книги из ГПНТБ / Гоберман Л.А. Прикладная механика колесных машин
.pdfЧастота затухающих колебаний cor может быть выражена через относительное демпфирование:
оѵ = со У 1 — ijv .
Таким образом, при малых значениях ф, что характерно для многих конструкций и элементов машин, влияние демпфирования на величину частот, а следовательно, и на форму колебаний весьма незначительно; это позволяет при расчетах не учитывать демпфи рующие сопротивления.
Если фг ^ 1,0, то со,. = 0, т. е. движение становится неколе бательным (апериодическим).
Величину демпфирующих сопротивлений определяют экспери ментально путем записи собственных колебаний исследуемого элемента, которые возбуждаются от какого-либо внешнего источ ника. По кривым колебаний измеряют отношения двух последо вательных размахов А і и А і+1 и период Тг затухающих колеба ний. По этим величинам определяют удельное демпфирование
и остальные параметры затухающих колебаний.
Для металлоконструкций навесного оборудования погрузчи ков, кранов, экскаваторов средние значения kr = 0,07ч-0,10; для гусеничных движителей 3,0—6,0; для автомобильных рессор 0,50— 0,70; для гидроподвески навесного оборудования 0,5—5,0; для пакета хлыстов в челюстном захвате погрузчика 1,5—3,0.
В табл. 7 приведены значения демпфирующих характеристик
для колес с шинами |
15,00—20. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Т а б л и ц а 7 |
|
Сопротивления демпфирования для шины |
15,00—20 |
|
|
|
||
|
|
Д а в л е н и е в о з д у х а в ш и н е , |
к г с / с м 2 |
|
||
Д е м п ф и р у ю щ и е |
|
|
|
|
|
|
х а р а к т е р и с т и к и |
0,5 |
1,0 |
1,5 |
2,0 |
2,5 |
3,0 |
|
||||||
k f — k m |
2 , 0 8 |
1 , 7 3 |
1 , 5 0 |
1 , 3 3 |
1 , 2 5 |
1 , 2 2 |
рад/сек |
|
|
|
|
|
|
Ф ш |
0 , 1 6 |
0 , 1 3 |
0 , 1 1 |
0 , 0 9 5 |
0 , 0 8 7 |
0 , 0 8 3 |
|
|
|
|
|
|
Г л а в а III. ЭКВИВАЛЕНТНЫЕ СХЕМЫ МЕХАНИЗМОВ
И МАШИН
8.ВЫБОР ЭКВИВАЛЕНТНЫХ СХЕМ
Составление эквивалентной схемы является наиболее ответ ственным этапом решения динамических задач, определяющим весь дальнейший ход исследования данной системы. Поэтому ее составлению должны предшествовать тщательный анализ и опре деление основных динамических параметров механизма — масс, моментов инерции и жесткостей упругих звеньев, связывающих эти массы. Кроме того, следует учитывать характер кинематиче ских связей между ведущими и ведомыми звеньями механизма, его конструктивные особенности, условия и режимы работы, тре буемую точность расчетов.
В зависимости от этих факторов для одного и того же механизма эквивалентные схемы могут быть разными.
Наиболее сложные схемы, имеющие вид разветвленной цепи, состоящей из отдельных сосредоточенных масс, связанных между
собой упругими звеньями, получаются для машин с несколькими механизмами, приводимыми от общего двигателя. Одна из таких схем для поворотного крана на пневмоколесном ходу показана на рис. 8. Здесь массы ведомой части главной фрикционной муфты, коробки отбора мощности с реверсом, стрелы, груза и корпуса крана обозначены соответственно цифрами 1, 2, 3, 4 и 5. Римскими цифрами /, II, III обозначены грузовой канат, канатная подвеска стрелы и упругие опоры ходовой части.
4 Л . А. Гоберман |
49 |
Подобные многомассовые системы со многими степенями сво боды практически не могут быть рассчитаны аналитическими ме тодами без привлечения счетных математических машин и элек тронных моделирующих устройств. Но и к таким средствам реше ния следует прибегать в тех случаях, когда это оправдано поста новкой задачи и желательной точностью расчетов.
Однако во многих случаях представляется возможным значи тельно упростить эквивалентные схемы, а следовательно, и реше ние задачи, не внося при этом сколько-нибудь заметных погреш ностей в окончательные результаты исследования.
