Сливинский Евгений Васильевич.

ЕГУ им. И.А. Бунина,

г. Елец, Липецкой обл.

Кафедра прикладной механики

и инженерной графики

Кандидат технических наук,

Профессор

Все известные шестеренные гидромашины обладают существенным недостатком, заключающимся в том, что они имеют небольшую производительность, сравнительно высокую металлоёмкость, высокую пульсацию рабочей жидкости

Анализ значительного числа библиографических источников, отечественных и зарубежных позволил разработать перспективную конструкцию шестеренной гидромашины признанную изобретением (RU2246637 и RU2269031.) Существенным отличием разработки от известных технических решений является то, что зубья шестерен выполнены полыми, получены методом штамповки и образованы металлической тонкостенной лентой с последующей её приваркой к колёсам точечной электрической сваркой.

Наиболее эффективной на наш взгляд является шестеренная гидромашина выполненная по патенту RU2269031 (рис.1). Такая гидромашина состоит из колес, на которых жестко закреплены тонкостенные пластины, имеющие форму зубьев. Одно из колес с помощью шпонки, соединено с приводным валом, а другое снабжено осью. Вал и ось размещены в боковых дисках, которые установлены в корпусе гидромашины. Корпус снабжен всасывающей полостью и нагнетательной полостью. На торцевых поверхностях боковых дисков и в стенках корпуса выполнены углубления как со стороны всасывающей полости, так и нагнетательной полости. В полостях корпуса, а также в его углублениях располагается рабочая жидкость.

Рис. 1

Расчёты показали, что у этой гидромашины в сравнении с серийной, пульсация рабочей жидкости уменьшается в 1,93 раза, производительность увеличивается в 1,8 раза и металлоёмкость её, за счёт выполнения зубьев полыми, а также удаления части металла при фрезеровании углублений в корпусе во всасывающей и нагнетательной её полостях, ниже в среднем на 27%.

Однако на сегодняшний день и такие казалось бы высокие показатели уже не в полной мере удовлетворяют потребителя, по той причине, что производительность всё же недостаточна, а пульсация потока хоть и небольшая всё равно отрицательно сказывается на плавности хода исполнительных органов агрегатов.

Учитывая такие особенности, нами произведена модернизация шестеренной гидромашины известной по патенту RU2269031, причём модернизированный вариант также признан изобретением (RU2338926)

У такой гидромашины в нижнем диске под полым зубом выполнены углубления в итоге эффективность её использования становится выше, чем у гидромашины показанной на рис.1.

Рис. 2

Проведённые расчёты показали, что у предложенной шестеренной гидромашины, в сравнении с серийной, пульсация рабочей жидкости уменьшается в 2,25 раза, производительность увеличивается в 1,95 раза и металлоёмкость её, за счёт выполнения зубьев полыми, а также удаления части металла при фрезеровании углублений в корпусе во всасывающей и нагнетательной её полостях, а также пазов в колёсах, ниже, в среднем, на 3027сахна 20%,терен%.

В тоже время указанные гидромашины машины, несмотря на достаточно высокую эффективность использования, имеют низкую ремонтопригодность за счёт того, что в случае выхода из строя хотя бы одного зуба приходится менять всю «профильную ленту», из которой они изготовлены.

Учитывая это, предложено также на уровне изобретения (RU2341686) ремонтопригодная гидромашина, у которой зубья шестерен выполнены полыми, получены методом штамповки и образованы отрезками металлической тонкостенной лентой в виде отдельных легко демонтируемых и устанавливаемых зубьев в специальные пазы, изготовленные на колёсах образующих шестерни (рис.3).

Рис. 3

Для определения коэффициента ремонтопригодности предложенного технического решения и серийной шестерённой гидромашины модели НШ-32-2 применяемой в гидросистемах, например, колёсных тракторов МТЗ-80, у которой высота зуба и неравномерность подачи , проведён анализ финансовой деятельности предприятия «МУЖЭРП» г. Ельца» за период 2005-2006гг, на котором производится ремонт подобных насосов. Анализ показал, что общие затраты труда, энергии и материалов на ремонт одного насоса НШ-32-2 в среднем составляют Q_iC = 5659руб, а балластные работы равны q_iC = 2850руб. Следовательно, коэффициент ремонтопригодности серийной гидромашины равен F_Р = 0,66. Для предлагаемой же конструкции гидромашины затраты на ремонт составляют Q_iC = 4230руб, и при стоимости балластных работ q_iC = 1050руб коэффициент ремонтопригодности оказался равным F_Р = 0,8. Видно, что конструкция шестеренной гидромашины выполненной по указанной выше заявке имеет более высокий коэффициент ремонтопригодности, что говорит об эффективности использования данного технического решения в практике.

