Разработка конечной передачи для колесного трактора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Аннотация

Введение

1. Описание конструкций конечных передач, анализ конструкций

2. Обоснование выбранной схемы

3. Тяговый расчет трактора

4. Кинематический и энергетический расчеты

5. Расчет параметров зацепления конечной передачи

6. Прочностной расчет вала

7. Определение долговечности подшипников

8. Выбор смазки и разработка мероприятий по эксплуатации

Заключение

Литература

Аннотация

В данном курсовом проекте производится разработка конечной передачи для колесного трактора 4x2. За базовую модель принимается трактор Т-40. Результатом данной работы будет являться модификация базовой модели трактора Т-40.

В работе был проеден анализ существующих конечных передач. Также были рассчитаны параметры зацепления конечной передачи и прочностной расчет вала-шестерни исходя из результатов тягового и энергетического расчета по исходным данным к курсовому проекту:

тяговое усилие тс,

частота вращения колеса п = 15 об/мин;

крутящий момент на колесе Нм,

Произведен выбор смазки, а также были разработаны мероприятия по эксплуатации и техническому обслуживанию.

Объем курсового проекта: стр., иллюстраций, таблиц.

Введение

Сельскохозяйственное производство является одной из важнейших отраслей хозяйства Республики, обеспечивающий повышение уровня жизни народа и развитие промышленности.

В последнее время на территории нашей Республики используются мощные трактора. 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. В Беларуси намечаются определенные тенденции в развитии систем тракторов. В ближайшее время будут применять трансмиссии с механическими ступенчатыми коробками передач. Для облегчения изменения скорости движения и исключения затрат времени на остановку и последующий разгон в них будут широко использовать шестерни постоянного зацепления с переключением передач без разрыва силового потока. Конструктивно это осуществляется при помощи гидравлически управляемых муфт.

В данном курсовом проекте необходимо разработать конечную передачу трактора Т-40. Конечная передача служит для увеличения общего передаточного числа силовой передачи и обеспечение заданного дорожного просвета.

Сокращение сроков разработки и освоения новой техники, повышение ее производительности и надежности требует разработки систем автоматизированного проектирования, применения методов проектирования на основе унифицированных блочно-модульных и базовых конструкций, комплексной автоматизации машин с использованием встроенных микропроцессоров.

Использование систем автоматизированного проектирования невозможно без разработки математических моделей машин как сложных динамических систем и их компонентов. Оптимизация параметров машин требует обоснование выбора критерия оптимизации. Сложность и обширность проблемы практически исключает проведение оптимизации только по одному критерию, поскольку такое решение может быть далеко не оптимальным для некоторых других, достаточно весомых критериев. Очевидно, что ориентация на многокритериальную оптимизацию с независимыми критериями наиболее правильная.

В последнее время наблюдается тенденция к обеспечению полной реверсивности тракторов всех классов и назначений, а также установке двух (переднего и заднего) валов отбора мощности (ВОМ).

Большое применение находят 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 2ч3 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.

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.

1. Анализ конструкций конечных передач

Назначение, классификация, требования и устройство.

Конечной передачей называется агрегат трансмиссии, размещенный между ведущим колесом и дифференциалом колесного трактора или механизмом поворота гусеничного трактора. Число конечных передач трактора зависит от количества его ведущих колес.

Конечные передачи служат для получения необходимого крутящего момента на ведущих колесах и в ряде случаев для обеспечения нужного дорожного просвета трактора.

Конечные передачи можно разделить:

а) по типу передачи - на шестеренные и цепные. В отечественных тракторах применяются только шестеренные передачи;

б) по виду передачи - на шестеренные с неподвижными валами и планетарные;

в) по кинематической схеме - на одноступенчатые и двухступенчатые;

г) по размещению - на передачи, размещенные внутри Корпуса ведущего моста трактора, в отдельных картерах, жестко или шарнирно соединенных с ведущими мостами и передачи с комбинированным размещением, когда одна ступень передачи размещена в корпусе ведущего моста, а другая - в отдельном картере.

