формуле А.Греченко.
(4.13)
где кр max — максимальная удельная сила тяги на крюке; B и C — эмпирические коэффициенты.
Действительная скорость трактора, м/с
(4.14)
Крюковая мощность, кВт
(4.15)
Тяговый КПД трактора
(4.16)
В результате расчета на каждой j-ой ступени регулирования получа-ем ряд значений , , Т, Pкр и GТ, соответствующий ряду значений Fкр.