Портал о строительстве и ремонтных работах

Архивы за Сентябрь 2014

Гусеничное ходовое оборудование (рис. 4.1, а) широко применяют как для дорожно-строительных машин малой мощности массой 1…2 т, так и для машин самой большой мощности с массой в сотни тонн. Оно обеспечивает возможность воспринимать значительные нагрузки при сравнительно низком давлении на грунт, большие тяговые усилия и хоро­шую маневренность.

Недостатками гусеничного хода являются значительная масса (до 35 % от всей массы машины), большая материалоемкость, недолговеч­ность и высокая стоимость ремонтов, низкие кпд и скорости движения, невозможность работы и передвижения на площадках и дорогах с усо­вершенствованными покрытиями. Машины на гусеничном ходу пере­двигаются своим ходом, как правило, только в пределах строительных площадок, к которым их доставляют автомобильным, железнодорожным или водным транспортом.

Гусеничное ходовое оборудование может быть двух — и многогусе­ничным (рис. 4.1, поз. 3). В строительных машинах с массой до 1000 т применяется наиболее простое и маневренное двухгусеничное оборудо­вание. Для машин большей массы используют сложные многогусеничные системы, у которых число гусениц достигает 16.

По степени приспосабливаемости к рельефу пути различают гусе­ницы жесткие /, мягкие 2, полужесткие и с опущенным или поднятым колесом 4.

Рис. 4.2. Конструкция гусеницы: 1 — ведущее колесо; 2 — винт; 3 — звено гусеничной ленты; 4,7 — поддерживающие и опорные катки; 5 — ходовая рама; 6 — стопор; 8 — несущая балка гусеницы; 9 — натяжное устройство; 10 — направляющее колесо.

У жестких гусениц (рис. 4.2) опорные катки 7 непосредственно соединены с несущей балкой гусеницы. Этот тип подвески наиболее прост и дешев, он обеспечивает более равномерное распределение дав­ления на грунт. Вследствие того, что жесткая гусеница не приспосабли­вается к неровностям пути и не амортизирует ударные нагрузки при езде по неровному и жесткому основанию, скорость передвижения ма­шин на таких гусеницах обычно не превышает 5 км/ч. Для лучшей приспосабливаемости гусениц к неровностям грунта опорные катки объединяют в балансирные тележки (рис. 4.1, поз. 2) и вводят демпфи­рующие пружины или рессоры. Для лучшей работы машины в зимних условиях или на грунтах с низкой несущей способностью и плохим сцеплением на звеньях гусеничной ленты применяют съемные шипы или шпоры. Привод гусениц осуществляется ведущими колесами 1. Для зацепления с ведущим колесом используются реборды звеньев или отверстия в них. Для компенсации износа и вытяжки звеньев гусеничные ленты натягиваются с помощью устройства 9 на направля­ющем колесе.

В последние годы для работы машин на заболоченных грунтах со слабой несущей способностью применяют гусеничное ходовое оборудо­вание с резинометаллическими гусеницами. Такая гусеница выполнена из специальной резиновой ленты, армированной высокопрочной несу­щей проволокой со штампованными звеньями. Эта гусеничная лента имеет меньшую массу, лучшую приспосабливаемость к грунтовым условиям, повышает проходимость машины, не нарушает дерновый покров.

Тип привода машины и требования к ее скорости и маневренности предопределяют конструкцию механизма передвижения. При одномо­торном механическом или гидромеханическом приводе привод гусениц часто осуществляют с помощью конических зубчатых передач, цепных передач и кулачковых муфт и тормозов, обеспечивающих разворот ма­шины только относительно одной из гусениц. Для большей маневренно­сти гусеничных машин, выполненных на базе тракторов, для включения и выключения гусениц служат специальные фрикционные бортовые муф­ты сцепления. При включении гусениц в разных направлениях достига­ется разворот машины на месте. Такое качество достигается и при инди­видуальном приводе гусениц, когда каждая из них приводится в движе­ние отдельным электро — или гидродвигателем, имеющим возможность для разворотов машин на месте включаться в разных направлениях.

Ходовое оборудование дорожно-строительных машин состоит из движителей, механизма передвижения и опорных рам или осей.

По типу применяемых движителей ходовое оборудование делят на гусеничное (рис. 4.1, а), пневмоколесное (рис. 4.1, б), рельсоколесное и шагающее (рис. 4.1, в). Движители передают нагрузку от машины на опорную поверхность и передвигают машины. Механизмы передвиже­ния обеспечивают привод движителей при рабочем и транспортном ре­жимах. У многих строительных машин (землеройно-транспортных, мно­гоковшовых экскаваторов, передвижных кранов и др.) ходовое обору­дование участвует непосредственно в рабочем процессе, обеспечивая при этом дополнительные тяговые усилия.

Современные самоходные дорожно-строительные машины предназ­начены для передвижения в различных дорожных условиях. Транспор­тные скорости у некоторых пневмоколесных и рельсоколесных машин достигают нескольких десятков километров в час. Рабочие скорости часто должны плавно регулироваться от максимальных значений до нуля. Давление на грунт у различного типа строительных машин меняется от 0,03-0,05 до 0,5-0,7 МПа. Тяговые усилия на движителях у большин­ства строительных машин обеспечиваются в пределах 45-60 % от их массы, превышая у некоторых в рабочих режимах их общую массу. Обес­печение машиной необходимых величин давления на грунт, тягового уси­лия и клиренса (расстояния от поверхности дороги до наиболее низкой точки ходового оборудования) характеризует ее проходимость, т. е. способ­ность передвигаться в разнообразных условиях эксплуатации. Проходи­мость машин в существенной степени сказывается на их основных тех­нико-экономических показателях. Важным показателем ходового обо­рудования машин является также их маневренность, под которой пони­мается способность машин изменять направление движения — маневри­ровать. Маневренность характеризуется радиусами поворота, вписывае — мостью машин в угловые проезды и размерами площадки, необходимой Для обратного разворота.

Для обеспечения разнообразных требований эксплуатации строи­тельных машин применяют различное ходовое оборудование.

а> _ji if-з /_ fcfil ^)пп“ппф

Ямс. 4./. Ходовое оборудование строительных машин.

В системах управления и в маломощных приводах дорожных ма­шин широко применяются гидрообъемные передачи. Их используют так­же в машинах, на циклично работающих приводах, имеющих сложную пространственную кинематику движения.

Распространению объемных гидропередач способствует компакт­ность конструкции даже при реализации больших передаточных отно­шений (1:1000 и более), простота средств бесступенчатого регулирова­ния скорости исполнительного механизма и преобразования вращатель­ного движения в возвратно-поступательное. При их использовании воз­можна автоматизация процесса работы, унификация и стандартизация элементов привода. Однако работа гидрообъемных передач зависит от температуры окружающей среды. Эти передачи имеют невысокий к. п.д. (0,7 — 0,75) и требуют квалифицированного обслуживания.

В гидрообъемных передачах геометрические и силовые связи устанав­ливаются замкнутым объемом рабочей жидкости, расположенной в напор­ной магистрали между насосом и гидродвигателем. В насосе механическая энергия приводного двигателя преобразуется в гидравлическую энергию рабочей жидкости, которая затем переходит в механическую энергию гид­родвигателя и расходуется на преодоление внешнего сопротивления.