Помимо общих требований, к ним предъявляется ряд специальных требований. Они должны обладать:

а) повышенной жесткостью картеров. Это связано с тем, что они нагружены как внутренними силами от передачи крутящих моментов, так и внешними силами от веса трактора, силы тяги и боковых реакций грунта, передаваемых через ведущее колесо;

б) надежной работой уплотнений выхода ступицы ведущего колеса. Близость почвы требует более надежной защиты передачи от проникновения внутрь различных загрязнений.

Конструкция конечных передач определяется назначением трактора, номинальным тяговым усилием и типом движителя.

В отечественных тракторах наибольшее распространение имеют конечные передачи с неподвижными валами и цилиндрическими прямозубыми эвольвентными шестернями с внешним зацеплением. Конические шестерни иногда применяются в конечных передачах ведущих управляемых колес.

Планетарные ряды применяются только в особо мощных колесных и гусеничных тракторах (Т-125, К-700, ДЭТ-250).

Рисунок 1.1. Кинематические схемы задних мостов колесных тракторов.

В колесных тракторах применяются одноступенчатые конечные передачи, схемы которых представлены на рисунке 1.1.

В схемах рисунка 1.1(г, д) передачи размещены внутри общего картера заднего моста, где 3 - ведущая, а 4 - ведомая шестерня. В схеме рисунка 1.1(а) ведущая 3 и ведомая 4 шестерни расположены в отдельных литых картерах 5, консольно крепящихся к корпусу заднего моста. Путем поворота картеров 5 можно менять высоту дорожного просвета.

На схеме рисунка 1.1 (в) представлена одноступенчатая многопарная передача, где ведущая 3 и ведомая 4 шестерни, определяющие передаточное число передачи, размещены в общем корпусе заднего моста, а двухпарная передача с передаточным числом, равным единице (конечный редуктор), размещена в отдельном картере 5. Телескопическая связь картеров 5 с корпусом заднего моста обеспечивает получение достаточного дорожного просвета при изменении колеи трактора. На схеме рисунка 1.1(е) показана планетарная передача, где 3 - неподвижная коронная шестерня, 5 - водило с сателлитом 4, от которого осуществляется привод колеса 6, 7 - ведущая солнечная шестерня.

В гусеничных тракторах конечные передачи всегда устанавливаются в отдельных картерах, крепящихся к корпусу заднего моста, по схемам, представленным на рисунке 2.

Рисунок 1.2. Кинематические схемы задних мостов гусеничных тракторов.

На схемах рисунка 1.2(а,в,г,д) показаны одноступенчатые передав. На схеме рисунка 1.2(б) - двухступенчатая передача, где первую ступень образуют шестерни 4 и 5, а вторую - шестерни 6 и 7. На схеме рисунке 1.2(е) показана двухступенчатая комбинированная передача, где первую ступень образуют шестерни 4 и 5, а вторую - планетарный ряд, описанный ранее.

Смазка деталей конечных передач осуществляется разбрызгиванием масла, залитого в ее картер; передачи, установленные в корпусе заднего моста трактора, имеют общую масляную ванну с механизмом центральной передачи.

Конструкции конечных передач колесных тракторов

Конечная передача тракторов МТЗ-5МС и МТЗ-5ЛС состоит из двух одноступенчатых передач (рисунок 1.3), расположенных в корпусе 22 заднего моста. Каждая из них состоит из ведущей шестерни 11 и ведомой шестерни 6, консольно закрепленной на оси 3.

Рисунок 1.3. Задний мост колесного трактора МТЗ-5МС и МТЗ-5ЛС

Шестерня 11 вращается на двух роликоподшипниках 8 и 12, установленных в стакане 10 с местным вырезом для прохода венца шестерни 6. Полуось 3 вращается в шарикоподшипнике 2 и закрепительном шарикоподшипнике 5, установленных в рукаве 4 полуоси, закрепленном в расточке корпуса заднего моста. Подшипник 5 смазывается маслом, разбрызгиваемым шестернями конечной передачи; излишек масла, попавший в рукав, сливается через отверстие (не указанное на чертеже) в корпус заднего моста. Подшипник 2 смазывают консистентной смазкой.

Выходное уплотнение установлено в крышке 1 рукава. Конечная передача трактора МТЗ-50 (см. рисунок 1.4) в основном идентична ранее рассмотренной, но имеет ряд конструктивных усовершенствований.

Рисунок 1.4. Задний мост колесных тракторов МТЗ-50/52.

