Разработка ведущего моста колесного трактора Т-40А

Размещено на http://www.allbest.ru/

Разработка ведущего моста колесного трактора Т-40А

Введение

Современное тракторостроение характеризуется повышением мощности тракторов, их тягово-сцепных качеств, улучшением условий труда трактористов, повышением надежности. Создание новых образцов тракторов и различных модификаций серийно выпускаемых моделей является сложным процессом, проводимым в несколько этапов. Для получения качественно новой конструкции разработка деталей, узлов, механизмов должна быть тесно связана с анализом литературных данных, расчетами и лабораторно-полевыми исследованиями.

Мировое тракторостроение характеризуется преимущественным производством колесных тракторов (от 85 до 99%).

Создание тракторов общего назначения с четырьмя ведущими колесами позволило улучшить тягово-сцепные качества колесных тракторов, расширило возможности использования колесных тракторов на выполнении всего комплекса сельскохозяйственных работ в хозяйствах основных зерновых зон страны. Расчеты показывают, что тракторы со всеми ведущими колесами экономически целесообразны при мощности двигателя 120 л.с. и более.

Основными тенденциями тракторостроения являются:

1. Существенное углубление унификации тракторов путем сокращения числа базовых моделей и увеличения количества модификаций, а также дальнейшего расширения уровня унификации основных агрегатов, узлов и отдельных наиболее массовых деталей. Новые агрегаты и узлы (гидрооборудование и т.п.) разрабатываются в виде рядов унифицированных и типизированных конструкций.

2. Повышение надежности тракторов путем увеличения доремонтного ресурса основных агрегатов до 6000 ч, а для некоторых узлов и систем (несущих систем, гидроагрегатов и др.) путем обеспечения их работы без капитального ремонта в течение всего срока службы трактора. Ожидается значительное сокращение потребности в запасных частях за счет повышения равнопрочности узлов и агрегатов.

Указанные перспективы развития тракторостроения базируются на ряде тенденций, которые наметились в отечественной и зарубежной тракторной технике. Повышение мощности тракторов объясняется требованием повышения производительности труда. Одновременно с увеличением мощности тракторов возникло несколько направлений ее рационального использования: повышение рабочих скоростей, тягового усилия; применение орудий, имеющих привод от вала двигателя через вал отбора мощности трактора или другим путем.

При увеличении рабочих скоростей предъявляются специальные требования к технологии обработки почвы, посева, культивации. Основой для реализации повышенных скоростей являются скоростные сельскохозяйственные тракторы и орудия к ним.

Повышение тягового усилия привело к созданию комбинированных и широкозахватных агрегатов, совмещающих несколько сельскохозяйственных операций. Основой их являются мощные тракторы, работающие без повышения скоростей.

Оптимальное решение при выборе того или иного направления использования мощности определяется всесторонним экономически обоснованным анализом. Однако часто повышение рабочих скоростей и тяговых усилий сдерживается существующими технологическими приемами, ограниченными размерами междурядий и т.д. Указанные противоречия находят разрешение в замене пассивных рабочих органов активными, которые приводятся от двигателя трактора, создании комбинированных машин и агрегатов, исключении отдельных второстепенных операций («минимальная» обработка почвы).

Все явственнее проявляется тенденция обеспечить полную реверсивность тракторов всех классов и назначений.

Главная причина использования мощных тракторов в сельском хозяйстве - экономическая. Оснащение хозяйства мощной техникой определяет возможность успешного выполнения трудоемких работ в наиболее выгодный момент и в короткий срок. Однако необходимо помнить, что при нерациональном их использовании резко увеличиваются затраты.

Все большее применение найдут гидростатические передачи, которые несмотря на пониженные по сравнению с механическими значения КПД все же позволяют повысить производительность трактора при выполнении комплекса сельскохозяйственных работ. В первую очередь гидростатические приводы будут применяться как гидростатические ходоуменьшители, силовые передачи переднего ведущего моста, трансмиссии специальных типов тракторов со сложной кинематикой силового привода и с жесткими требованиями к компоновке и маневренности, предназначенных для обработки особо ценных культур, стоимость которых существенно выше затрат на технические средства для их возделывания. Стоимость гидропередач особенно большой мощности в 2-3 раза выше стоимости механических трансмиссий.