Для выполнения различных по виду сельскохозяйственных работ, таких как вспашка, боронование, чизелевание, производство транспортных операций и др., в хозяйствах широко используются гусеничные и колёсные тракторы, типаж которых предусматривает девять классов со следующими номинальными тяговыми усилиями: 0,2; 0,6; 0,9; 1,4; 2; 3; 4; 5; и 6тс. Все отечественного производства тракторы оснащаются механизмами навески расположенными сзади трактора и предназначенными для присоединения навесных и полунавесных сельскохозяйственных орудий.

Основным приводом навесного устройства является гидравлический, состоящий обычно из шестеренного насоса, гидромоторов, распределителя, бака, маслопроводов и системы клапанов, причём гидропривод навесного устройства зачастую выполняют в виде раздельно-агрегатного механизма, где в качестве исполнительного органа применяют выносные гидроцилиндры. Не смотря на достаточно высокую эффективность работы существующих механизмов задней навески тракторов, последние обладают существенным недостатком, заключающимся в том, что по ряду причин связанных с утечкой рабочей жидкости при движении тракторов, когда навесные сельскохозяйственные орудия находятся в транспортном положении, возможно самоопускание последних в рабочее состояние и тогда последствия связанные с поломкой деталей навесного устройства и навесного сельскохозяйственного орудия являются весьма существенные. В тоже время результаты таких отказов связаны не только с потерей прочности указанных конструкций, но и с возможным травмированием механизатора, как при управлении агрегатом, так и техническом обслуживании его, когда он неподвижен, а навесная сельскохозяйственная машина находится в транспортном положении. В настоящее время практике известны различные фиксирующие устройства позволяющие осуществлять фиксацию механизма задней навески в транспортном положении трактора, но к сожалению они не нашли широкого применения в конструкциях как отечественных так и зарубежных тракторов.

Конструкция устройства исключающая самопуск задней навески трактора признана изобретением (SU 791281) и представляет собой (рис.4) навесной гидроцилиндр, у которого в задней крышке 2 выполнено осевое коническое отверстие соединённое с маслоподводящим каналом. В конической части 9 штока 4 выполнен маслопроводящий канал 10, который перекрывается клапаном 11, установленным с пружиной 12, регулируемой винтом 13. Шток 4 гидроцилиндра уплотняется с помощью манжет 14, установленных в передней 1 и задней 2 крышках, кроме того, передняя крышка 1 имеет масляный канал 15.

Рис. 4.

В случае утечки рабочей жидкости из гидроцилиндра через верхнюю уплотнительную манжету 14 или через шланги, или в другой аварийной ситуации, позволяющей под действием собственного веса навесной сельскохозяйственной машины переместить шток 4 гидроцилиндра, перекрывающий клапан 11 с фиксатором будет надёжно удерживать шток 4 в транспортном положении. Причём перемещение штока 4 возможно, только тогда, когда принудительно человеком, обслуживающим трактор, будет подано давление в маслоподводящий канал 8.

Для автоматизации расчётов по выбору геометрических характеристик фиксирующих устройств механизмов задней навески тракторов, разработана программа для ЭВМ на языке Delphi, которая апробирована на гидроцилиндрах типа Ц 55-1010001, Ц 75-1111001А и Ц 90-1212001А, а также различных типах навесных сельскохозяйственных машин, агрегатируемых с отечественными колёсными и гусеничными тракторами.

В 2006г предложенная конструкция гидроцилиндра была испытана в стендовых условиях и показала удовлетворительную работоспособность. В тоже время она рекомендуется для дальнейшего широкого изучения и возможного внедрения её в практику на отечественных предприятиях сельскохозяйственного машиностроения, а также может быть интересна научно-исследовательским и конструкторским подразделениям, как в нашей стране, так и за рубежом, проектирующим подобную технику.