Основанием для таких упрощений являются следующие ус ловия:
а) небольшие по величине приведенные массы могут быть при соединены к более крупным сосредоточенным массам;
б) массы, связанные между собой упругим звеном, имеющим большую жесткость, могут быть объединены в одну массу;
в) при отсутствии жесткой кинематической связи между веду щими и ведомыми звеньями механизма, что характерно для гидрав лических систем или в периоды скольжения фрикционных муфт, эквивалентная схема может быть расчленена на самостоятельные части, расположенные до и после ведомых элементов привода; в этом случае упругие системы двигателя и трансмиссии машины могут рассматриваться раздельно, независимо друг от друга;
г) в механизмах с двумя или несколькими исполнительными органами, приводимыми от одного двигателя, разветвленная часть эквивалентной схемы может быть заменена неразветвленной схе мой, если массы и жесткости звеньев между двигателем и каждым исполнительным органом (например, двумя гусеницами ходовой части машины) по величине одинаковы или незначительно отли чаются друг от друга; то же относится и к случаю, когда по усло виям работы мощность двигателя передается только на один ис полнительный орган;
д) если эквивалентная схема изображается на каком-то участке в виде двух или нескольких симметричных (параллельных) ветвей, как, например, для двухили многодвигательных приводов, пере дающих усилие одному исполнительному органу, то при равно мерном распределении нагрузок между двигателями и равенстве зазоров в их кинематических цепях приведенные массы двига телей и жесткости отходящих от них упругих звеньев можно сло жить, заменив симметричные ветви одной ветвью;
е) при индивидуальном приводе механизмов машины расчет параметров каждого из них можно вести самостоятельно, незави симо от других механизмов.
Наиболее просто распределить отдельные элементы механизма между основными сосредоточенными массами для двухмассовых систем. В этом случае рассчитываемый элемент, представляемый обычно в виде упругого звена, условно делит систему на две части, расположенные от него по обе стороны. Приведенные массы
50
каждой из этих частей присоединяют к соответствующим основ ным массам. Если, например, в механизме подъема рассчитывают канат, а в качестве основных масс выбирают двигатель и груз, то первая масса представляет собой сумму приведенных масс вала двигателя, муфты вращающихся частей редуктора и барабана, а второй массой является груз. Если в том же механизме расчету подлежит промежуточный вал редуктора, то к валу двигателя присоединяют массы моторной муфты, входного вала редуктора и сидящих на нем зубчатых колес, а к грузу — приведенные массы выходного вала редуктора с зубчатыми колесами и барабан; мас сой самого промежуточного вала при этом пренебрегают либо, используя метод Рэлея, распределяют его массу между двумя основными массами системы.
Если в механизме передвижения башенного крана расчету подлежит тормозная муфта, соединяющая ротор двигателя с вход ным валом редуктора, то в двухмассовой системе к первой основ ной массе относят массы ротора и тормозной полумуфты, а ко вто рой массе — все элементы, находящиеся от нее со стороны ходо вых колес, в том числе опирающуюся на оси ходовых колес по ступательно движущуюся массу самого крана.
При построении эквивалентных схем в общем случае следует придерживаться следующей последовательности:
выбрать основные массы системы, и одну из них, например вал двигателя или передачи, либо исполнительный орган меха низма, принять за место (точку) приведения;
остальные основные массы, а также наиболее крупные массы системы, расположенные между ними, привести к точке приве дения;
к той же точке привести жесткости всех упругих звеньев, связывающих основные массы системы;
распределить приведенные массы между основными массами и найти суммарные значения приведенных масс, выделенных на эквивалентной схеме;
найти суммарные значения приведенных жесткостей для каж дой упругой связи эквивалентной схемы; если, например, одним из упругих звеньев эквивалентной схемы является двухступенча тый редуктор, расположенный между основными суммарными при веденными массами двигателя и барабана механизма подъема, то суммарная приведенная жесткость этого звена, определяемая со гласно указаниям в табл. 5, будет состоять из приведенных к валу приведения (например, к двигателю) жесткостей первого, второго и третьего валов редуктора и их зубчатых колес;
привести к точке приведения все внешние нагрузки, действую щие на систему.
4
9. ПРИМЕРЫ ПОСТРОЕНИЯ ЭКВИВАЛЕНТНЫХ СХЕМ
Механизмы подъема (рис. 9). Для наиболее общего случая, когда отсутствует проскальзывание фрикционной муфты, а подъем или опускание груза сопровождается качанием машины (крана)
Рис. 9. Механизм подъема груза (стрелы);
а — к и н е м а т и ч е с к а я с х е м а ; б — з — э к в и в а л е н т н ы е с х е м ы
на своих упругих опорах (пневматиках), эквивалентная схема имеет вид, показанный на рис. 9, б. На этой схеме:
т 1— суммарная приведенная масса вала двигателя, тор мозного шкива, сидящего на этом валу, и ведущей половины моторной муфты;
52
т2— суммарная приведенная масса ведомой половины моторной муфты, вала и зубчатых колес первой передачи и ведущей части фрикциона;
т3— суммарная приведенная масса ведомой части фрик циона, зубчатых колес и вала второй передачи и барабана лебедки;
гп-і — приведенная масса стрелы; тъ— приведенная масса груза;
т 6 — приведенная масса крана, за исключением массы стрелы и груза;
с1 2 — суммарная приведенная жесткость вала двигателя, моторной муфты и вала зубчатого колеса;
с2 з — суммарная приведенная жесткость фрикциона промежуточного вала и барабана;
сз4 = сіь — жесткость канатов подъемного механизма; с5в — суммарная жесткость канатной подвески стрелы и
ее стойки; сп — суммарная жесткость опор машины;
Рр — приведенное движущие усилие от привода; Q — приведенный вес поднимаемого груза; GK— приведенный вес всех частей крана.