В отличие от насосов, которые являются роторными гидромашина­ми вращательного типа, гидродвигатели бывают трех видов — гидромо­торы, поворотники и гидроцилиндры. Гидромоторы обеспечивают враща­тельное движение ведомого вала с неограниченным углом поворота. Поворотники (их часто называют моментными гидроцилиндрами) пово­рачивают ведомый вал только на ограниченный угол. Гидроцилиндры относятся к группе очень распространенных на дорожных машинах гид­родвигателей, совершающих возвратно-поступательное движение. В ка­честве насосов и гидромоторов применяют шестеренчатые, винтовые, пластинчатые (шиберные), аксиально-поршневые и радиально-поршне­вые гидромашины (рис. 3.5).

При вращении вала шестеренчатого насоса (рис. 3.5, а) захватыва­ется некоторый объем рабочей жидкости из всасывающей камеры I и переносится в напорную камеру II. Этот перенос становится возмож­ным благодаря образованию геометрически замкнутых пространств между впадинами зубьев ведущей 1 и ведомой 2 шестерен и корпусом

3. Линия контакта шестерен отделяет напорную камеру от всасываю­щей, препятствуя обратному движению жидкости.

Рис. 3.5. Конструктивные схемы насосов и гидромоторов: а — шестеренчатого; б—винтового; в — лопастного; г — аксиально­поршневого; д — радиально-поршневого

В винтовом насосе (рис. 3.5, б), состоящем из винтов 1 и 2, а также корпуса 3, перенос рабочей жидкости обеспечивается располо­женными между этими элементами запертыми пространствами, кото­рые в виде “жидкостной гайки” перемещаются из всасывающей каме­ры I в напорную II.

Пластинчатые насосы (рис. 3.5, в) строятся на основе кулисного меха­низма. На ведущем валу 1 закреплен ротор 2, в пазах которого соверша­ют возвратно-поступательное движение шиберы 3, опирающиеся на цилин­дрическую поверхность корпуса 4, геометрическая ось которой располо­жена эксцентрично относительно ротора на величину е. При вращении ротора по часовой стрелке пространства между шиберами, работающими справа от вертикальной оси, а также ротором и статором уменьшаются, в связи с чем рабочая жидкость выдавливается в напорную полость II.

В то же время аналогичные пространства, расположенные слева от вертикальной оси, увеличиваются, обеспечивая захват рабочей жидкости из всасывающей полости I.

На валу 1 аксиально-поршневого насоса (рис. 3.5, г) закреплен цилин­дрический блок 2, в цилиндрах которого совершают возвратно-поступа­тельное движение поршни 3, опирающиеся на упорный подшипник диска

4. Цилиндрический блок упирается в распределитель 5, закрепленный в неподвижном корпусе 6. Благодаря распределителю полости цилиндров периодически соединяются с напорной или со всасывающей камерами, в зависимости от направления движения поршней.

Радиально-поршневой гидромотор (рис. 3.5, д) состоит из блока цилиндров 1, в расточках которого помещены поршни 2. Поршни име­ют катки 3, которые обкатываются по направляющей поверхности кор­пуса 4. Рабочая жидкость поступает под поршни через распределитель

5. Расположение окон распределителя согласуется с положением ра­бочих и холостых участков направляющей корпуса. При развиваемом поршнем усилии Р сила давления катка на направляющую N будет тем больше, чем больше угол давления у. Возникающее при взаимодей­ствии катка с направляющей тангенциальное усилие Т формирует кру­тящий момент ротора.

Все перечисленные типы гидромашин относятся к классу роторных, од­ним из основных свойств которых является принципиальная обратимость, т. е. способность работать как в качестве насоса, так и в качестве гидромотора.

Аксиально-поршневые гидромашины работают при давлении 16-35 МПа с объемным расходом 5-20 л/с, их долговечность составляет 5-8 тыс. ча­сов чистой работы, а общий к. п. д. достигает 0,9-0,93.

Широкое применение находят шестеренчатые и пластинчатые насо­сы, максимальные значения параметров которых при долговечности 4-6 тыс. часов примерно одинаковы: ртах= 14-18 МПа и Qmax=8-10 л/с.

Пластинчатые насосы чаще используют в системах управления, подпитки и централизованной смазки дорожных машин. В этих случаях их работа протекает при давлениях 0,3-1,2 МПа.

Наряду с низкомоментными высокооборотными гидромашинами пере­численных типов все большее распространение получают высокомомент — ные радиально-поршневые гидромоторы, рассчитанные на работу при дав­лениях до 35 МПа. Если со < 10 рад/с, или М > 1000 Нм, или М/со> 100, то гидромашину относят к разряду высокомоментных. Высо — комоментные гидромоторы устанавливают непосредственно на рабочий орган или передают ему движение через простейшую редукторную сис­тему. Однако удельные энергетические показатели высокомоментных гидромоторов (кВт/кг) в 2-5 раз хуже низкомоментных гидромоторов. Поэтому высокомоментным гидромоторам часто предпочитают низко-
моментные, скомпонованные в одно целое с планетарными или червяч­ными передачами.

Простота исполнения, хорошая компонуемость, сравнительно небольшая масса на единицу передаваемой мощности, способность встраиваться непосредственно в рабочие органы машин определили большое разнообразие конструктивных схем гидроцилиндров. Тем не менее их можно разбить на две основные группы — гидроцилиндры одинарного действия (рис. 3.6, a-в) и гидроцилиндры двойного дей­ствия (рис. 3.6, г-е). Первые из них могут перемещать под действием рабочей жидкости ведомые элементы только в одном направлении. Возврат же в исходное положение осуществляется пружиной или силой тяжести рабочих органов. В гидродилиндрах двойного действия перемещение в обоих направлениях осуществляется усилием рабо­чей жидкости. Основными элементами гидроцилиндров является кор­пус 1 и поршень 2 со штоком 3 или плунжер 4. Плунжерные гидроци­линдры могут быть одностороннего действия, так как в них рабочая жидкость подводится только в камеру между корпусом и плунже­ром. В поршневых гидроцилиндрах рабочая жидкость может посту­пать как в штоковую, так и в бесштоковую полость. Поэтому они бывают как одностороннего, так и двустороннего действия. Для под­вода (отвода) рабочей жидкости в корпусе гидроцилиндра имеются каналы, соединенные с трубопроводами 5. Наибольшее распростране­ние имеют гидроцилиндры двойного действия с односторонним што­ком (рис. 3.6, г). Однако из-за разности площадей штоковой и бес — штоковой полостей скорость движения штока в разных направлени­ях не одинакова. Когда это нежелательно, применяют гидроцилиндры с двусторонним штоком (рис. 3.6, д). Если усилие, которое развивает­ся на штоке гидроцилиндра, недостаточно для преодоления внешнего сопротивления, а стесненные габариты не позволяют развивать диа­метр поршня, используют гидроцилиндры с двойными поршнями (рис. 3.6, е). В этом случае рабочая жидкость подводится одновремен­но в полости I и III или в II и IV.

Типичные конструктивные схемы поворотников изображены на рис. 3.6, ж, з. Внешне они напоминают либо гидромотор с одной лопас­тью 6, корпус 7 которого ограничен некоторым сектором, либо гидроци­линдр с двойными поршнями. Шток 8 этого гидроцилиндра соединен с кривошипно-шатунным механизмом 9, ось 0 которого поворачивает ве­домый вал.