Корпус заднего моста 1 имеет дополнительные перегородки 9, что устраняет консольное крепление ведомых шестерен 8 конечной передачи, закрепленных на промежуточных шлицевых втулках 7, вращающихся на подшипниках 4. Это позволяет заменять полуоси 5 без нарушения зацепления шестерен передачи и демонтажа рукавов 6 полуосей.

Задний мост тракторов МТЗ-80/82 (рис. 1.5) является усовершенствованной конструкцией моста тракторов МТЗ, рассмотренных выше. В частности в конструкцию моста введен механизм блокировки дифференциала 12. Также изменена конструкция крепления ведомых зубчатых колес 9 на полуосях 11 конечной передачи.

Рисунок 1.5. Задний мост тракторов МТЗ-80/82:

1 - корпус дифференциала; 2 - вторичный вал коробки передач; 3 - ведущая шестерня центральной передачи; 4 - ведомая шестерня центральной передачи; 5 - корпус заднего моста; 5 - ведущая шестерня конечной передачи; 7 - дисковый тормоз; 8 - редуктор ВОМ; 9 - ведомая шестерня конечной передачи; 10 - кожух полуоси; 11 - полуось; 12 - корпус блокировочной муфты дифференциала; 13 - блокировочный вал; 14 - дисковый тормоз

Конечная передача трактора Т-40 (см. рисунок 1.6) аналогична передачам тракторов Т-16М и ДТ-20М. Основные отличия состоят в применении роликового 27 и установочного шарикового 26 подшипников для крепления полуоси 25 ведущего колеса, что исключает необходимость проведения регулировок в конечной передаче.

В фланцевом соединении картера 24 предусмотрена возможность его поворота на 30° при необходимости изменения дорожного просвета трактора.

Рисунок 1.6. Трансмиссия трактора Т-40/40А.

Конечная передача трактора Т-28ХЗ (см. рисунок 1.7) является комбинированной одноступенчатой передачей. Понижающая ступень состоит из ведущей 15 и ведомой 11 шестерен, размещенных в корпусе 23 заднего моста, так же как и в тракторах МТЗ-5МС и МТЗ-5ЛС.

Вторая ступень представляет собой двухпарную передачу с передаточным числом, равным единице, и одинаковыми диаметрами шестерен. Она установлена в двух отдельных стальных картерах 2, телескопически связанных с корпусом заднего моста.

Телескопический рукав состоит из кожуха 10, закрепленного на боковой поверхности корпуса заднего моста, и гильзы 7, к фланцу которой крепится картер 2. Привод ведущей шестерни 3 дополнительной передачи осуществляется посредством подвижного шлицевого соединения - трубы 6, закрепленной в подшипниках 4 и 8 гильзы, и полуоси 9. Для изменения длины рукава к проушине 5 крепится гидроцилиндр двойного действия, управляемый от общей гидросистемы трактора.

Рисунок 1.7. Задний мост колесного трактора Т-28Х3.

Ось 1 ведущего колеса крепится по типу крепления оси конечной передачи трактора Т-40.

Конечные передачи ведущих мостов трактора К-700 (см. рисунок 1.8) полностью унифицированы между собой. Они представляют собой одноступенчатый планетарный ряд, в котором коронная шестерня 1 неподвижна. Посредством шлицевой ступицы она закреплена на трубе 14, запрессованной в кожух 25 полуоси дифференциала. Ведущая солнечная шестерня 2 плавающего типа закреплена на полуоси 15 дифференциала.

Ведущее колесо трактора посредством шпилек 5 закреплено на водила 7, являющемся одновременно картером планетарного ряда. Водило крепится к ступице 9, вращающейся на роликовом 8 и двух шариковых 13 подшипниках, являющихся установочными. К ступице 9 крепится тормозной барабан 10.

Сателлиты 3 с роликоподшипниками 5 консольно установлены на осях 4, запрессованных в корпусе водила. Конечная передача не требует регулировок.

Рисунок 1.8. Ведущий мост колесного трактора К-700.

Конечные передачи ведущих мостов трактора Т-125 (см. рисунок 1.9), полностью унифицированные между собой, выполнены по конструктивной схеме конечных передач трактора К-700. Некоторые отличия состоят только в конструктивном оформлении деталей и узлов. Так, например, исключено консольное крепление осей 1 сателлитов, запрессованных в боковые стенки водила 2.