Трансмиссии с гидравлическими трансформаторами наиболее эффективны на тракторах промышленного назначения.

Развитие ходовых систем гусеничных тракторов идет по пути применения более прогрессивных систем подрессоривания (гусениц с пневмокатками низкого давления, гидроамортизаторов), на тракторах с большим давлением на почву (болотоходных, мелиоративных) - резинокордные и резинометаллические гусеницы.

Подвески колесных тракторов будут оснащаться гидроамортизаторами, гидропневматическими упругими элементами.

Для повышения тягово-сцепных свойств колесного трактора широкое применение получит привод на все колеса.

Намечаются тенденции использования крупных моделей шин с грунтозацепами, сдвоенных колес, для пропашных тракторов расставленных дополнительных колес на удлинителях ведущих осей.

Перспективным направлением в развитии гидравлических систем тракторов является создание универсальных конструкций, позволяющих в случае необходимости осуществлять силовое, высотное или позиционное регулирование глубины обработки почвы, отбор мощности для привода сельскохозяйственных машин и орудий. Все большее развитие получат гидроусилители рулевого управления колесных тракторов, гидроусилители приводов управления механизмами поворота, тормозами и муфтой сцепления. На базе гидравлических систем управления получит развитие автоматизация управления тракторами на рабочих операциях и в первую очередь на пахоте.

Уменьшение колебаний водителя на сиденье будет достигаться совершенствованием системы подвески сиденья и остова трактора в целом. По-видимому, могут найти применение автоматические системы подвески сиденья, если конструкция их окажется достаточно простой. Уменьшение шума на рабочем месте будет достигаться улучшением виброзащиты кабины и изоляцией источников шума и вибраций, нужный микроклимат в кабине - совершенствованием системы фильтрации, подогрева и кондиционирования воздуха, подаваемого в кабину. Более широкое применение найдут звукопоглощающие перегородки и обивочные материалы.

Сейчас уже стали обязательными специальные защитные каркасы кабины, обеспечивающие безопасность водителя при опрокидывании трактора.

Большое внимание уделяется рациональному размещению рычагов и педалей управления. Количество рычагов и педалей сводится к минимуму путем: применения гидропривода и гидроуправления.

Намечается тенденция в «тракторах будущего» иметь поворотное сиденье (или поворотное рабочее место тракториста) для работы при длительном движении трактора задним ходом, транзисторный приемник, телевизионные камеры, устанавливаемые сзади и с двух сторон трактора.

1. Анализ аналогов конструкций передних мостов колёсных тракторов

Ведущие мосты с уменьшенными передними колесами могут быть выполнены с непосредственным приводом и с колесными редукторами - бортовыми передачами. При непосредственном приводе применяют соединительные муфты равных угловых скоростей от автомобилей повышенной проходимости, Недостатки непосредственного привода: малый дорожный просвет и повышенный износ муфт, связанный с длительной их работой под полной нагрузкой и трудностью защиты рабочих поверхностей от попадания пыли. Поэтому предпочитают устанавливать в ведущих мостах колесные редукторы.

Колесные редукторы имеют передаточное отношение, равное 4 - 6. Редуктор с парой цилиндрических шестерен (рисунок 1.1) вписывается в габариты колеса.

Рисунок 1.1. Передний ведущий мост с цилиндрическими шестернями в колесном редукторе: по А-А - храповая обгонная муфта; по В-В-зажимные втулки

Ведущая шестерня приводится во вращение от двойного универсального кардана. Картер редуктора имеет ушки, соединяемые пальцами с вилкой поворотного кулака. Вилки можно выдвигать телескопически из балансира, что позволяет изменять ширину колеи в широких пределах. Полуоси при этом перемещаются в шлицевых втулках. Рукав вилки стопорят в требуемом положении штифтом и зажимными втулками с клиновидными лысками. В балансире помещены две (правая и левая) обгонные храповые муфты, приводимые во вращение через пару конических шестерен от продольного карданного вала. Поворотные рычаги прикреплены к картерам колесных редукторов.

При колесном редукторе с двумя парами конических шестерен можно не применять гибкие соединительные муфты. При повороте конические шестерни обкатываются друг относительно друга, обеспечивая вращение колеса с постоянной угловой скоростью. Удлиняя вертикальный вал-шкворень, можно получить любой заданный дорожный просвет под передним мостом (например, для самоходного шасси арочного типа). Можно также уменьшить вес неподрессоренной массы, установив цилиндрическую рессору в корпусе поворотного кулака; однако при этом увеличивается износ шлицевого соединения, получающего осевое перемещение во время передачи крутящего момента.

