Известно, что существенным недостатком всех известных механизмов опрокидывания платформ самосвальных прицепов является то, что кронштейн на котором расположен гидроподъѐмник жѐстко присоединѐн к поперечинам рамы прицепа, что препятствует их свободной депланации при стесненном кручении рамы. Поэтому в практике надѐжность данного узла, да и всей рамы в целом невысока.

Анализ многочисленного числа библиографических источников, а также отечественных и зарубежных патентов, позволил разработать на уровне изобретения  (RU2402436) техническое решение, направленное на повышение надѐжности рам автотракторных самосвальных прицепов в эксплуатационных условиях.

Так на Рисунке 1 показан общий вид самосвального прицепа, и на Рисунке 2 укрупнѐнный узел крепления гидроподъѐмника к поперечинам рамы прицепа.

Прицеп самосвал состоит из кузова 1 связанного с рамой 2 при помощи опорных кронштейнов 3. На поперечинах 4 рамы 2 закреплено кольцо 5, в котором подвижно расположено тело качения шаровой формы 6. В сквозном канале 7 тела качения шаровой формы 6 размещен большой цилиндр 8 гидроподъемника снабженный упорной шайбой 9.

Работает прицеп самосвал следующим образом. Для самосвальной выгрузки кузова 1, например, назад предварительно распускают запорные костыли (на рисунках запорные костыли не показаны) опорных кронштейнов 3 расположенных в передней части рамы 2 прицепа. После этого широко известным способом в большой цилиндр 8 гидроподъемника под давлением по стрелке А (Рисунок 1 и Рисунок 2) подают рабочую жидкость и тогда составные элементы гидроподъемника (такие конструктивные составляющие также не показаны на чертежах так как широко известны в практике) начинают перемещаться по стрелке В приподнимая кузов 1 над рамой 2, который на своих задних опорных кронштейнах 3 поворачивается по стрелке С. Но так как кузов 1 соединен с гидроподъемником, то и его большой цилиндр 8 совместно с телом качения шаровой формы 6 получит угловой поворот в кольце 5 по оси Х (Рисунок 2) на угол α по стрелке С. После выгрузки груза из кузова 1 при наклоне его назад рабочую жидкость удаляют из гидроподъемника в направлении обратном стрелке A и тогда под собственным весом кузова 1 гидроподъемник в итоге займет положение такое, как это показанное на Рисунке 2 и Рисунке 3. После этого запорные костыли передних опорных кронштейнов 3 фиксируются и прицеп готов к транспортировке. Для выгрузки кузова 1 в боковую сторону, например, для наклона его по стрелке Е по оси Z, удаляют запорные костыли кронштейнов 3 находящихся со стороны противоположной выгрузки и также подают давление рабочей жидкости в большой цилиндр 8 гидроподъемника по стрелке А. По мере выдвижения труб гидроподъемника кузов 1 получает угловой поворот в направлении координаты Z, а вместе с ним совместно с телом качения шаровой формы 6 большой цилиндр 8 гидроподъѐмника поворачивается в сторону выгрузки в кольце 5. Известно [2], что срок службы многих деталей самосвальных прицепов определяется их износом и поэтому для повышения долговечности прицепов необходимо обеспечить высокую износостойкость его деталей. В данном случае при работе указанной кинематической пары происходит усталостное изнашивание сопрягаемых поверхностей шара и опоры.

Рассмотрим процесс изнашивание сопряжения показанного на Рисунке 3 являющийся     характерным  для предложенного нами технического решения, используя основные положения методики описанной в работе [2]. Для определения параметров сопряжения примем полярную систему координат, поместив начало координат в центре О шара. Положение каждой точки поверхности в данном сечении будет определяться углом αn , который является также углом между нормалью к поверхности и направлением хх возможного сближения при износе. На расчѐтной схеме также обозначен износ сопряжения индексом U1-2 (мкм), а индексами U1 (мкм) и U2 (мкм) линейный износ кольца. Угол αn изменяется в пределах от αn1  до αn2 и тогда скорость  относительного скольжения для данного сопряжения можно определить по формуле [2] u = wr = wR sinan . Так как автотракторные самосвальные прицепы предназначены для перевозки сыпучих грузов, а они в основном способствуют абразивному изнашиванию их узлов и деталей, то для такого состояния может быть использована следующая известная зависимость:

 

где, γ1-2 – скорость изнашивания сопряжения, мкм/ч;

k1 и k2 – постоянные коэффициенты, характеризующие скорость изнашивания;

Q0 – удельная нагрузка, Н/мм2.

Связь между удельной нагрузкой Q0 и внешней Q записывается выражением:

Для расчѐта формы изношенной шаровой поверхности и поверхности с ним сопрягаемого кольца, применительно к тракторному самосвальному прицепу модели 2ПТС4-793А, приняты следующие исходные данные: внешняя нагрузка передаваемая на шар и действующая от самосвальной выгрузки кузова Q = 48000 Н, угловая частота поворота шара в кольце при самосвальной выгрузке кузова ω = 0,1 рад/с, радиус шара R = 100 мм, численные значения постоянных коэффициентов k1 = 6,8 [2] и k2 = 4,0 [2], αn = 320 = 0,558 рад, время работы прицепа в месяц t = 192 часа. Зная такие исходные численные значения, определим скорость изнашивания сопряжения по формуле (2):

Анализируя полученные результаты расчѐта видно, что при эксплуатации прицепа в течении месяца (192 часа работы его в месяц при 8-ми часовом рабочем дне) при перевозке сыпучих грузов кольцо подвержено износу в 33,73 мкм, а тело качения шаровой формы в 19,84 мкм. Следует также отметить, что угол αn = 320 = 0,558 рад в процессе самосвальной выгрузки не постоянен, т.е. αn ≠ const и поэтому он может изменяться, но как показывает практика [2] подобных расчѐтов для шаровых головок разброс таких углов незначителен.