В гидравлических приводах широко используются различные рабочие жидкости, к которым предъявляются особые требования такие как: мало изменять вязкость и не разлагаться при значительных перепадах температур; не воздействовать на материалы уплотняющих элементов системы; обладать способностью противостоянию пенообразованию; являться смазывающей и антикоррозийной средой для агрегатов и гидролиний системы. В настоящее время наилучшим образом требованиям, предъявляемым к рабочим жидкостям, отвечают минеральные масла ВМГЗ и МГ-30, которые также являются всесезонными. Следует отметить, что указанные рабочие жидкости, как и многие другие, используемые в гидроприводах, способны окисляться при взаимодействии их с кислородом воздуха. Особенно такое явление наблюдается в гидробаках, которые не являются герметичными и имеют контакт с окружающей воздушной средой и поэтому в течение некоторого времени они теряют свою способность сохранения вышеуказанных свойств.

Одним из направлений повышения эффективности использования рабочих жидкостей используемых в гидроприводах строительно-дорожных машин является разработанное нами техническое решение (SU1583327А2) направленное на модернизацию их гидробаков. На рис.5 показан общий вид гидробака привязанного с помощью трубопровода к выхлопному патрубку дизеля трактора.

Гидробак состоит из корпуса 1 с патрубками 2 отвода и подвода рабочей жидкости, который имеет заливную горловину 3 и предохранительный клапан 4. К корпусу 1 присоединён дренажный трубопровод 5 с установленным на нём холодильником 6. Дренажный трубопровод 5 снабжён заборным 7 и выпускным 8 патрубками, установленными на его выходном конце. Патрубки 7 и 8 соединены между собой и дренажным трубопроводом 5 посредством трубопровода 9, а их свободные концы выполнены Г-образными и размещены во внутренней полости выхлопного патрубка 10 ДВС трактора. При этом свободный конец заборного патрубка 7 установлен навстречу потоку выхлопных газов, а свободный конец выпускного патрубка 8 – по потоку выхлопных газов. В заборном 7 и выпускном 8 патрубках установлены перепускные клапаны соответственно 12 и 13 одностороннего действия. В корпусе 1 гидробака находится рабочая жидкость 14.

Рис. 5

Работа устройства происходит следующим образом. При работающем ДВС 11 давление выхлопных газов создаётся не только в выхлопном патрубке 10, но и в Г-образном патрубке 7. Под таким давлением по стрелке А открывается перепускной клапан 12, что позволяет выхлопным газам попасть в трубопровод 9, а оттуда в через холодильник 6 по дренажному трубопроводу 5 во внутреннюю полость корпуса 1 бака. Как только давление выхлопных газов повысится до определённого уровня, происходит перемещение пропускного клапана 13 по стрелке В. Такое его перемещение позволяет истекать выхлопным газам из трубопровода 9 и через Г-образный выходной патрубок 8 во внутреннюю полость выхлопного патрубка 10 и затем в атмосферу по стрелке С. При снижении уровня рабочей жидкости в корпусе 1 давление газов на пропускной клапан 13 уменьшается и он возвращается в исходное положение, позволяя дополнить выхлопным газом гидробак. При увеличении уровня рабочей жидкости в корпусе 1 выхлопные газы вытесняются в трубопровод 9 и открывают перепускной клапан 13, который пропускает через себя излишки газа в выхлопной патрубок 10. В случае же остановки двигателя внутреннего сгорания 11 клапаны 12 и 13 возвращаются в исходное положение и надёжно прикрывают трубопровод 8 от попадания в него свежего воздуха, а следовательно, и кислорода, который затем может оказаться в гидробак и ухудшить физико-механические свойства рабочей жидкости 14.

Анализируя описанную конструкцию видно, что ответственным узлом её являются перепускной и пропускной клапаны, которые должны обеспечить заданную герметичность, работать без автоколебаний и что самое главное, иметь характеристику, т.е. зависимость перепада давления выхлопных газов от их пропускаемого расхода Q, желаемой формы. Последняя зависит от свойств проходной части клапана и его пружины. Воспользуемся известной методикой [4] расчёта ряда геометрических характеристик запорно-регулирующего клапана и определим жёсткость его пружины применительно к дизелю Д-240 колёсного трактора МТЗ 80/82 - базой для бульдозера-погрузчика ДЗ-133.