Углы развала колес и поперечного наклона шкворня у передних ведущих мостов с непосредственным приводом делают равными или близкими нулю для обеспечения нормальной работы соединительной муфты и равных угловых скоростей. У мостов с колесными редукторами углы развала колес и поперечного наклона шкворня выбирают такими же, как у ведомых колес.

Поскольку при ведущих управляемых колесах в результате боковой эластичности шин и появления увода возникает большой стабилизирующий момент, выбирают угол продольного наклона шкворней равным нулю. Вследствие изменения ширины колеи перестановкой обода на диске колеса плечо обкатки изменяется от нуля (а иногда даже отрицательной величины) до b/2. Уменьшение плеча обкатки, благодаря значительной боковой эластичности шин низкого давления, не вызывает отрицательных явлений (увеличенного сопротивления повороту и повышенного износа шин). Увеличение же плеча обкатки у ведущих колес приводит к резкому увеличению нагрузки в рулевом механизме (поворотных рычагах, шарнирах и рулевых тягах) и деталях поворотного кулака и поэтому допустимо только в отдельных случаях [2].

При конструировании: тракторов с четырьмя ведущими колесами необходимо иметь в виду, что трансмиссия, ведущие колеса и почва составляют замкнутый силовой контур, вследствие чего может возникнуть циркулирующая мощность из-за разных динамических радиусов ведущих колес. Изменение динамических радиусов колес объясняется неодинаковым давлением в баллонах, перераспределением нагрузки на колеса в процессе работы и другими причинами.

Для уменьшения отрицательного влияния циркулирующей мощности и повышения динамических качеств тракторов устанавливают специальные механизмы, например межосевой дифференциал, который дает возможность ведущим колесам передней и задней оси вращаться с разными угловыми скоростями, исключая дополнительную загрузку трансмиссии.

2. Обоснование выбранной схемы

Передний ведущий мост трактора T-40А предназначен для повышения тяговых усилий и улучшения проходимости трактора по бездорожью, на увлажненных почвах.

Портальная конструкция с дорожным просветом под рукавами моста 540 мм и регулируемая колея позволяют при установке переднего ведущего моста эффективно использовать трактор на пропашных работах. Автоматическое включение выключение моста в зависимости от пробуксовки задних колёс исключают возможность циркуляции мощности, уменьшает износ шин на твердом грунте и упрощает управление машиной.

Устройство.

Передний ведущий мост шарнирно крепят к раме трактора через переходной кронштейн. Мощность передаётся от раздаточной коробки через коническую главную передачу с дифференциалом (расположенную в центральном корпусе моста), затем через полуоси, карданны и цилиндрические конечные передачи к колёсам. Конечные передачи соединены с мостом при помощи пружинной под - вески.

Раздаточная коробка состоит из чугунного корпуса и смонтированных в нём шестерни и вала на двух подшипниках. Подшипники закрыты с обеих сторон крышками, в одной из которых находится сдвоенное сальниковое уплотнение. Раздаточную коробку крепят к корпусу муфты сцепления при помощи четырёх болтов и двух штифтов.

Шестерня раздаточной коробки сцеплена с шестерней синхронного вала отбора мощности, находящейся внутри корпуса муфты сцепления. От выходного вала раздаточной коробки вращение передаётся к мосту через вал 56 привода передних колёс с двумя фланцами по концам.

В каждом фланце - шесть отверстий, четыре под обычные болты и два - под горизонтальные. Гибкость этого вала компенсирует некоторую несоосность соединяемых им валов, неизбежно возникающую из-за допусков на изготовление и упругих деформаций рамы трактора.

Главная передача представляет собой пару конических шестерён со спиральным зубом. Ведущая шестерня установлена в двух шарикоподшипниках, размещённых в расточках стакана. Передний подшипник закреплён на валу стопорным кольцом с прокладками, устраняющими зазор, а в корпусе - двумя пластинами, привёрнутыми болтами со стопорными отгибными шайбами.

Во внутреннее шлицевое отверстие ведущей шестерни вставлен хвостовик вала. От вытекания масла предохраняют два сальника в расточке стакана ведущей шестерни и два резиновых кольца в выточках хвостовика вала.