гг J

3

Рис. 3.6. Гидродвигатели возвратно-поступательного и поворот­ного движения. Гидроцилиндры: а — поршневой одинарного дей­ствия; б — плунжерный; в — телескопический;- г — двойного дей­ствия; д — с двусторонним штоком; е — со сдвоенными поршнями;

ж и з — поворотники

Контроль и управление параметрами гидравлической энергии осу­ществляется с помощью распределительной, регулирующей и контроль­ной аппаратуры.

Распределители направляют рабочую жидкость от насоса к гидродви­гателям, обеспечивают их реверсирование и остановку. По конструкции различают пробковые, клапанные и золотниковые распределители. После­дние имеют наибольшее распространение. Они многопозиционны, уравно­вешены от статических сил давления и имеют сравнительно небольшие сопротивления от сил трения. Схема трехпозиционного золотникового рас­пределителя, управляющего направлением движения штока гидроцилиндра, изображена на рис.3.7. Его рабочими элементами являются цилиндричес­кий плунжер 1, снабженный поясными и кольцевыми проточками, и корпус 2, имеющий окна или отверстия, через которые подводится и отводится рабо­
чая жидкость. Рассматриваемый распределитель является четырехходовым, так как связывает четыре элемента системы — напорную и сливную маги­страли и две магистрали, ведущие к полостям гидроцилиндра. Различают три основных типа золотниковых распределителей: с положительным, нуле­вым и отрицательным перекрытиями. У золотников с положительным перекрытием ширина пояска а на плунжере больше отверстия б в корпусе.

Рис. 3.7. Конструктивная схема золотникового распределителя

Они хорошо фиксируют положение исполнительных механизмов. Когда плунжер такого распределителя устанавливается в нейтральное положение, исполнительный механизм отсекается от напорной и слив­ной магистралей, а рабочая жидкость запирает его. Этот тип золотника применяется в разомкнутых системах управления для лучшей динами­ческой устойчивости гидропривода. Применение его в системах управ­ления с обратной связью нежелательно, так как наличие перекрытия определяет большую зону нечувствительности. Этого недостатка лише­ны золотники с нулевым перекрытием, когда ширина пояска плунжера равна ширине канавки или отверстия корпуса. Достигнуть нулевого пе­рекрытия при изготовлении золотника сложно, поэтому в следящих при­водах, как правило, применяют золотники с отрицательным перекрыти­ем. У таких золотников при нейтральном положении плунжера по обе­им сторонам его пояска имеются начальные зазоры (4…6) 10’5 м, через которые жидкость, подаваемая насосом, поступает в сливную магист-
раль. В полостях силового гидроцилиндра устанавливаются давления р; и рт При этом

РІ=Р2= — 2Р° (3.5)

где р и Pq давление жидкости в напорной и сливной магистрали системы при нейтральном положении распределителя.

Золотники с отрицательным перекрытием имеют меньшую зону нечувствительности, но не могут применяться тогда, когда утечки и жес­ткость являются важными для системы факторами.

Регулирующие органы гидросистемы подразделяют на регулято­ры давления и регуляторы расхода. Регуляторы давления предназна­чены для предохранения гидросистемы от перегрузок, а также для под­держания в ее магистралях давления заданной величины. К первой группе этих устройств относятся предохранительные клапаны, а ко второй-подпорные, редукционные и обратные клапаны и клапаны раз­грузки насосов. Конструктивно регуляторы расхода выполняются шариковыми, конусными, плунжерными и комбинированными. Шарико­вые клапаны являются наиболее простыми и быстродействующими ввиду малой инерционности подвижных элементов. Однако при непрерывной работе они из-за износа седла быстро выходят из строя. Поэтому их применяют в качестве эпизодически работающих предохранительных и обратных клапанов. Чаще применяют плунжерные и комбинирован­ные клапаны. Конструкция и принцип работы таких устройств видны из рассмотрения конструктивной схемы предохранительного клапана с переливным золотником (рис. 3.8). Рабочая жидкость из полости дав­ления А по каналу Б в золотнике 4 поступает в полость В и одновре­менно по каналу Г — в полость Д. Затем через демпферное отверстие Е рабочая жидкость направляется в полость Ж и под настроенный на определенное давление шариковый клапан 2. Пока давление в системе не преодолеет усилия, на которое настроена пружина 1, золотник пру­жиной 3 удерживается в крайнем положении, перекрывая выход жид­кости на слив. При повышении давления в гидросистеме шариковый клапан преодолевает усилие пружины и открывается. Жидкость из полости Ж по каналу II поступает на слив. При прохождении жидко­сти через демпферное отверстие Е в полость Ж давление понижается по сравнению с тем значением, которое соответствует полостям В и Д. Вследствие этого золотник поднимается, перепуская часть жидкости из напорной полости на слив.

Регулирование скорости маломощных и редкоработающих рабочих орудий и механизмов дорожных машин осуществляется дроссельными регуляторами расхода, представляющими собой местное регулируемое или нерегулируемое сопротивление, которое устанавливается на пути течения жидкости. Конструктивно наиболее распространенные из них выполняются в виде набора тонких шайб с калиброванными отверстия­ми либо в виде поворотного крана с переменным проходным сечением.

В соответствии с известным уравнением Бернулли объемный рас­ход жидкости (м3/с), протекающей при дросселировании через такое устройство, определяется как

(3.6)

где — коэффициент расхода, который принимается при истечении минеральных масел через круглые дросселирующие отверстия, 0,59-0,60, а для щелевых 0,70-0,75; F — площадь поперечного сечения дросселя, м2; р — плотность рабочей жидкости, кг/м3 ; Ар — перепад давления на дросселе, Па.

Рис. 3.9. Схемы установки дросселя: а — на входе; б — на выходе; в — параллельно гидродвигателю; 1 — насос; 2 — гидромотор; 3 — дроссель; 4 — предохранительный клапан

Чтобы избежать влияния режимов нагружения на скорость движе­ния исполнительного механизма, применяют дроссели с регуляторами. Регуляторы являются такими устройствами, которые с помощью гидравлической обратной связи независимо от условий нагружения под­держивают на дросселе постоянный перепад давления. Дроссельные ус­

тройства устанавливают на входе или выходе гидродвигателя, а в неко­торых случаях — параллельно ему (рис. 3.9). В первом случае рабочая жидкость от насоса поступает к гидродвигателю через дроссель. При этом некоторый избыток объемного расхода жидкости насоса сливается через предохранительный клапан. Чем меньше проходное сечение дрос­селя, тем меньше скорость вращения гидромотора и тем большая доля расхода поступает на слив через предохранительный клапан. Запускает­ся такая система в работу плавно, без толчков. Однако если нагрузка на валу гидродвигателя меняет свою величину, то из-за отсутствия подпора на сливе трудно получить устойчивую скорость движения этого вала. Этот недостаток отсутствует, когда дроссель, установлен на выходе из гидродвигателя. По к. п. д. оба эти варианта уступают системам, в кото­рых дроссель установлен параллельно гидродвигателю, так как при их использовании насос независимо от нагрузки работает при давлении срабатывания предохранительного клапана. Однако когда дроссель уста­новлен параллельно гидродвигателю, в системе трудно получить устой­чивую скорость движения исполнительного механизма особенно при небольших ее значениях. К вспомогательным устройствам гидросистем относятся средства борьбы с различными помехами. Они подразделяют­ся на средства очистки рабочей жидкости — фильтры, средства стабили­зации теплового режима — теплообменники, накопители гидравлической энергии — гидроаккумуляторы.