Рисунок 1.9. ведущий мост колесного трактора Т-125.

2. Обоснование выбранной схемы

Конструкцию заднего моста выбираем с конечными передачами, расположенными около колес трактора по аналогии с конструкцией трактора Т-40.

На тракторе Т-40 главная передача представляет собой цилиндрическую пару шестерен. Конечная передача установлена вне корпуса заднего моста и представляет собой цилиндрический редуктор, расположенный вертикально возле ведущих колес.

Смазка дифференциала, центральной и коробки передач осуществляется маслом, заливаемым в корпус заднего моста через горловину; уровень смазки контролируется щупом. Редуктор конечной передачи смазывается отдельно.

Уход за конечной передачей заключается в периодической смене смазки и в проверке уплотнений.

3. Тяговый расчет трактора

Определение веса трактора

Эксплуатационный вес трактора G (кгс) определяют из условия обеспечения сцепления с данной почвой по формуле:

т,

где л - коэффициент нагрузки ведущих колес: для гусеничных тракторов л = 1, для колесных 4x4 - л = 0,9 - 1, для колесных 4x2 по условию сохранения управляемости принимают л = 0,76 - 0,8;

- коэффициент сцепления с почвой, для грунтовой дороги равен 0,6…0,8;

- коэффициент, учитывающий внутренние потери в ходовой системе; для колесных тракторов принимают = 1, для гусеничных - = 0.5;

f - коэффициент сопротивления перекатыванию, испытаниями установлено, что максимум тягового КПД на стерне (типичном фоне для получения номинального тягового усилия ) при скорости 6 - 9 км/ч соответствует среднему коэффициенту использования веса

.

для гусеничных энергосредств , для колесных 4х2

для колесных 4х4 Тогда эксплутационный вес будет равен:

.

Полный вес подвижного энергосредства рекомендуется получать догрузкой балластом, реакцией навесного орудия.

Минимальный вес трактора находят из условия обеспечения устойчивости движения и управляемости тракторного поезда на грунтовой дороге:

Определяем минимальный вес трактора

,

где б - угол подъема дороги, б=7? ;

- коэффициент сопротивления передвижению прицепа (тележки);

л - коэффициент нагрузки ведущих колес; для трактора 4х2 по условиям обеспечения управляемости берут 0,65 - 0,7;

- полный вес тележки, = 1,8 т.

т.

Поскольку G>0,5, принимаем G = 1,95 т.

Распределение веса по осям трактора.

т.

Определяем продольную базу из условия

м.

Подбираем шины для ведущих и управляемых колес исходя из условия.

Выбираем следующие шины.

Ведущие колеса 23.1-R26 [F] = 3610 кгс

Управляемые колеса 16.9 - R30 [F] = 2245 кгс

Диаметр колеса

см. см. тогда,

Тогда уточняем нагрузки на колеса.

т.

Продольная координата центра тяжести

м.

Определение мощности

Номинальная мощность двигателя (л. с.) находится из условия реализации номинального тягового усилия (кгс.) [1]на заданной типажом скорости = 6ч9 (км/ч):

,

где - механический КПД силовой передачи, включая потери на зацепление гусеницы с ведущим колесом ;

- коэффициент, учитывающий потери от буксования:

= 1 - ,

здесь - буксование (для гусеничных тракторов = 0,930,95, для колесных тракторов общего назначения = 0,850,87, универсальных - = 0,800,82);

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

37 ч55,5 л.с.

Проверяем мощность двигателя из условия возможности работы трактора с машинами требующими отбора мощности.

,

где R_т - тяговое сопротивление рабочей машины, R_т = 600 кгс;

V - рабочая скорость, V = 6 км/ч;

_м - мощность, требуемая для привода машины, _м = 0,4_Н;

_о.м - к. п. д. передачи к машине: _о.м 0,90,95;

51,8 л.с.

Проверяем мощность трактора на обеспечение движения при эксплуатации на транспорте.

где i - подъем, преодолеваемый без перехода на низшую передачу, обычно i = 0,02 - 0,05; j/g = 0,030,1;

- коэффициент учета вращающихся масс агрегата;

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

= 20 км/ч.