Ведомая коническая шестерня смонтирована в одном узле с дифференциалом. Узел опирается на два шарикоподшипника, расположенных в расточках правого и левого рукавов. Рукава прикреплены к центральному корпусу болтами и штифтами через прокладки, предназначенные для регулировки зацепления главной передачи. Клинья в отверстиях рукавов служат для кронштейнов при установке разных размеров колеи.

Дифференциал представляет собой две объединенные в общем корпусе об - гонные храповые муфты, каждая из которых соединена со своей полуосью.

Двухсторонняя защелка левой обгонной муфты заклинена шпонкой на оси, которая может свободно поворачиваться относительно корпуса дифференциала, поджимая к внутренней обойме одну или другую сторону защелки. Поворачивается ось защелки благодаря силе трения между выступом оси и правой неподвижной тормозной шайбой. Сила трения создаётся пружиной.

Передаточные числа трансмиссии трактора и переднего ведущего моста подобраны так, что при малых тяговых усилиях, когда буксование задних колес не превышает 4%, передние колёса, свободно катясь по земле, сообщают через полуоси внутренним обоймам храповой муфты большую скорость, чем имеет корпус дифференциала, вращаемый от щелка вхолостую перемещается по зубьям обоймы. Если тяговое усилие возрастёт, поступательная скорость трактора, а следовательно, и скорость вращения свободно катящихся передних колёс снизятся вследствие увеличения буксования задних колёс.

Когда скорость внутренней обоймы, связанной с колесом, уменьшится до скорости, с какой вращается корпус дифференциала, защёлка войдёт во впадину между зубьями обоймы и воспрепятствует дальнейшему замедлению её вращения. Теперь, как бы ни уменьшалась скорость движения вследствие буксования задних колёс, защёлка, упираясь в выступ обоймы, будет принудительно вращать полуось с той скоростью, с какой вращается дифференциал, и передавать крутящий момент колесу, которое автоматически включится в работу.

Благодаря тому что защелки сделаны двухсторонними, механизм дифференциала работает одинаково как при движении вперёд, так и при движении назад.

Во время движения на повороте, например вправо, забегающее правое колесо проходит больший путь, чем левое: следовательно, оно должно вращаться быстрее, чем левое, и правая обгонная муфта будет прощелкивать.

Важным преимуществом описываемого дифференциала перед обычным шестерёнчатым является то, что при попадании одного из передних колёс на скользкое место, другое колесо воспринимает полное тяговое усилие, возможное по сцеплению с почвой, то есть такой дифференциал не нуждается в принудительной блокировке.

Карданный привод к конечным передачам позволяет им вместе с колёсами перемещаться относительно остальной части моста при работе подвески, амортизирующей толчки.

Ведущая вилка кардана соединена с обоймой обгонной муфты при помощи шлицованной полуоси, которая входит своим концом в шлицы обоймы и закреплена на ней замком. Замок представляет собой два полукольца, охватывающие, выступы обоймы и полуоси. Полукольца соединены между собой упорным кольцом, зафиксированным от соскакивания разрезным пружинным кольцом. Другой конец полуоси с длинными шлицами входит в полую часть вилки и образует телескопическое соединение, необходимое для регулировки колеи.

Цилиндрический хвостовик вилки вращается в чугунной втулке, запрессованной в расточку выдвижного кронштейна. В той же расточке находится комбинированное уплотнение, состоящее из резинового каркасного сальника и штампованной обоймы с набором стальных шайб - чистиков, предотвращающих проникновение грязи.

В расточки вилки запрессованы и закреплены крышкой и болтами игольчатые подшипники, в которых сидит крестовина. Другая пара цапф крестовины также через подшипники соединена с двойной промежуточной вилкой, передающей через другую крестовину вращение вилке, изготовленной заодно с валиком ведущей шестерни конечной передачи.

Каждая крестовина кардана снабжена маслёнкой для подвода масла к игольчатым подшипникам и клапаном, выпускающим лишнюю смазку.

Конечная передача предназначена для увеличения дорожного просвета под рукавами переднего моста и регулировки скоростей вращения передних и задних колёс. В чугунном корпусе передачи находятся две цилиндрические шестерни. Ведущая шестерня сидит на шлицах хвостовика ведомой вилки кардана, ведомая - на шлицах оси колеса.

