23 февраля 2016г.
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