При отсутствии у крана упругих опор (например, для машин на жестком гусеничном ходу) эквивалентная схема в случае откло нения крана от своего равновесного положения при подъеме (или торможении) груза имеет вид, показанный на рис. 9, в. Если же в процессе подъема груза корпус крана остается неподвижным, схема изображается, как на рис. 9, г.
На этих схемах заделка упругого звена с жесткостью с6в (под вески стрелы) — одностороннего действия, так как усилие от веса стрелы воспринимается канатной подвеской только в одном на правлении — в сторону ее опускания.
Анализ динамических параметров механизма подъема показы вает, что величина приведенной к исполнительному органу (грузу) массы т 1 во много раз превышает значения остальных приведен ных масс системы, а жесткости с12 и с2з значительно больше зна чений сЗІ и с5е. Это позволяет упростить эквивалентную схему, представив ее как трехмассовую систему с двумя упругими свя зями или как двухмассовую с одной упругой связью.
В первом случае (рис. 9, д) |
|
|
||
ші (д) = mi + т2+ т3\ т3 (д) = т4; т2 |
= тц\ |
|||
g |
_ ___________С12С23С56___________ _ _ |
__________£58_________ . |
||
1 |
С12С23 Ч ~ СІ2 С66 + С23С56 |
j _j_ с 56 _j_ |
с 5б ’ |
|
|
|
|
С23 |
С12 |
|
„ _ _ |
С34С45 |
|
|
|
2 |
С34 " Ь с 45 |
|
|
Если жесткость с56 подвески мала по сравнению с жесткостью остальных упругих элементов этой системы, то сх — сб6.
53
Для второго случая (рис. 9, е)
т\ (е) = т\ -|- m2 + |
rn3-|- m4; |
т 2(е) = т 5; |
|
с = ■ |
|
|
|
S ' |
Е- '3 4 -4 5 |
+ |
Е ' •3 4 -4 5 |
|
|
|
С5б |
При определении динамических нагрузок на грузовой канат механизма подъема наиболее часто используют эквивалентную схему, изображенную на рис. 9, е (двухмассовая система с одной упругой связью).
При этом ввиду малой жесткости грузового каната 2 С34-45 по сравнению с жесткостью элементов привода, а при большой кратности стрелового полиспаста — и по сравнению с жест костью сье, приведенную жесткость системы принимают равной жесткости грузового каната: с = 2 с 34_45. Такое допущение при водит к некоторому завышению расчетной жесткости системы и соответственному увеличению динамических нагрузок, однако по лучаемая при этом погрешность весьма незначительна и оправды вается простотой расчета.
На рис. 9, ж показана эквивалентная схема для случая, когда требуется определить динамические нагрузки в грузовом канате при подъеме груза с подхватом (подъему груза предшествует вы бор слабины каната).
Схема, изображенная на рис. 9, з, может быть использована при исследовании динамической устойчивости машины при подъ еме или торможении опускающегося груза. В этом случае учиты вается суммарная приведенная масса т\ (3) привода, приведенная масса груза /п2 <3) и приведенная масса всей машины вместе со стрелой т 3(з). Первая масса находится под действием движущего момента М р, вторая масса — под действием веса груза Q, а на третью массу действует момент устойчивости М уст, равный раз ности между восстанавливающим и опрокидывающим моментами от статических нагрузок.
Как видим, выбор эквивалентной схемы определяется также содержанием задачи.
Механизмы передвижения. Рассмотрим механизмы передвиже ния двух типов: на гусеничном ходу с приводом от электродвига теля (рис. 10, а) и на пневмоколесном ходу с приводом от двига теля внутреннего сгорания (рис. 11, а).
Общая эквивалентная схема механизма передвижения гусенич ного хода (рис. 10, б) может быть представлена состоящей из семи приведенных сосредоточенных масс. Каждая из них равняется сумме масс элементов, которые на кинематической схеме меха низма (рис. 10, а) очерчены штрих-пунктирными линиями. На этой схеме обе гусеницы и элементы передачи к ним объединены в одну массу т 7.