У ведущей шестерни опорами служат конические роликоподшипники, у ведомой - шариковые. Внутренние кольца подшипников затянуты на соответствующих валах болтами, застопорёнными шайбами 9 и 12. для регулировки осевого люфта конических подшипников шестерни служат про - кладки.

Масляная ванна конечной передачи имеет заливную пробку, сапун, сливную магнитную пробку (на рисунке не показана) и контрольную пробку. От проникновения пыли и вытекания масла защищают сальники на ведущем и ведомом валах и лабиринтовое уплотнение.

Для монтажа колеса служит болты 5, запрессованные во фланец оси колеса. Три болта 15 в верхней части корпуса используется для установки рычагов 16 трапеции рулевого управления.

Подвеса предназначена для смягчения толчков благодаря установленным с каждой стороны двум пружинам. Поворотный контейнер подвески, соединённый шпильками с корпусом конечной передачи, снабжён запресованной в него втулкой. Он может поворачиваться относительно приваренного к выдвижному кронштейну цилиндрического шкворня 8, обеспечивая поворот передних колёс.

Вертикальные нагрузки от колеса передаются через подшипник - к выдвижному кронштейну.

Полость, где находиться подшипник, и поверхность скольжения втулки поворотного кронштейна заполняют смазкой через маслёнку. Уплотнение в виде резинового кольца заложено в канавку около подшипника, а для защиты телескопической части применён резиновый гофрированный чехол. Чтобы поворотный кронштейн вместе с конечной передачей не мог соскочить при толчках со своего места, он удерживается штоком, находящимся в расточке шкворня. Шток связан штифтом с крышкой поворотного кронштейна и в крайнем нижнем положении упирается головой в упорное кольцо, зафиксированное в расточке шкворня двумя сухариками.



Рисунок 2.1. Подвеска переднего колеса: 1 - стопорное кольцо; 2 - штифт; 3 - шток; 4 - крышка; 5 - сухарик; 6 - упорное кольцо; 7 - поворотный кронштейн; 8 - шкворень; 9 - маслёнка; 10 - втулка; 11 - стакан пружины; 12 - пружина; 13 - щиток; 14 - чехол; 15 - травеска; 16 - подшипник; 17 - кольцо уплотнённое; 18 - выдвижной кронштейн

3. Кинематический и энергетический расчёты

Рассмотрим передний ведущий мост трактора Т-40А. В кинематическом расчете нумерация валов будет обратной и осуществляется от заднего колеса.

Передаточное число конечной передачи - , передаточное число центральной передачи - .

Для расчета принимаем наиболее тяжелый режим работы, когда вся нагрузка передается на одно колесо. Тогда крутящий момент, развиваемый на колесе и полуоси, будет равен: Н·м;

Далее по цепочке определяем крутящие моменты, передаваемые валами:

Н·м;

Н·м.

где =0,97 - КПД конечной передачи,

=0,96 - КПД центральной передачи.

Определяем частоту вращения валов.

Частота вращения переднего колеса задана по условию и равна

об/мин;

Частота вращения третьего вала:

об/мин.

Определяем угловую скорость валов.



Угловая скорость вала 2 равна:

Угловая скорость вала 3 равна:

Определяем мощности на валах трактора:

откуда

кВт;

кВт;

кВт.

Результаты расчетов сводим в таблицу 3.1.

Таблица 3.1. Результаты расчетов

№,	Частота вращения, об/мин	Крутящий	Мощность
п/п		момент, Нм	на валах, кВт
1	80	7800	65,34
2	202,67	3174,6	67,4
3	878,22	763,2	70,2

Определение веса трактора.

Определяем эксплуатационный вес трактора (кгс) из условия обеспечения сцепления с данной почвой, необходимого для получения заданного тягового усилия с допустимым буксованием и высоким тяговым кпд , по формуле:

,

где - коэффициент, учитывающий внутренние потери в ходовой системе; для колесных тракторов принимают = 1,

- коэффициент сопротивления перекатыванию, для грунтовой дороги равен = 0.030.05.

Тогда

2 т.