36,3 л.с.

Принимаем = 55,5 л.с.

Определяем энергонасыщенность трактора

л.с./т.

4. Кинематический и энергетический расчёт

Кинематическая схема трактора Т-40 представлена на рисунке 4.1.

Рисунок 4.1. Кинематическая схема трактора Т-40

Кинематические параметры трактора Т-40 приведены в таблице 4.1.

Таблица 4.1. Кинематические параметры трактора Т-40.

Крутящий момент на колесе равен:

Нм.

Частота вращения колеса 15 об/мин.

Определение передаточных чисел:

где: - передаточное число коробки передач, для первой передачи без ходоуменьшителя определяется по выражению:

передаточное число главной передачи, определяется по выражению:

= 89,2

Следовательно

.

Тогда частота вращения вала двигателя равна

Рассчитаем частоты вращения валов коробки передач, вала раздаточной коробки, полуосей и колес для низшей передачи. Частота вращения колеса равна

об/мин.

Частота вращения полуоси равна:

93 об/мин.

Частота вращения вторичного вала коробки передач:

об/мин.

Определяем крутящие моменты передаваемых валами. Крутящий момент на колесе равен

Нм.

Крутящий момент на полуоси равен

,

где - КПД конечной передачи, для цилиндрических зубчатых колес = 0,98.

1646 Нм.

Крутящий момент на вторичном валу коробки передач исходя из равенства крутящих моментов на каждой полуоси равен

952 Нм.

Определяем мощности передаваемые валами. Мощность на колесе определится выражением

15,7 кВт.

Мощность на полуоси определится выражением

кВт;

Мощность на вторичном валу коробки передач определится выражением

32,6 кВт.

5. Расчет параметров зацепления конечной передачи

Выбор материала для изготовления шестерни и колеса

Производим расчет конечной передачи. Конечная передача представляет собой цилиндрический одноступенчатый редуктор. Проведем расчет для ведущей шестерни 1 и ведомого колеса 2. Их параметры записаны в таблице 5.1. Расчет ведем для 1-й передачи.

Таблица 5.1. Параметры зубчатых колес, принятых к расчету

№,	Частота вращения, об/мин	Крутящий	Мощность
п/п		момент, Нм	на валах, кВт
1 (шестерня)	93	1646	16
2 (колесо)	15	10000	15,7

Назначаем для шестерни и колеса материал сталь 20ХГНР, термообработка - цементация, = 1150 МПа, = 790 МПа, рабочих поверхностей НRC 60.

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;

- число оборотов i-го колеса;

- число часов работы передачи за расчетный срок службы

,

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

- срок службы привода, = 10 лет;

35040 ч.

,

.

Определяем базовое число циклов перемены напряжений:

здесь соответствует твердости .

Т.к. , то принимаем коэффициент долговечности

1,033.

1,41.

Определяем предел контактной выносливости при базовом числе циклов перемены напряжений:

= 1380 МПа.

Принимаем коэффициент безопасности .

Определяем допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость:

1292 МПа.

1770 МПа.

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

2212 МПа.

Проектировочный расчет на контактную выносливость.

Число зубьев шестерни и колеса принимаем равным: ; .

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

,

где: - вспомогательный коэффициент, ;

- допускаемое контактное напряжение, 1292 МПа;

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

- вращающий момент на шестерне 1, Нм;

- коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки по длине зуба; принимают в зависимости от параметра по графику, 1,1;

- передаточное число, 6,2.

88 мм.

Определяем ориентировочную окружную скорость шестерни 1:

0,4 м/с 3 м/с.

Значит передача прямозубая.

Определяем рабочую ширину венца шестерни и колеса:

74,8 мм, принимаем 75 мм.

65 мм.

Определяем модуль зацепления по формуле:

7,3.

Следовательно, округляем до ближайшего стандартного значения;

m = 7,5.

Определяем диаметры начальных окружностей шестерни и колеса:

90 мм,

555 мм.

Межосевое расстояние будет равно:

322,5 мм.

Уточняем окружную скорость шестерни:

0,44 м/с.

Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям.

Назначаем 8-ую степень точности. Значит, .