54
При проскальзывании фрикциона общая эквивалентная схема делится на две самостоятельные схемы (рис. 10, в).
Анализ значений динамических параметров рассматриваемого механизма передвижения позволяет упростить общую эквивалент ную схему и свести ее к трехмассовой системе с двумя упругими
Рис. 10. Механизм |
передвижения гусеничной |
машины: |
а — к и н е м а т и ч е с к а я |
с х е м а ; б —ж — э к и в а л е н т н ы е |
с х е м ы |
связями (рис. 10, г, д) или к двухмассовой системе с одной упругой связью (рис. 10, е, ж).
Для механизмов передвижения с электроприводом жесткость зубчатых колес, обусловленная в основном деформациями валов, подшипников и корпусов редукторов или коробок передач, соизме рима с жесткостью ротора и соединительной муфты, а иногда зна чительно меньше ее; в последнем случае муфты могут быть приняты абсолютно жесткими. В механизмах с приводом от двигателя вну
55
треннего сгорания — наоборот: жесткость коленчатого вала зна чительно меньше жесткости зубчатых колес передачи; в таких приводах абсолютно жесткими можно считать зубчатые передачи.
Рис. 11. Механизм |
передвижения |
колесной машины: |
||
а — • к и н е м а т и ч е с к а я |
с х е м а ; |
1 — м а х о в и к |
д в и г а т е л я ; 2 — п о н и ж а ю щ и й |
|
р е д у к т о р ; 3 — г и д р о т р а н с ф о р м а т о р ; |
4 — г и д р о м е х а н и ч е с к а я к о р о б к а п е |
|||
р е д а ч ; 5 — г л а в н а я |
п е р е д а ч а ; 6 — с т у п и ч н ы й р е д у к т о р ; б — ж — э к в и в а |
|||
|
|
л е н т н ы е |
с х е м ы |
|
Эквивалентная схема (рис. 10, г) получена из общей схемы путем объединения масс, расположенных до и после ведомой части фрикциона, за исключением массы гусениц; здесь
тпх (г) = mi + |
m2+ |
m3; |
m2 (г) = + m$ + m6; m3 (Г) + /n 7; |
|
£ _ _ |
C12C23 . |
£ _ |
__________ C45CöfiC67_______ |
|
1 |
C12 |
C23 ’ |
2 |
C45C68 -f - C46C67 + c56c67 |
56
При дальнейшем упрощении, переходя к схеме на рис. 10, е, учитывают только упругость звеньев, расположенных после ведо мой части фрикциона:
т (е) = trii + т2+ т3+ |
пц + т5] т2 (е) = т3+ т7; |
с __ _____ С45С5бСб7_____ |
|
C45C5S + |
C45CS7 + с 5вс 67 |
Если наблюдается проскальзывание фрикциона, то для от дельно рассматриваемой ведомой части механизма может быть принята схема, показанная на рис. 10, д, в которой
ті (д) = т 4 + т 5; т2 (д) = т 6; т3 <д) = т 7;
С45с5в .
с45 + с56 ’
С2-- С67‘
В том же случае, но при двухмассовой системе (рис. 10, ж), достаточно учесть только жесткость сае вертикального вала и жесткость с67 горизонтального вала вместе с цепным приводом на звездочки гусеничного хода:
ті (ж) — т 4 + ть+ т 6; т2(ж) = т 7;
Q— С58С67
с5б + Сб7
На рис. 11, а показана кинематическая схема трансмиссии фронтального пневмоколесного погрузчика на базе двухосного тягача. В общем случае эквивалентная схема такой трансмиссии является разветвленной (рис. 11, б). Она состоит из приведенных масс:
тх — кривошипно-шатунного механизма двигателя;
т2— маховика двигателя, понижающего редуктора и на сосного колеса гидротрансформатора;
тз — турбинного колеса гидротрансформатора, первого карданного вала и вращающихся частей коробки передач вместе с механизмом отбора мощности;
т 4 и пц — вращающихся частей главной передачи переднего
изаднего мостов; т5 и піъ — вращающихся частей ступичных редукторов перед
тпб |
и |
них и задних колес; |
ml — передних и задних колес. |
||
Указанные массы связаны упругими звеньями, приведенные |
||
жесткости которых следующие: |
||
|
|
с12 — коленчатого вала двигателя; |
|
|
с2 з — зубчатех колес и валов понижающего "редуктора |
Сз4 |
и |
и гидротрансформатора; |
Сз4 — участка трансмиссии между гидротрансформатором |
||
cl5 |
|
и главными передачами передних и задних мостов; |
и с\ 5 — элементов главных передач и ступичных редукторов |
||
|
|
передних и задних колес; |
57