Полный вес трактора рекомендуется получать догрузкой балластом, реакцией навесного орудия. Минимальный вес трактора находят из условия обеспечения устойчивости движения и управляемости тракторного поезда на грунтовой дороге:

,

где - угол подъема дороги, = 7°;

- коэффициент сопротивления передвижению прицепа (тележки), ;

- полный вес тележки, = 1,8 т.

0,89 т

Вес трактора принимаем равным 2 т и проверяем, выполняется ли условие безопасности движения при движении с прицепом (при отсутствии тормоза на тележке)

> 0,5, т.е. 2 > 0,9 - условие выполняется.

Определение мощности двигателя трактора.

Номинальная мощность двигателя (кВт) находится из условия реализации номинального тягового усилия (кгс) на заданной типажом скорости (км/ч):

,

где - механический кпд силовой передачи, = 0,85;

- коэффициент, учитывающий потери от буксования: , здесь - буксование (для колесных тракторов общего назначения = 0,85, 87);

- коэффициент использования мощности (= 0,900,95 с учетом запаса мощности на трогание с места и преодоление случайных сопротивлений).

- скорость передвижения, для колесных тракторов = 910 км/ч.

39 кВт.

Мощность двигателя уточняем проверкой возможности работы трактора с машинами, требующими отбора мощности:

,

где - тяговое сопротивление рабочей машины, кгс;

- рабочая скорость, км/ч;

- мощность, требуемая для привода машины, = 20 кВт;

- кпд передачи к машине, = 0,9, 95;

37,3 кВт ;

с тележками при транспортировании (колесные тракторы)

где - подъем, преодолеваемый без перехода на низшую передачу, обычно = 0,02 0,05;

- ускорение при разгоне поезда; принимают = 0,030,1;

- коэффициент учета вращающихся масс агрегата;

- коэффициент, учитывающий буксование, = 0,90,95.

Тогда

28 кВт

4. Расчет параметров зацепления конечной передачи и определение ее основных параметров

4.1 Выбор материала для изготовления шестерни и колеса

Производим расчет редуктора, состоящего из валов под номерами 1 и 2. Их параметры записаны в таблице 2 с учетом того, что шестерня - 1, а колесо - 2.

Таблица 4.1. Параметры валов, принятых к расчету.

№, п/п	Частота вращения, об/мин	Крутящий момент, Нм	Мощность на валах, кВт
2 (колесо)	80	7800 ()	65,34
1 (шестерня)	202,67	3174,6 ()	67,4

Назначаем для шестерни сталь 40Х, термообработка - улучшение, = 930 Н/мм2, = 690 Н/мм2, твердость рабочих поверхностей НB 265…295, сердцевины НRC 50…54.

Назначаем для колеса сталь 40ХН, термообработка - нормализация, = 840 Н/мм2, = 690 Н/мм2, твердость рабочих поверхностей НB 220…250, сердцевины НRC 50…54. Окончательно принимаем: Н/мм2 , ,

4.2 Расчет допускаемых контактных напряжений при расчете на выносливость

Определяем число циклов перемены напряжений:

где с - число зацеплений зуба за один оборот колеса, равное числу колес, зацепляющихся с рассчитываемым колесом; с = 1; ni - число оборотов i-го колеса;

,

где - коэффициенты использования привода в течение года и суток, , ;

- срок службы привода, лет;

- число часов работы передачи за расчетный срок службы

ч.

Тогда

,

.

Определяем базовое число циклов перемены напряжений:

Т.к. > , то принимаем коэффициент долговечности .

Определяем предел контактной выносливости при базовом числе циклов перемены напряжений:

,

.

Принимаем коэффициент безопасности .

Определяем допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость:

 Па,

Па.

Для прямозубых передач за расчетное допускаемое контактное напряжение принимают меньшее из напряжений, т.е. =.

4.3 Определение допускаемых контактных напряжений при расчете на контактную прочность при действии максимальной нагрузки

Па,

4.4 Проектировочный расчет на контактную выносливость

Вначале принимаем, что передача прямозубая и определяем диаметр начальной окружности шестерни 1:

,

где - вспомогательный коэффициент, Н/мм2;

- допускаемое контактное напряжение, МПа;

- параметр, выбираемый в зависимости от твердости рабочих поверхностей зубьев и расположения колес относительно опор, НВ350; ;

- вращающий момент на шестерне 1, Нмм;

- коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки по длине зуба; принимают в зависимости от параметра по графику, ;

- передаточное число бортового редуктора, .