Фильтры улавливают попавшие в гидросистему посторонние механические примеси. По тонкости очистки различают фильтры: гру­бой очистки (d > 1,0-104 м), нормальной очистки (d > 1,0-105 м), тонкой очистки (d > 0,5Т0’5 м) и особо тонкой очистки (d > 1,010’6 м). По методу отделения механических частиц различают фильтры механичес­кого действия и силовые очистители. В фильтрах механического дей­ствия поток жидкости пропускается через фильтрующий материал, в котором задерживаются механические частицы. Действия силовых очи­стителей основаны на разделении рабочей жидкости и примесей под влиянием силового поля, которое может быть гравитационным, цен­тробежным, магнитным, электростатическим или вибрационным. Наиболь­шее распространение в гидросистемах дорожных машин получили филь­тры механического действия. В баках, картерах и отстойниках широко применяют магнитные очистители. Устанавливают фильтры чаще всего на нагнетательном трубопроводе после предохранительного клапана. При такой установке фильтры наиболее надежно защищают от загрязнений распределительные устройства. Распространены также схемы с уста­новкой фильтров на сливе. В этом случае они работают под небольшим давлением.

Теплообменники отводят выделившуюся в гидросистеме тепловую энергию, а при низких температурах воздуха нагревают рабочую жид­кость. На дорожных машинах применяют теплообменники с принуди­тельным обдувом воздухом, направляемым вентиляторной установкой.

Гидравлические аккумуляторы служат для компенсации кратко­временных пиковых нагрузок. Они являются также демпферами воз­никающих при пульсации давления колебаний. Схема, представленная на рис. 3,10, иллюстрирует применение гидравлического аккумулятора в системе управления процессом торможения механизма передвижения одноковшового экскаватора. Когда давление в полостях тормозных гидро­цилиндров 1 упадет из-за объемных потерь в системе и станет меньше, чем в напорном трубопроводе насоса 2, то обратный клапан 3 обеспечит доступ рабочей жидкости в гидроаккумулятор 4. Благодаря этому про­изойдет зарядка гидроаккумулятора, т. е. наполнение его рабочей каме­ры жидкостью под давлением системы. При неработающих исполни­тельных механизмах экскаватора напорная магистраль насоса соеди­нена со сливной, и этот насос работает вхолостую. Тем не менее, рабочие полости гидроцилиндров находятся под давлением гидроак­кумулятора, так как обратный клапан не пропускает жидкость на слив. Если из такой системы исключить гидроаккумулятор, то при нерабо­
тающих механизмах экскаватора насос должен работать не вхолос­тую, а под некоторым давлением подпора. Это энергетически нераци­онально и не всегда оправдано. При применении гидроаккумулятора в качестве демпфера колебаний его параметры выбирают таким об­разом, чтобы собственная частота была приблизительно равна часто­те пульсаций. Такой гидроаккумулятор очень чувствителен к измене­нию давления и хорошо его стабилизирует на заданном уровне. В практике машиностроения применяют грузовые, пружинные и пнев­матические аккумуляторы. В наиболее распространенных пневма­тических аккумуляторах средой, накапливающей энергию, является воздух или технический азот. При наполнении рабочей полости та­ких аккумуляторов жидкостью под действием избыточного давления в напорной магистрали воздух в пневматической камере сжимается. Когда в гидросистеме из-за уменьшения или снятия нагрузки давле­ние падает, воздух расширяется и вытесняет жидкость из рабочей полости в систему. Резиновая камера разделяет воздушную и жидко­стную среду, не допуская их смешения.

Рис. 3.10. Гидросистема с гидропневмоаккумулятором

Рабочая жидкость гидросистем сочетает свойства рабочего тела со свойствами смазочных материалов. В гидросистемах широко применяют минеральные масла, полученные смешиванием маловязких нефтепродук­тов с высоковязкими компонентами. Углеводородные полимеры, входя-

щие в состав минеральных масел, образуют во взаимодействии с повер­хностью металла граничные адсорбционные слои, обладающие высокой механической прочностью и малым сопротивлением поперечному сколь­жению. Присадки, содержащиеся в рабочих жидкостях гидросистемы, улучшают их свойства. Основными показателями качества рабочих жид­костей служат их вязкость, температурно-вязкостная характеристика, физическая и химическая стабильность, антикоррозионные свойства, аг­рессивность по отношению к резиновым уплотняющим устройствам, смазочная способность и температура замерзания. Рабочая жидкость должна быть достаточно густой, чтобы снизить объемные потери в гид­росистеме, но не слишком, чтобы избежать явлений кавитации и повы­шенных гидромеханических потерь в гидроагрегатах и трубопроводах.

Физическая стабильность характеризует способность рабочей жидко­сти сопротивляться деформациям сдвига и не терять своей вязкости и смачивающих свойств. При работе высокооборотных гидромашин и рас- пределительно-регулирующей аппаратуры вязкость жидкости постепен­но уменьшается. При этом чем более высокомолекулярные присадки использованы для улучшения вязкостных свойств, тем сильнее влияние деформаций, вызванных трением и смятием рабочей жидкости.

Химическая стабильность рабочих жидкостей, или их стойкость к окислению, зависит от химического состава и строения компонентов. В процессе окисления, когда прекращается действие антиокислительных присадок, из жидкости выпадают осадки в виде смолы, которые засоряют элементы сопряжений гидроагрегатов и могут вывести их из строя. Луч­шими катализаторами, вызывающими ускорение процесса окисления, яв­ляются металлические частицы, грязь и вода. Это следует учитывать при заправке гидросистемы и ее очистке. При повышении температуры рабо­чей жидкости интенсивность окисления минеральных масел увеличивает­ся. Поэтому при конструировании гидросистем не следует экономить на средствах, обеспечивающих ограничение температуры рабочей жидкости.

Антикоррозионные свойства и агрессивность по отношению к резино­вым уплотнениям характеризуют совместимость рабочей жидкости, т. е. ее способность длительное время работать совместно с металлическими и резиновыми изделиями, не разрушая их. Улучшение этого качества обеспечивается применением антикоррозионных присадок, действующих за счет образования на поверхностях деталей прочных пленок.

Минеральные масла склонны к образованию стойкой пены. Чем больше вязкость рабочей жидкости, тем выше вспениваемость. С пено- образованием в гидросистемах необходимо бороться, так как пена сни­

жает смазывающую способность рабочих жидкостей, ухудшает их антикоррозионные свойства, повышает сжимаемость. Для борьбы с пе- нообразованием увеличивают вместимость резервуаров, ставят в них антипенные перегородки, механические отделители воздуха, а также при­меняют антипенные присадки.

Решая вопрос о выборе сорта рабочей жидкости, учитывают диапа­зон рабочих температур, температурный график за цикл, время эксплуа­тации гидропередач с учетом продолжительности хранения, характерис­тики применяемых в гидроагрегатах материалов, особенности эксплуа­тации — условия смены, пополнения, очистки и т. п. Во всех случаях нуж­но стремиться применять рабочие жидкости, рекомендуемые заводами — изготовителями элементов гидропередач.

Большое распространение в приводах дорожных машин получили гидродинамические передачи, к числу которых относят гидромуфты и гидротрансформаторы. У них движение ведомых звеньев осуществляет­ся без жестких связей — посредством рабочей жидкости. Гидродинами­ческие передачи обеспечивают разгон и торможение, хорошо гасят кру­тильные колебания, выполняют функции автоматических бесступенча­тых коробок скоростей, согласовывают работу нескольких механизмов, получающих энергию от одного приводного двигателя. Поэтому они широко применяются в трансмиссиях землеройно-транспортных машин, одноковшовых экскаваторов, погрузчиков, камнедробилок и т. п., приво­димых в движение двигателями внутреннего сгорания или асинхронны­ми короткозамкнутыми электродвигателями.