Для проведения расчётов были приняты следующие исходные данные: внутренний диаметр выхлопного патрубка , давление выхлопных газов перед клапаном , давление выхлопных газов за клапаном , плотность выхлопного газа = 0,125кгс·с²/м⁴, диаметр Г-образного патрубка, где установлены клапаны, , коэффициент нагрузки 0,96 и кромочный конический клапан выполнен из термопластической пластмассы Фторопласт- 4 с рабочей температурой -269 ÷ +260 ⁰С. Расчёты показали, что для того чтобы перепускной клапан 12 (рис.2) открылся уже при давлении , необходима пружина с рабочей нагрузкой 4,5кгс, наружным диаметром 17мм выполненная из проволоки диаметром 2,0мм с числом витков 6,5. Пропускной же клапан 13 (рис.2) должен иметь пружину с рабочей нагрузкой 6,0кгс, наружным диаметром 18мм выполненную из проволоки диаметром 2,5мм также с числом витков 6,5. Материалом для обеих пружин служит Сталь 60С2 по ГОСТ 14959-79.

Предложенное техническое решение апробировано нами в эксплуатационных условиях на бульдозере-погрузчике модели ДЗ-133 грузоподъёмностью 0,75тс и вместимостью ковша 0,38м³ изготовленного на базе колёсного трактора МТЗ 80/82 класса 1,4тс и показало удовлетворительную работоспособность.

Для подтверждения правильности выбора конструктивных параметров предложенной конструкции гидробака в каждом конкретном случае привязки его к тому или иному типу строительно-дорожной машины, разработана программа для ЭВМ на языке Delphi. В тоже время для окончательной оценки работоспособности предложенного устройства и выдачи рекомендаций по его использованию в практике для широкого круга строительно-дорожных машин необходимо провести широкий цикл экспериментальных исследований на макетных и опытных образцах их в стендовых и эксплуатационных условиях.

Разработки, которые также используют в своей конструкции рабочие жидкости, являются гидромеханические амортизаторы адаптивного типа, которые отличаются от известных гидравлических амортизаторов отсутствием перепускных клапанов и рассеивают энергию при сжатии и отбое не только за счёт нагрева рабочей жидкости, но и за счёт упругой деформации штоков, работающих на чистое кручение. Ряд конструкций таких гасителей колебаний защищён 14 патентами на изобретения РФ.

В качестве примера рассмотрим подробнее конструкцию такого амортизатора (RU2230241) , принципиальная схема которого представлена на рис. 6, где показана часть гасителя в разрезе и вид по стрелке А в сечении по ВВ и сечение по СС.

Рис. 6.

Такой амортизатор состоит из резервуара 1, который шарнирно закреплен на кузове автомобиля, а внутри него расположен поршень, состоящий из верхней части 2 и нижней части 3. Верхняя часть 2 поршня при помощи шпонки 4 соединена с полым штоком 5, а нижняя часть 3 – с помощью шпонки 6 со штоком 7 круглого сплошного сечении. Штоки 5 и 7 при помощи стопоров 8 и 9 зафиксированы относительно частей 2 и 3 поршня и они оба шарнирно закреплены на подрессоренной части автомобиля. На верхней части 2 поршня выполнены радиальные ребра 10 и выступы 11, причем последние снабжены каналами 12 и на нижней части 3 поршня также выполнены подобные ребра 13 с выступами 14, в которых имеются каналы 15, и направление их является обратным относительно каналов 12. Каналы 15 сопряжены с углублениями 16 дугообразной формы, которые расположены на поверхности нижней части 3 поршня. Полости резервуара 1 заполнены рабочей жидкостью 17.