Выше было отмечено, что предложенное техническое решение (RU2402436) за счѐт крепления кольца 5 (см. Рисунок 1) на вертикальных стенках профилей поперечин рамы прицепа не накладывает жѐсткую связь на последние, исключая тем самым возникновение напряжений стеснѐнного кручения в них. Для подтверждения этого нами произведѐн расчѐт таких напряжений возникающих в местах присоединения поперечин рамы к лонжеронам, которые предназначены для крепления опорного кольца гидроподъѐмника механизма опрокидывания кузова. В качестве примера такого расчѐта также выбран тракторный самосвальный прицепа 2ПТС-4-793А. Поперечины рамы у такого прицепа выполнены из гнутого корытообразного профиля высотой h = 180 мм, шириной полок b = 75 мм и толщиной стенок и полок δ = 3,5 мм. Используя серийную конструкцию рамы и предложенное техническое решение, которое не накладывает жѐсткой связи на поперечины, позволяет вычислить значения таких напряжений по известной методике [4] следующим образом. Для имеющегося сечения поперечины (Рисунок 4) и для вычисления секториально-статического момента Sωz и главного Iz центрального момента инерции,

воспользуемся способом Верещагина. Для этого построим эпюру секториальных координат ω0 при полюсе Р и эпюру линейных ординат у. В этом случае эпюру Sωz получим путѐм перемножения на каждом участке площади Ωi эпюры ω0 на ординату ξi  эпюры у под центром тяжести Ωi на толщину участка δi :

Проведѐнные тензометрические испытания рамы самосвального прицепа [4] также показали, что усилие растяжения приложенное к кронштейну гидроподъѐмника при движении прицепа по просѐлочной дороге в среднем составляют Р = 180 кгс, следовательно, такое усилие создаѐт на каждой из поперечин закручивающий последние моментом М0  = Р(b + zA) = 180(0,075 + 0,0156) = 16,31 кгс·м = 163,1 Н·м. Зная также главный секториальный момент инерции Iω = 34372см6 и численное значение «момента инерции» чистого кручения Iк = 12,75см4 [4], можно определить численное значение изгибно-крутильной жѐсткости поперечины по формуле:


Из последнего выражения видно, что, распределение ζω в поперечном сечении поперечины рамы прицепа происходит по закону изменения секториальных координат ω. Подставив значения ω в выражение ζω, с учѐтом их знака получены численные значения напряжений стеснѐнного кручения в характерных точках поперечного сечения поперечины, а именно

ζω4 = -87,5МПа, ζω3 = 52,7МПа, ζω2 = -52,7МПа и ζω1 = 87,5МПа.

Проведѐнные экспериментальные исследования колебаний и силового нагружения конструкционных элементов и элементной базы такого прицепа, рама которого снабжена опорным кронштейном гидроподъѐмника жѐстко присоединѐнным к еѐ поперечинам рамы показали [4], что напряжения стеснѐнного кручения в указанных выше зонах составляют порядка 118МПа при этом суммарные напряжения превышают 256ПМа, что и вызывает отказы указанных элементов. Как показали дальнейшие расчѐты в случае же установки на раму прицепа предложенного технического решения, несущие элементы которого не накладывают жѐсткой связи на поперечины и в этом случае численное значение закручивающего момента составляют порядка М0 = 23,6 Н·м, напряжения стеснѐнного кручения резко снижаются и в целом не превышают значений ζω = 7,23 МПа, что ниже ранее установленных при закручивающем моменте М0 = 163,1 Н·м в 12,1 раза. В итоге можно сделать вывод, что эксплуатационная надѐжность предложенной компоновки опорного узла гидроподъѐмника опрокидывания платформы прицепа будет более высокой.

Результаты исследования рекомендуются к использованию отраслевым НИИ автомобильной промышленности, сельскохозяйственного машиностроения и конструкторским подразделениям предприятий серийно изготавливающим, ремонтирующим и эксплуатирующим автомобильные и тракторные самосвальные прицепы, как в нашей стране, так и за рубежом.

 

Список литературы

1.     Справочник по эксплуатации транспорта в сельском хозяйстве. М.: Россельхозиздат, 1975.- 400с.

2.     Прочность и долговечность автомобиля. Под. ред. Гольда Б.В. М: Машиностроение, 1974. 328с.

3.     Пономарев С.Д., Андреева Л.Е. Расчѐт упругих элементов машин и приборов.- М.: Машиностроение, 1980.– 326с.

4.     Сливинский Е.В. Исследование колебаний и силового нагружения самосвального тракторного прицепа 2ПТС-4-793А. Диссертация на соискание учѐной степени к.т.н. Алма-Ата 1978г. 125с.

5.     Феодосьев В.И. Сопротивление материалов. М.: Наука, 1970.-544с