Если гидродинамическую передачу, конструктивная схема которой изоб­ражена на рис. 3.3, заполнить рабочей жидкостью, а ведущий вал 1 с насос­ным колесом 2 привести во вращение, используя энергию приводного двига­теля, то под действием центробежных сил начнется движение жидкости, со­провождаемое “закруткой” ее потока. При этом происходит преобразование механической энергии ведущего вала в энергию движущейся жидкости.

Гидротрансформаторы (рис. 3.4) состоят из трех рабочих элемен­тов — насосного колеса 1, закрепленного на ведущем валу, турбинного колеса 2, жестко посаженного на ведомый вал, и неподвижного направ­ляющего аппарата (реактора) 3. Межлопаточные каналы этих рабочих элементов, так же как в гидромуфте, образуют круг циркуляции жидко­сти. Ввиду наличия реактора при изменении внешней нагрузки в гидротрансформаторе происходит преобразование не только скорости вращения, но и крутящего момента.

Рис. 3.4. Конструктивные схемы гидротрансформаторов: а ~ реактор после насосного колеса; б — реактор перед насосным колесом: I — ведущий вал; // — ведомый вал

На крупных дорожных машинах и базовых тягачах, мощность сило­вой установки которых составляет 100-150 кВт и более, могут приме­няться электрические передачи постоянного и переменного тока. Эти передачи состоят из генератора и одного или нескольких электродвига­телей. Генераторы, как правило, приводятся дизельными двигателями и образуют с ними один агрегат. Режимы работы генератора согласовыва­ются с характеристикой приводного двигателя в направлении полного использования мощности силовой установки даже при изменении внеш­ней нагрузки в широком диапазоне. Эта задача успешно решается в случае, когда электрическая передача позволяет бесступенчато регули­ровать скорость ведомого элемента, при этом выполняется условие

Nrl = М. со= const. (3.4)

д ном 2 2

где М2 и а>2 крутящий момент и угловая скорость ведомого звена передачи; — номинальная мощность приводного двигателя.

ДОРОЖНО-СТРОИТЕЛЬНЫЕ МАШИНЫ

В электрических передачах постоянного тока изменением угловой скорости и крутящего момента электродвигателя производится регули­рованием тока возбуждения. При этом применяют схемы с параллель­ным, последовательным и смешанным включением обмоток возбужде­ния электромашин. В электрических передачах переменного тока эта же задача решается введением преобразователей частоты питания электродвигателей. Регулируемые электропередачи сложны и обладают большой массой. Поэтому чаще применяют более простые и дешевые нерегулируемые электропередачи переменного тока, хотя по своим ха­рактеристикам они близки к механическим передачам.

Механические характеристики электропередач отображают зависи­мости угловой скорости 0)} и мощности /V, от крутящего момента М9, на валу электродвигателя. Различают сверхжесткие, жесткие и мягкие ха­рактеристики электродвигателей. Сверхжесткой характеристикой обла­дает синхронный электродвигатель, питаемый электроэнергией постоян­ной частоты, и специальные двигатели постоянного тока с параллельным возбуждением и автоматическим регулированием угловой скорости. Жесткая характеристика имеет небольшое падение угловой скорости (5- Ю%) при изменении крутящего момента на валу электродвигателя от нуля до номинала. Эта характеристика наблюдается у электродвигате­лей постоянного тока с параллельным возбуждением и у асинхронных электродвигателей с малым сопротивлением в цепи ротора. Мягкая
характеристика имеет большое падение угловой скорости (20% и выше) при изменении нагрузки от нуля до номинала. Такую характеристику имеют электродвигатели постоянного тока последовательного или сме­шанного возбуждения, электродвигатели параллельного возбуждения с большим сопротивлением в цепи якоря, система генератор-двигатель с трехобмоточным генератором, асинхронные электродвигатели с большим сопротивлением в цепи ротора, специальные системы. Графическое изображение механических характеристик электродвигателей разной степени жесткости приведено на рис. 3.2.

Рис. 3.2. Механические характеристики электропередач: 1 — сверхжесткая;

2 — жесткая: 3 — мягкая

Чтобы машина работала, к ее рабочим органам нужно подвести механическую энергию. Вырабатывается эта энергия силовым обору­дованием, а передается — трансмиссией. Совокупность силового оборудо­вания и трансмиссии называют приводом машины. Особенности техноло­гии производства работ, условия эксплуатации и режимы нагружения определяют требования к приводам машин. От технологии зависит после­довательность включения, выключения и реверсирования движения меха­низмов, совмещение их действий. Условия эксплуатации — работа на открытом воздухе в любое время суток и года в различных климатичес­ких поясах и зачастую вдали от населенных мест — определяют требова­ния высокой надежности и ремонтопригодности, доступности мест смаз­ки, возможности контроля и регулировки, работоспособности при боль­ших поперечных и продольных уклонах и в условиях бездорожья. Хоро­ши в эксплуатации конструкции, в которых широко использованы базо­вые машины и стандартные узлы.

Режимы нагружения характеризуются продолжительностью непре­рывной работы привода, частотой включения, закономерностями измене­ния внешней нагрузки и скоростью движения ведомого звена. В основ­ные периоды времени они определяются процессами взаимодействия рабочих органов машин с обрабатываемым материалом, а в переходные — процессами разгона, торможения и реверсирования масс, их подъемом или опусканием. Предпочтение отдают таким приводам, которые обеспе­чивают максимальное использование установленной мощности при вы­соком к. п. д., хорошо воспринимают динамические нагрузки, а также легко и просто управляются и автоматизируются.

По типу и структуре силового оборудования различают приводы с первичными или вторичными двигателями, одномоторные или многомо­торные. Трансмиссии могут быть однопоточными, многопоточными, меха­ническими, гидравлическими, электрическими, пневматическими или ком­бинированными (гидромеханическими, электрогидравлическими и т. п.). Управление приводами бывает ручным, механизированным, автоматиче­ским или полуавтоматическим, ступенчатым или бесступенчатым.

На дорожных машинах в основном применяются приводы с первич­ными двигателями, у которых образующаяся при сгорании топлива энер­
гия непосредственно преобразуется в механическую работу. Машины с такими двигателями автономны, т. е. могут работать вдали от населен­ных пунктов и других источников энергии. К первичным двигателям относятся двигатели внутреннего сгорания и паровые машины. Из-за больших габаритов и массы, а также низкого к. п. д. паровые машины в настоящее время не применяются.

Основными параметрами двигателей внутреннего сгорания, харак­теризующими их работу, является мощность Nd крутящий момент Мд и угловая скорость о)й. Связь между этими параметрами представлена на рис. 3.1, из которого видно, что изменение крутящего момента от нуля до номинала соответствует изменению скорости вращения на 8-12% у дизелей и на 20% у карбюраторных двигателей. Двигатели внутреннего сгорания способны развивать крутящие моменты, превышающие номи­нальное значение. Однако при этом их угловая скорость резко падает. Перегрузочная способность двигателей внутреннего сгорания характе­ризуется коэффициентом приспосабливаемости

1.1

1.3

м.

д ном

(3.1)

где М,

и М, — максимальное и номинальное значения кру- a max о ном г J тящего момента двигателя.