Гидравлический гаситель колебаний работает следующим образом. При движении транспортного средства под воздействием неровностей пути и других факторов резервуар 1 перемещается по стрелке Д, создавая тем самым гидравлическое давление рабочей жидкости 17 под нижней частью поршня 3. В результате этого, рабочая жидкость 17 протекает по каналам 15 в каналы 12, причем на выходе из канала 12, последняя взаимодействует с радиальными ребрами 10. Такое взаимодействие связано с образованием Т_кр на верхней части 2 поршня, а так как она жестко закреплена на полом штоке 5, то последний подвергается упругому закручиванию по стрелке Е, демпфируя тем самым энергию, возникающую в ходе перемещения резервуара 1. При таком упругом угловом повороте часть энергии также гасится за счет сил трения, возникающих между частью 2 поршня и стенками резервуара 1. При отдаче гаситель должен создавать большую силу сопротивления ходу, чем при вышеописанном сжатии. В этом случае рабочая жидкость 17 протекает через каналы 12 и истекает из каналов 15, взаимодействуя уже с ребрами 13, что теперь способствует появлению Т_кр на штоке 7 сплошного сечения, который жестко связан с нижней частью 3 поршня, а так как крутильная жесткость его выше, чем у полого штока 5, то последний получает угловую деформацию меньшую и тем самым создаёт большую силу сопротивления хода гасителя в этом направлении.

Одновременно, за счет углового поворота нижней части 3 поршня, закручивающейся по стрелке С, каналы 15 и 12 сместятся друг относительно друга и каналы 15 окажутся частично перекрытыми, так как они будут располагаться за радиальной кромкой углублений 16 (см. рис. 1.5.) Такое положение каналов 12 относительно каналов 15 способствует возникновению дополнительных сил сопротивления и, следовательно, в этом направлении тока рабочей жидкости 17 сила сопротивления гасителя будет больше, чем при ходе, описанном выше. Несколько иная конструкция демпфера, позволяющая также автоматически регулировать силы сопротивления в зависимости от скорости и характера изменения динамических нагрузок, описана в патенте RU2234013. У такого гасителя колебаний поршень состоит из двух полуцилиндров, один из которых неподвижно закреплен на штоке. А второй установлен на нем подвижно и подпружинен относительно него, причем, пара выступов с каналами (каналы Г-образной формы выполнены подобными, как и у предыдущего демпфера) контактирует с разновысокими ребрами, поверхности которых выполнены ступенчатыми. Такая конструкция ребер по отношению к каналам позволяет создавать сопротивление тока рабочей жидкости при продольных перемещениях одной из частей полуцилиндров. Все другие конструкции часть, из которых показана в качестве примера ниже также являются модернизированными вариантами таких демпферов.

По данной тематике в декабре 2009г, мой аспирант защитил в ОрёлГТУ кандидатскую и многих такая конструкция адаптивного амортизатора заинтересовала. Если бы у меня была бы возможность провести по таким разработкам НИОКР, то можно было бы довести её до кондиции и возможно запустить в серию, так как она в сравнении с известными очень простая и эффективная. Но, к сожалению, желающих нет, хотя она и представлена в СЗЦВИ вот уже как два года

Ещё одна конструкция гидравлического гасителя повышающего устойчивость движения прицепных транспортных средств при их вилянии также признана изобретением RU2258018. Техническая сущность такого технического решения заключается в том, что в горизонтальной плоскости поворотного круга (рис.7) на его верхнем кольце жёстко закреплена криволинейной формы цилиндрическая оболочка, внутри которой подвижно установлен поршень выполненный в виде шара, снабжённый обратными клапанами и с помощью криволинейного штока соединён с нижним кольцом поворотного круга. За счёт того, что угловые повороты указанных деталей происходят с сопротивлением, и осуществляется гашение колебаний виляния. Для расчёта рациональных кинематических и геометрических параметров предложенного гасителя разработана расчётная схема и методика его проведения. Важнейшим исходным параметром для проведения таких расчётов является сила приложенная к дышлу прицепа Р₁, возникающая при вилянии прицепа и сила инерционного сопротивления Р_и, создаваемая потоком рабочей жидкости протекающей через канал d_к1.