мм

Определяем ориентировочную окружную скорость шестерни 1:

м/с 3 м/с,

Значит передача прямозубая.

Определяем рабочую ширину венца шестерни 1:

мм, принимаем мм.

Определяем рабочую ширину венца колеса 2:

мм.

Определяем модуль зацепления по формуле:

,

где - параметр, выбираемый в зависимости от типа передачи и твердости рабочих поверхностей зубьев. Принимаем …25=30:

.

Следовательно, округляем до ближайшего стандартного значения; m = 8.

Определяем число зубьев шестерни 1 () и колеса 2 ():

, принимаем

, принимаем

Определяем диаметры начальных окружностей шестерни и колеса:

мм,

мм.

Межосевое расстояние будет равно:

мм.

4.5 Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям

Назначаем 8-ю степень точности. Значит, .

Определяем удельную окружную динамическую силу:

где - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации головок зубьев; при НВ<350 для прямых зубьев без модификации ;

- коэффициент, учитывающий разности шагов в зацеплении зубьев шестерни и колеса; .

 Н/мм.

Определяем коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении:

,

где - удельная окружная динамическая сила, Н/мм;

- удельная окружная динамическая сила, Н/мм;

- удельная окружная динамическая сила, Н/мм;

- вращающий момент на шестерне, Нм;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба; ;

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; для прямозубых передач .

Удельная расчетная окружная сила будет равна:

Н/.

Коэффициент торцевого перекрытия для прямозубых колес:

.

Определим расчетное контактное напряжение по формуле:

где - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев; ;

- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов спряженных колес для стальных колес; .

МПа.

Определяем недонапряжение:

%.

4.6 Проверочный расчет на контактную прочность при действии максимальной нагрузки

Расчетное напряжение, создаваемое нагрузкой по формуле:

МПа.

Так как МПа < МПа, следовательно, условие прочности выполняется.

4.7 Определение допускаемых напряжений изгиба при расчете на выносливость

Определяем эквивалентное число циклов перемены напряжений для колеса:

,

Тогда для колеса 2: .

Определяем базовое число циклов перемены напряжений: .

Так как >, следовательно, коэффициенты долговечности для колеса 2 и шестерни 1 равны .

Определим коэффициенты безопасности:

,

где - коэффициент, учитывающий нестабильность материала колеса и ответственность передачи при вероятности не разрушения 0.99; ;

- коэффициент, учитывающий нестабильность материала колеса и ответственность передачи при вероятности не разрушения 0.99;;

Определяем пределы контактной выносливости зубьев при изгибе:

Определяем допускаемые напряжения изгиба:



где - коэффициент, учитывающий реверсивность передачи; .

4.8 Определение допускаемых напряжений при расчете на прочность при изгибе максимальной нагрузкой

передний мост трактор прочность

4.9 Проверочный расчет на выносливость при изгибе

Расчет выполняют для наименее прочного колеса, т.е. для колеса, у которого меньше отношение .

Определяем коэффициенты формы зуба для шестерни 1 и колеса 2:

имеем:

Расчет ведем для колеса 2, т.к. 58 > 50,56.

Определяем удельную окружную динамическую силу:

где - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации головок зубьев; при НВ<350 для прямых зубьев без модификации ;

Н/мм.

Определяем коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении:

,

где - вращающий момент на колесе, Нм;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба; ;

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; для прямозубых передач .

.

Определяем удельную расчетную окружную силу:

 Н/.

Определяем расчетное напряжение изгиба:

,

где - коэффициент, учитывающий наклон зуба; ;

.

Так как МПа < МПа, следовательно, условие прочности выполняется.

4.10 Проверочный расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкой

Определяем расчетное напряжение, создаваемое двукратной нагрузкой:

МПа.

Так как МПа < МПа, то условие прочности выполняется.

4.11 Диаметр вершины зубьев шестерни и колеса

4.12 Диаметр впадин зубьев шестерни и колеса

Полученные данные сводим в таблицу 4.2.

Таблица 4.2. Геометрические параметры цилиндрической зубчатой передачи.