Рис. 3.1. Внешние характеристики двигателей внутреннего сгора­ния: 1 — дизель; 2 — карбюраторный двигатель

Так как этот коэффициент сравнительно мал, двигатели внутреннего сгорания не могут разгоняться под нагрузкой и “глохнут” уже при ско­рости вращения, составляющей 50-60% от номинальной. Поэтому их следует выбирать с некоторым запасом, который характеризуется коэф­фициентом загрузки по мощности

N

, iv Дном

(3.2)

Д max

где N, „„и N, — максимальное и номинальное значения мощности

О fllQX и НОМ

двигателя.

Для дорожных машин принимают k = 0,75-0,9.

В качестве вторичных приводных двигателей применяются асин­хронные электродвигатели, перегрузочная способность которых несколь­ко выше, чем у двигателей внутреннего сгорания.

Трансмиссия включает одну или несколько передач, систему управ­ления и вспомогательные средства. В приводах дорожных машин широ­ко применяются механические передачи. Они имеют высокий к. п. д., надежны в работе и просты в обслуживании. Эти передачи состоят из зубчатых, цепных, ременных и других механизмов, которые образуют ре­дукторы, коробки скоростей, ведущие мосты и т. п. С помощью механи­ческих передач можно подводить энергию не только к одному, а к не­скольким исполнительным механизмам, реверсировать их движение и ступенчато изменять величину скорости и крутящего момента на ведо­мом валу.

Пренебрегая податливостью звеньев, а также влиянием люфтов в сопряжениях, полагают, что кинематические и нагрузочные параметры ведомого вала механических передач не зависят друг от друга и опреде­ляются следующими соотношениями:

<°2 = КЩ и М2 = Т) А/, — (3.3)

где крутящие моменты на входе передачи (вал приводно­

го двигателя) и на выходе; ім — общее передаточное отношение механиз­ма; Г] — общий к. п. д. передачи.

Ввиду невозможности бесступенчатого регулирования скорости вра­щения и крутящего момента, возникновения динамических нагрузок при колебании внешних возмущений, громоздкости и сложности конструк­ции, механические передачи часто заменяются комбинированными — гид­ромеханическими или электромеханическими.

Устройства, предназначенные для соединения валов между собой или валов с находящимися на них деталями и передающих крутящие моменты от одного вала к другому, называются муфтами.

Муфты, осуществляющие постоянные соединения, носят название постоянных (неуправляемых), а те, что позволяют в процессе работы машины разъединять соединяемые детали, — сцепных (управляемых).

Применение постоянных муфт определяется технологическими тре­бованиями изготовления машин, а сцепных — их кинематикой.

Муфты в строительных машинах достаточно разнообразны по своей конструкции, поэтому рассмотрим лишь основные, наиболее распростра­ненные.

Постоянные муфты. Могут быть глухими, предназначенными для соединения строго соосных валов, и компенсирующими — ими соединя­ются валы, имеющие некоторую подвижность или несоосность. Самыми распространенными глухими муфтами являются втулочные и попереч — но-свертные.

Наиболее просты втулочные муфты (рис. 2.19, а). Крутящий момент от ведущего вала 1 на втулку 2 и от нее ведомому валу 4 передается с помощью шпонок 3 или штифтов, а сама муфта в осевом направлении фиксируется установочными винтами 5. Недостаток таких муфт в необ­ходимости большого осевого смещения валов при монтаже и демонтаже.

К наиболее распространенным компенсирующим муфтам относят­ся упругая втулочно-пальцевая и плавающая, или крестовая.

Втулочно-пальцевая муфта (рис. 2.19, б) — поперечно-свертная, со­стоит из двух полумуфт-фланцев 6 и 9, укрепленных на ведущем и ведо­мом валах. В одной из полумуфт закреплены пальцы 7 с надетыми на них резиновыми втулками. Эти втулки входят в цилиндрические отвер­стия второй полумуфты. Таким образом, крутящий момент от одной по — лумуфты к другой передается через упругий элемент — резиновые втул­ки, позволяющие компенсировать незначительную неточность в уста­новке валов. Втулочно-пальцевые муфты широко применяются для со­единения вала электродвигателя с валом передач.

Плавающая муфта (рис. 2.19, в) состоит из двух полумуфт 10 и 12, закрепленных на ведущем и ведомом валах. Между полумуфтами уста­навливается диск 11 с крестообразно расположенными на его торцах двумя выступами, которые входят в соответствующие пазы полумуфт. Если смещение валов незначительно, то перемещение диска выступами по пазам полумуфт при вращении полумуфт компенсирует эту несоос­ность. Такие плавающие муфты позволяют передавать значительные крутящие моменты и широко используются для соединения, например, барабанов лебедок с редукторами их приводов.

Широкое применение, особенно в приводах колесных машин, на­шли так называемые шарнирные муфты (рис. 2.19, г). Они применяются для постоянного соединения валов, работающих под углом один к друго­му, позволяя изменять этот угол при передаче крутящего момента. Такая муфта состоит из двух вилок 13 и 15, соединенных между собой кресто­виной.

Рис. 2.19. Муфты: а — втулочная; б — упругая втулочно-пальцевая; в — плавающая муфта; 1 — ведущий вал; 2 — втулка; 3 — шпонки; 4 — ведомый вал; 5 — установочный винт; 6 — левая полумуфта; 7 — палец; 8 — резиновая втулка; 10 — ось; 11 — диск; 9, 12 — правые полумуфты; 13 — левая вилка; 14 — крестовина; 15 — правая вилка

Сцепные муфты. Применяемые в строительно-дорожных маши­нах сцепные муфты по способу передачи крутящего момента могут быть кулачковыми, зубчатыми, фрикционными и гидравлическими.

Кулачковые и зубчатые муфты обеспечивают постоянную жест­кую связь ведущего и ведомого валов, но не допускают их включения на ходу под нагрузкой и при значительной разнице в угловых скоростях между ведомым и ведущим валами.

Разновидностью кулачковой является зубчатая муфта, в которой передача крутящего момента производится с помощью большого числа
кулачков-зубьев, выполненных на одной полумуфте в виде внутреннего зацепления, а на второй — в виде внешнего с равным первой муфте числом зубьев.

Такие муфты применяются в коробках передач автомобилей, трак­торов и других самодвижущихся машин. Боковые поверхности зубьев в этом случае выполняются обычно, как и в зубчатых колесах, по эволь — вентному профилю, удобному с технологической точки зрения.

Наибольшее применение в качестве сцепных получили фрикцион­ные муфты, в которых крутящий момент передается за счет сил трения.

Рис. 2.20. Схемы фрикционных муфт: а — дисковая; б — конусная; в — цилиндрическая; 1 — ведущая полумуфта; 2 — ведомая полумуфта

а б 6

В зависимости от формы поверхностей трения различают следую­щие фрикционные муфты: дисковые, конусные, ленточные и пневмока — мерные. Схематически устройство этих муфт показано на рис. 2.20, на котором стрелками указано движение ведомой муфты.

Крутящий момент, передаваемый муфтой, зависит от силы трения, разви­ваемой между трущимися поверхностями, и плеча 9 среднего радиуса, на кото­ром приложена эта сила трения. В свою очередь, сила трения определяется нормальным давлением и коэффициентом трения. Для получения макси­мальных значений силы трения в большинстве случаев трущиеся поверхно­сти муфт покрываются специальными фрикционными материалами — компо­зиционными пластмассами, заполнителем в которых является асбест.