В результате проведённых расчётов, с возможностью установки конструкции гасителя на прицепе 2ПТС-4, определено численное значение Р_и=177кгс и оказалось, что оно в 1,4 раза ниже принятой окружной силы Р₁=250кгс. Понятно, что чем ближе Р_и к Р₁ тем меньше будут амплитуды виляния прицепа. Однако в этом случае необходимо отметить и отрицательность такого явления, так как это влияет на плавность хода, потому что в этом случае Р_и передаётся на детали шасси прицепа и подобно сухому трению увеличивает ускорение поперечных колебаний прицепа. Из этого можно сделать вывод, что выбор Р_и в каждом конкретном случае существенно зависит от , величина которого в случаях резонансного колебания прицепа в поперечной плоскости движения, обычно лежит в пределах от 20 до 50, а если учитывать наезд колёс прицепа на выступающие неровности с крутым передним склоном с большой скоростью, то величина может достигать значений 80 и более. Поэтому перед конструированием предложенного устройства необходимо широкое проведение экспериментальных исследований и только после этого можно рекомендовать окончательные оптимальные геометрические и кинематические параметры гасителя. Для автоматизации расчётов на ЭВМ разработана программа с использованием языка Delphi, которая апробирована при проведении комплексных расчётов данного исследования.

Автономный гидропривод для тракторных самосвальных прицепов. Известно, что надёжность гидроприводов и гидроаппаратуры тракторов, самосвальных прицепов и полуприцепов существенно зависит от исключения попадания в них пыли и грязи в неё из окружающей среды, а так как в практике достаточно часто производится рассоединение и соединение последних, то избежать загрязнение рабочей жидкости происходит довольно часто. Поэтому в практике по указанным системам проявляется значительное количество отказов, что в итоге требует дорогостоящих трудовых и материальных затрат на проведение их ремонта и восстановление.

Анализ многочисленного числа библиографических источников, а также отечественных и зарубежных патентов, позволил разработать на уровне изобретения (RU2381942)) техническое решение, связанное с повышением надежности гидросистем тракторов и агрегатируемых с ними тракторных самосвальных прицепов.

На рис.8 показана часть общего вида тракторного поезда и на рис.9 принципиальная схема гидросистемы прицепа.

Тракторный поезд состоит из трактора 1 с механизмом задней навески 2 соединённого с помощью пальца 3 с дышлом 4. Дышло 4 шарнирно связано с подкатной тележкой 5, а также с помощью шарнира 6 с тягой 7 взаимодействующей с двуплечим рычагом 8 шарнирно установленным на подкатной тележке 5. Двуплечий рычаг 8 также шарнирно присоединён к штоку 9 плунжера 10 подвижно установленного в цилиндре 11 жестко присоединённого к подкатной тележке 5. Цилиндр 11 снабжён всасывающим 12 и нагнетательным 13 клапанами и соответственно связан трубопроводом 16 с гидроподъёмником 17 платформы 18 прицепа. Гидроподъёмник 17 также с помощью трубопровода 19 присоединён к цилиндру 11 и трубопроводом 20 к масленому баку 15.

Рис. 8 Рис. 9.

Работает тракторный поезд следующим образом. В процессе движения тракторного поезда по различным дорогам его дышло 4 находится в основном в горизонтальном положении, а именно таком, как это показано на рис.1. При необходимости самосвальной выгрузки, например, сыпучего груза находящегося в платформе 18 прицепа, тракторист, широко известным в данной области техники способом, производит периодическое перемещение механизма задней навески 2 из горизонтального положения в нижнее по стрелке В, а так как дышло 4 соединено с последней, то и оно совершает такое же угловое перемещение. Угловые повороты дышла 4 воспринимаются тягой 7 которая через двуплечий рычаг 8 способствует возвратно-поступательному перемещению штока 9, а, следовательно, и плунжера 10 по стрелке С. Когда плунжер 10 движется по стрелке Е то рабочая жидкость засасывается им через всасывающий клапан 12 и трубопровод 14 из масляного бака 15, а когда он движется по стрелке F то через нагнетательный клапан 13 и трубопровод 16 поступает в гидроподъёмник 17, который и производит наклон платформы 18 в нужную, предусмотренную технологическим процессом выгрузку груза сторону. Описанный процесс происходит до тех пор, пока платформа 18 не освободится от находившегося в нём груза. Следует отметить, что длина плунжера 10 выбрана такой, что последний, при описанном рабочем ходе всасывания рабочей жидкости и нагнетания её в гидроподъёмник 17, исключает возможность соединения трубопроводов 19 и 20 между собой и поэтому они всегда перекрыты плунжером 10. Для опуска платформы 18 в транспортное положение тракторист перемещает дышло 4 из горизонтального в верхнее крайнее положение по стрелке М и удерживает его в этом положении необходимое время. В этом случае плунжер 10 переместится по стрелке К освободив тем самым перекрышу им трубопроводов 19 и 20 и тогда рабочая жидкость под давлением создаваемым собственным весом платформы поступит в масляный бак по стрелкам L. Как только платформа 17 опустится на шасси прицепа тракторист переводит дышло 4 в направлении обратном стрелке М, которое занимает горизонтальное положение Тракторный поезд готов к движению. Далее описанные процессы могут повторяться неоднократно.