Наименование параметра	Обозначение	Единица измерения	Значения
			Шестерня 1	Колесо 2
Модуль зацепления	m	мм	8
Число зубьев	z	шт.	33	84
Диаметр начальной окружности		мм	264	672
Диаметр вершины зубьев		мм	280	688
Диаметр впадин зубьев		мм	244	672
Ширина зубчатого венца		мм	180	175
Межосевое расстояние		мм	468

4.13 Разработка конструкции тихоходного вала

Рисунок 4.1. Схема спроектированного вала

Определяем диаметр входного вала (место посадки зубчатого колеса):

мм;

Определим сразу и длину ступицы (с учётом что ширина венца колеса равна 175), принимаем мм.

Диаметр под посадку подшипника выбираем подшипник средней серии 318 ГОСТ 8338-75: мм, В=43 мм, D=190 мм.

Диаметр под посадку второго подшипника выбираем подшипник средней серии 320: мм, В=47 мм, D=215 мм.

Диаметр под место установки манжет (2 штуки) согласовывая с буртиком для подшипника принимаем равным мм.

Диаметр конструктивно принимаем равным 120 мм.

Диаметр конструктивно принимаем равным 250 мм.

Определение радиальных реакций опор вала и построение эпюр изгибающих моментов

Проведём расчёт вала на прочность. На валу закреплено зубчатое колесо, которое воспринимает две силы.

Диаметр вала .

Окружная сила на делительном диаметре колеса 2:

Н.

где - крутящий момент на колесе

Радиальная сила на колесе 2:

Н.

Сила трактора действующий на вал:

Н,

Н

Уточненный расчет вала

a = 120 мм, b = 100 мм, c = 70 мм.

1. Вертикальная плоскость:

:

Н

:

Н

Проверка

Н

Определяем значения изгибающих моментов

Н·мм;

Н·мм;

Строим эпюры изгибающих моментов.

2. Горизонтальная плоскость:

:

Н

:

Н

Проверка

Н

Определяем значения изгибающих моментов

Н·мм;

Н·мм;

Н·мм.

Строим эпюры изгибающих и крутящих моментов.

3. Суммарные реакции:

Н

Н

4. Суммарные моменты:

Н·мм

 Н·мм.

Заключение

В процессе работы над курсовым проектом был спроектирован передний ведущий мост.

В результате кинематического анализа было определено общее передаточное отношение от коленчатого вала двигателя к ведущим колесам переднего моста, на основании которого было определено передаточное отношение колесного редуктора и каждой его ступени.

По результатам силового и геометрического расчетов для планетарной и зубчатой передач были определены основные параметры зубчатых колес, после чего были проведены проверочные расчеты на прочность.

Для выбора подшипников сначала были намечены схемы валов и по посадочным диаметрам валов предварительно назначены подшипники и схемы их установки. По результатам предварительной компоновки были уточнены длины участков валов, после чего были определены все силы, действующие реакции опор валов. В результате проверки динамической грузоподъемности было установлено, что все ранее принятые подшипники оказались пригодны.

Литература

1. Санюкевич Ф.М. Детали машин. Курсовое проектирование: учеб. пособие - 2-е изд., - Брест: БГТУ, 2004 - 488 с.

2. Анилович В.Я., Водолажко Ю.Т. Конструирование и расчет сельскохозяйственных тракторов. Справочное пособие. М.: Машиностроение, 1966.

3. Барский И.Б. Конструирование и расчет тракторов: Учебник для вузов по специальности «Автомобили и тракторы». - 3-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1980. - 335 с., ил.

4. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для машиностроит. спец. вузов. - 4-е изд., перераб. и доп. - М.: Высш. шк., 1985.

5. Кузьмин А.В. Курсовое проектирование деталей машин: Справ. пособие. Часть 1. - Мн.: Высш. школа, 1982.

6. Методическое указание 980. Расчет основных параметров зубчатых цилиндрических и конических передач.

7. Босой Е.Г., Верняев О.В. и др. Теория, конструкция и расчет сельскохозяйственных машин. - М: Машиностроение, 1978, с. 277-280.

8. Лурье А.Б. и др. Сельскохозяйственные машины. Ленинград Колос 1983 г.

9. Техническое описание и инструкция по эксплуатации тракторов Т-40М,

Т-40АМ. Главный конструктор Раевский В.В. - М.: «Машиностроение», 1986.

10. Тракторы Т-40 и Т-40А. Архангельский Б.Е., Виноградов Н.И. - М.: «Колос», 1970.

Размещено на Allbest.ru