Чтобы уменьшить габариты муфт при необходимости передавать значительные крутящие моменты, применяются муфты с несколькими поверхностями трения (многодисковые, двухконусные и т. д.).

В зависимости от назначения усилие прижатия поверхностей тре­ния в муфте может быть постоянным, если выключение муфты произво­дится лишь на короткие промежутки времени, или периодическим, если муфта включается на короткие промежутки времени. Для создания по­стоянного усилия применяются предварительно затянутые пружины. Выключаться и включаться периодически работающая муфта может ры­чажной системой с воздействием на нее мускульной силы человека или (что теперь является основным) с помощью гидравлической или пневма­тической системы управления. В некоторых машинах включение или выключение муфт производится электромагнитными устройствами.

На быстроходных валах, у которых проскальзывание поверхностей трения муфты при включении больше, чем у тихоходных, обычно приме­няются дисковые муфты с несколькими поверхностями трения.

Подшипниками называются детали, которые воспринимают и пере­дают на раму, корпуса или станины опорные реакции, возникающие на цапфах валов и вращающихся осей. Различают подшипники скольже­ния и качения.

Подшипники скольжения. По своей конструкции подшипники скольжения делятся на неразъемные (глухие) и разъемные. Неразъем­ные относятся к простейшим подшипникам, применяемым при неболь­ших угловых скоростях вращения валов и осей.

Выполняются они (рис. 2.16) в виде втулок / из антифрикционных материалов, запрессованных непосредственно в корпусную деталь(раму или станину) или в отдельную деталь, прикрепляемую к раме. Главный недостаток всех этих подшипников состоит в том, что устранить увели­ченный зазор, образуемый в результате износа втулки и цапфы, можно только заменой втулки.

Более современными являются разъемные подшипники, конструкция одного из которых показана на рис. 2.17. Этот подшипник состоит из корпуса 1 и крышки 2, между ними болтами зажаты нижний 4 и верхний 3 вкладыши. Вкладыши подшипника изготавливаются из антифрикцион­ных материалов или покрываются ими по внутренней поверхности.

В разъем между вкладышами перед их расточкой устанавливаются металлические прокладки 5, которые по мере износа трущихся частей уда­ляются, позволяя уменьшить зазор между цапфой и вкладышем.

Рис.2.17. Подшипник скольжения разъемный: 1 — корпус; 2 — крышка; 3 ~ вкладыш верхний; 4 — вкладыш нижний; 5 — набор прокладок

Существует множество и других конструкций подшипников сколь­жения. Однако подшипники скольжения обладают рядом недостатков: большие потери энергии на трение; необходимость использования доро­гих антифрикционных материалов; большие размеры в осевом направ­лении; сложность в эксплуатации. Вместе с тем подшипники скольже­

ния имеют и некоторые неоспоримые преимущества: малые размеры подшипника в радиальном направлении; работоспособность при очень больших скоростях; бесшумность; разъемность; работоспособность в химически активных средах.

Рис. 2.16. Подшипник скольжения глухой: 1 — антифрикционная втулка; 2 — корпус подшипника.

Значительные потери на трение приводят к нагреву подшипников, вследствие чего ухудшается смазка и повышается износ.

Смазка подшипников скольжения может быть местной и централи­зованной, а по характеру действия — периодической и непрерывной. При местной смазке каждый подшипник смазывается отдельным смазочным устройством (масленкой), а при централизованной — одно устройство распределяет смазку между рядом подшипников.

В современных сложных машинах с быстроходными валами основ­ной является централизованная смазка, при которой масло с помощью масляного насоса под давлением нагнетается через масляные фильтры в подшипники. По такой схеме выполняется, например, смазка двигате­лей внутреннего сгорания. Более простым способом непрерывной смаз­ки является смазка разбрызгиванием, широко применямая в различного рода редукторах.

Рис. 2.18. Подшипники качения: а — радиальный однорядный шарико­вый; б — шариковый двухрядный радиальный; в — шариковый упорный; г — роликовый двухрядный сферический (самоустанавливающийся); е — конический радиально-упорный; ж — игольчатый (радиальный).

Подшипники качения. Конструкции подшипников качения ос­новных типов показаны на рис. 2.18. По форме тела качения подшипни­ки делятся на шариковые, роликовые и игольчатые. Роликоподшипники по сравнению с шарикоподшипниками обладают большей нагрузочной способностью. По направлению действия нагрузки, воспринимаемой под­шипником, они делятся на радиальные, упорные и радиально-упорные.

По числу рядов тел вращения подшипники могут быть одно- и двухрядными.

Чтобы ролики или шарики находились на одинаковом расстоянии один от другого, в подшипниках предусмотрены сепараторы, представля­ющие собой штампованные кольца с отверстиями для роликов или ша­риков.

Шариковые подшипники применяют в передачах с малыми и сред­ними нагрузками.

Роликовые подшипники устанавливают в передачах с большими на­грузками, которые могут быть почти в 2 раза больше, чем для шариковых.

Радиальные подшипники предназначены для передачи радиальных усилий при точной установке вала, а радиальные сферические — для тех случаев, когда нельзя гарантировать строгую соосность опор. Роликовые подшипники не допускают нагружения даже незначительными осевыми усилиями.

Основным преимуществом подшипников качения является значи­тельно меньший, чем у подшипников скольжения, коэффициент трения. Так, для шарикоподшипников приведенный коэффициент трения / = 0,001-0,003, для роликоподшипников он примерно вдвое больше, а для подшипников скольжения / = 0,02-0,04. Кроме того, подшипники качения просты в монтаже и обслуживании, расходуют малое количе­ство смазки, имеют сравнительно низкую стоимость и малые габариты в осевом направлении. •

Основными недостатками подшипников качения являются значи­тельные габариты в радиальном направлении, невозможность разъема в осевой плоскости и плохое восприятие ударных нагрузок.

Номинальный размер, определяющий подшипник, — диаметр расточ­ки внутреннего кольца. Подшипники разных серий при одном и том же внутреннем диаметре имеют различные наружные размеры.

Подшипники качения очень чувствительны к абразивному износу. Поэтому они должны быть хорошо изолированы от проникновения пыли. Для этой цели их закрывают крышками или специальными уплотнитель­ными деталями, которые носят название сальников и монтажных уплот­нителей.

Для смазки подшипников качения применяются консистентные смазки и жидкие минеральные масла.

Основные условные обозначения подшипников.

Порядок расположения знаков условных обозначений подшипни^ к°в с внутренним диаметром от 10 до 495 мм следующий:

I___________________________________ серия ширин

Первые две цифры определяют внутренний диаметр подшипника. Обозначения внутренних диаметров подшипников от 10 до 20 мм дол­жны соответствовать указанным в табл. 2.1.

Таблица 2.1.

Внутренний диаметр	Обозначение
подшипника, мм
10	00
12	01
15	02
17	03

Внутренние диаметры подшипников (втулок) от 20 до 495 мм вклю­чительно обозначают частным от деления значения этого диаметра на 5. Обозначения серий по наружному диаметру приведены в табл. 2.2.

Таблица 2.2. Циф­ ра 8:9 1:7 2 5 3 6 4 Серия Сверх легкая Особо легкая Лег­ кая Легкая широ­ кая Сред­ няя Средняя широкая Тяже­ лая

Типы подшипников указаны в табл. 2.3.