Анализируя предложенное техническое решение видно, что оно является плунжерным поршневым насосом имеющим привод, выполненный в виде коромысла (механизм навесной системы трактора) совершающего ограниченные угловые повороты в вертикальной плоскости. Указанная конструкция насоса относится к объёмным гидромашинам, рабочий процесс которой основан на попеременном заполнении рабочей камеры жидкостью с последующим вытеснением её из последней.

Используя основные положения известной методики, для предварительного расчёта основных геометрических и кинематических характеристик предложенного технического решения применительно к тракторному поезду состоящему и колёсного трактора МТЗ-82 и тракторного самосвального прицепа 2ПТС-4М модели785А, разработана расчётная схема, показанная на рис.10. На расчётной схеме показан корпус рабочего цилиндра 1 с плунжером 2 диаметром d_П, который своим штоком 3 шарнирно взаимосвязан с двуплечим рычагом с плечами l и l₁. Двуплечий рычаг соединён шарнирно с дышлом 4 прицепа. В корпусе рабочего цилиндра 1 расположены перепускные клапаны всасывающего В и нагнетательного Н коллекторов.

Рис. 10.

При угловом повороте дышла по стрелке Т поршень 2 перемещается с усилием Р = 1800кгс (механизм задней навески трактора МТЗ-82 развивает усилие порядка 1600кгс ) сжимая рабочую жидкость 5, которая по стрелке Е поступает в нагнетательный коллектор Н и затем в гидроподъёмник прицепа преодолевая усилие Р_Г приложенное к нему от действия платформы прицепа с грузом. Усилие Р = 1800кгс получено за счёт передаточного числа двуплечего рычага и равное 1,13. Выберем конструктивно диаметр d_П = 45мм и тогда площадь плунжера определится по зависимости:

, а давление создаваемое плунжером в этом случае будет равно .

Такая величина давления соответствует технической характеристике подъёмного механизма прицепа 2ПТС-4М модели 785А, которая согласно паспортных данных составляет 100кгс/см². Теперь вычислим количество рабочей жидкости вытесняемой за один рабочий ход плунжера h = 300мм по формуле:

Известно, что у поршневых насосов, работающих при высоких давлениях, например, 10МПа и выше, величину коэффициента подачи обычно выбирают в пределах ε = 0,97÷0,98 и тогда действительная подача насоса в нашем случае составит 476,8·0,97 = 462,5см³.

Учитывая, что в гидроподъёмнике телескопического типа подъёмного механизма прицепа 2ПТС-4М модели 785А, когда самосвальная платформа расположена на раме прицепа в транспортном положении, размещается около 1,8 литра , а в выдвинутом состоянии при наклоне платформы на 45⁰ около 6,3 литра, то для полного заполнения гидроподъёмника рабочей жидкостью в количестве 6,3 – 1,8 = 4,5 литра при подаче рабочей жидкости за один рабочий ход в количестве 0,463 литра потребуется переместить дышло прицепа порядка около 10 раз. После опрокидывания платформы и его самосвальной выгрузке плунжер 2 перемещают в крайнее левое положение и рабочая жидкость из гидроподъёмника под действием собственного веса платформы по стрелкам С перетекает в масленый бак, при этом диаметры каналов по которым протекает рабочая жидкость соответствует диаметрам трубопроводов используемых в гидросистеме серийного тракторного прицепа 2ПТС-4М модели 785А. Поэтому при использовании предложенного технического решения время опускания платформы прицепа в транспортное положение будет таким же, как и у серийного, т.е. 45с.