Таблица 2.3. Типы подшипников Обозначение Шариковый радиальный 0 Шариковый радиальный сферический Роликовый радиальный с короткими 1 цилиндрическими роликами 2 Роликовый радиальный со сферическими 3 роликами 4 Роликовый игольчатый 6 Шариковый радиально-упорный Роликовый конический 7 Шариковый упорный, шариковый упорно­радиальный 8 Роликовый упорный, роликовый упорно­радиальный 9

Конструктивная разновидность подшипников обозначается двумя цифрами от 00 до 99. Основные конструктивные разновидности подшип­ников определяются по ГОСТ 3395-75.

Примеры условных обозначений подшипников качения (ос­новные обозначения подчеркнуты).

75-3180206 Е Т202: шариковый радиальный однорядный легкой широкой серии с диаметром отверстия 30 мм, имеет два армированных уплотнения, класс точности 5, радиальный зазор по 7-му ряду, сепаратор из пластического материала.

12М42-201: шариковый радиальный однорядный легкой серии с диаметром отверстия 12 мм, класс точности 2, радиальный зазор по 4-му ряду, момент трения по 12-му ряду.

Для поддержания вращающихся деталей (шкивы, зубчатые колеса, звездочки, блоки, катки, барабаны и т. д.) служат оси. Они могут быть вращающимися (вместе с установленными на них деталями) или невра — щающимися (относительно которых вращаются установленные на них детали). Оси воспринимают нагрузку от расположенных на них деталей и работают на изгиб.

Детали, которые в отличие от осей в основном предназначены для передачи моментов, называются валами. Валы, несущие на себе детали, через которые передается крутящий момент, воспринимают от этих дета­лей нагрузки и поэтому работают одновременно на кручение и изгиб.

Оси представляют собой прямые (в большинстве случаев пере­менного сечения) стержни, а валы могут быть как прямыми, так и колен­чатыми и гибкими (рис. 2.15).

-Е

Рис.2.15. Оси и валы: а — невращающаяся ось; б — вращающаяся ось; в — гладкий прямой вал; г — ступенчатый прямой вал; д — коленчатый вал; е — гибкий вал

Оси валов вращающиеся относительно опор, называются подшип­никами. Те части валов или осей, которыми они непосредственно ложат­ся на опоры, называются цапфами. Цапфы, воспринимающие осевую на­грузку, называются пятами. Оси обычно имеют круглое сечение, диаметр которого по длине чаще всего переменен. В результате этого ось чаще всего приобретает форму ступенчатого цилиндра.

Изготавливаются оси обычно из конструкционных или качествен­ных углеродистых сталей, а размеры поперечного сечения осей задаются из условий расчета на прочность по максимальному изгибающему мо­менту. Ось рассматривают при этом как балку на шарнирных опорах.

Во вращающейся оси, даже при постоянной нагрузке, напряжения меняются по симметричному циклу, поэтому при прочих равных условиях она должна иметь больший диаметр, чем неподвижная. Валы, как и оси, изготавливают в основном из углеродистых и легированных сталей.

При расчете валы и оси рассматриваются как балки на шарнирных опорах и рассчитываются на прочность. Определяют величины изгибаю­щих и крутящих моментов в опасных сечениях. Если нагрузки действу­ют в разных плоскостях, то их обычно раскладывают на две взаимно перпендикулярные плоскости.

Для определения результирующего момента изгибающие моменты во взаимно перпендикулярных плоскостях геометрически складывают по формуле:

(2.23)

где М ~ момент от сил, действующих в горизонтальной плоскости; Мв — момент от сил, действующих в вертикальной плоскости. Диаметр валов, работающих на изгиб и кручение, находят по форму­ле:

(2.24)

где Ми — изгибающий момент в сечении;

Мк — крутящий момент в сечении;

[сг| — допускаемое напряжение.

Диаметр осей, работающих только на изгиб (т. е., когда Мк — 0), опре­деляется по формуле (2.25)

(2.25)

Установлено, что величина максимальных прогибов не должна быть больше 0,0003 от расстояния между опорами вала, а в местах установки зубчатых колес — не более 0,03 от величины модуля зацепления. Если валы и оси не отвечают таким требованиям, то их проверяют на жесткость.

Гибкие валы. Для передачи движения между деталями, располо­женными так, что жесткую связь нельзя осуществить (например, для при­
вода вибраторов, механизированных инструментов и других механиз­мов), применяются гибкие валы (рис. 2.15, е).

Эти валы делают из нескольких слоев проволоки, плотно намотан­ных на сердечник, причем каждый слой имеет противоположное направ­ление навивки. Направление навивки наружного слоя противоположно тому, которое должен иметь вал при работе, чтобы проволока не раскру­чивалась, а также, чтобы при вращении вала внутренние слои уплотня­лись. Броня, покрывающая гибкий вал, вместе с ним не вращается. Она обеспечивает заданное направление, защищает вал от повреждений, удер­живает на нем смазку и предохраняет рабочих от захвата валом.

При сравнительно больших межосевых расстояниях, когда нецеле­сообразно использовать зубчатые передачи из-за их громоздкости и ре­менные передачи — в связи с требованиями компактности или постоян­ства передаточного числа, применяются цепные передачи.

Цепная передача состоит из расположенных на некотором расстоя­нии друг от друга двух колес, называемых звездочками, и охватывающей их цепи (рис. 2.14), Вращение ведущей звездочки преобразуется во вра­щение ведомой при сцеплении их со звеньями цепи и передаче окружно­го усилия через натянутую цепь.

Рис. 2.14. Цепная передача: а — общий вид; б — конструкция втулочно­роликовой цепи; 1 — ведущая звездочка; 2 — ведомая звездочка; 3 — наружное звено; 4 — внутреннее звено; 5 — ось; 6 — втулка; 7 — ролик

Цепные передачи, работающие при больших нагрузках и скоростях, помещают в специальные кожухи (картеры), в которых они постоянно и обильно смазываются и защищаются от загрязнения.

Передаточное число цепной передачи определяется, как и в любой передаче, зацеплением:

. ft), d, z,

(2.22)

где z, и г2 — числа зубьев ведущей и ведомой звездочек передачи.

В качестве приводных цепей обычно применяются роликовые, вту­лочные, зубчатые и крючковые.

Втулочно-роликовая цепь (рис. 2.14, б) состоит из наружных 3 и внут­ренних 4 звеньев, соединенных попарно при помощи осей 5 и втулок 6. Каждая пара звеньев свободно поворачивается относительно другой.

В роликовой цепи на втулки надеты ролики 7, которых нет во вту­лочной цепи. Ролики во время набегания на ведущую 1 и ведомую 2 звездочки проворачиваются, уменьшая тем самым износ зубьев.

При больших окружных усилиях применяются двух — и трехрядные роликовые цепи, конструкция которых аналогична рассмотренной.

Детали приводных цепей делаются из специальных сортов легиро­ванных сталей и подвергаются термической обработке, что обеспечивает необходимую прочность И долговечность цепей.

Все цепные передачи требуют постоянного ухода (смазка, регули­ровка) и выходят из строя в основном из-за износа шарниров цепей, который приводит к увеличению шага и удлинению самой цепи.

К достоинствам цепных передач относятся: применимость в широ­ком диапазоне межцентровых расстояний, малые габариты и масса, про­стота замены и высокий КПД.

К недостаткам — возможность внезапного обрыва, удлинение вслед­ствие износа и необходимость натяжных устройств, неравномерность скорости, особенно при Малом числе зубьев звездочки.