Определяем удельную окружную динамическую силу:

где: - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации головок зубьев; для прямых зубьев без модификации ;

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

2,8 Н/мм.

Определяем коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении:

,

где: - удельная окружная динамическая сила, Н/мм;

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

1,005.

Удельная расчетная окружная сила будет равна:

539 Н/мм.

Коэффициент торцевого перекрытия для прямозубых колес:

1,5.

Определим расчетное контактное напряжение по формуле:

,

где: - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев; ;

- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес для стальных колес; ;

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий,

0,92.

1177 МПа.

Определяем недонапряжение:

8,9%.

Проверочный расчет на контактную прочность при действии максимальной нагрузки.

Расчетное напряжение, создаваемое нагрузкой по формуле:

МПа.

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

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 способ получения заготовки; для штамповок и отливок ;

.

Определяем пределы контактной выносливости зубьев при изгибе:

МПа.

Определяем допускаемые напряжения изгиба:

где - коэффициент, учитывающий реверсивность передачи; .

434 МПа

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

МПа.

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:

3,8; 3,53

113,9; 123,1.

Расчет ведем для колеса 2, т.к. 123,1 < 113,9.

Определяем удельную окружную динамическую силу:

где: - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации головок зубьев; для прямых зубьев без модификации ;

7,4 Н/мм².

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 .

1,012.

Определяем удельную расчетную окружную силу:

645 Н/.

Определяем расчетное напряжение изгиба:

,

где: - коэффициент, учитывающий наклон зуба; ;

37,9 МПа.

Так как 37,9 МПа < МПа, следовательно, условие прочности выполняется

Проверочный расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкой.

Определяем расчетное напряжение, создаваемое двукратной нагрузкой:

75,8 МПа.

Так как МПа < МПа, то условие прочности выполняется.

Диаметр вершины зубьев шестерни и колеса:

Диаметр впадин зубьев шестерни и колеса:

6. Прочностной расчет вала

Проведем расчет на прочность вала-шестерни.

Окружная сила на делительном диаметре шестерни:

Н.

Радиальная сила на шестерне:

12950 Н.

Сила, возникающая в соединении вала-шестерни и полуоси:

ч10673 Н;

Принимаем Н.

Определим реакции опор.

В плоскости OYZ:

;

Н;

;

Н.

Проверка:

В плоскости XOZ:

Н;

Н;

Проверка:

Строим эпюры изгибающих моментов:

Изгибающий момент в плоскости XOZ, сечение B:

сечение С: Нм.

Изгибающий момент в плоскости YOZ,

сечение В: Нм;

сечение С: Нм.

По результатам расчетов строим эпюры изгибающих моментов Максимальный суммарный изгибающий момент:

Нм.

Максимальное напряжение возникающее от действия изгибающего момента:

65,9 МПа < [у] = 520 МПа

где W_Х - осевой момент инерции, определяем по выражению:

м³.

Максимальный изгибающий момент:

Нм.

Рисунок 6.1. Эпюры изгибающих и крутящих моментов.

Пределы выносливости стали 20ХГНР:

при изгибе: 495 МПа,

при кручении: 247,5 МПа.

Нормальные напряжения в сечении под шестерней:

где W - момент сопротивления:

где d - диаметр вала под шестерней.

Касательные напряжения:

38,82 МПа

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для сечения с прессовой посадкой подшипника в сечении В для стали 45:

Масштабные факторы

Коэффициенты, учитывающие снижение механических свойств металла с ростом размера детали [5]:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям [6]:

.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям [6]:

Общий коэффициент запаса прочности:

> [S]

где [S] = 1,3…1,5 - допустимый коэффициент запаса для обеспечения прочности [6];

Следовательно, прочность вала обеспечена

Определение долговечности подшипников.

Суммарные реакции опор:

Н

Н

Далее расчет ведем по наиболее нагруженному подшипнику установленному на опоре В:

Выбираем роликовые конические однорядные подшипники 7312:

D = 130 мм, d = 60 мм, С = 7900 кгс.

Эквивалентная нагрузка:

Н.

Расчетная долговечность подшипника, млн.об:

млн.об.

Расчетная долговечность, час

час.

7. Выбор смазки и разработка мероприятий по эксплуатации

Для поддержания тракторов в исправном состоянии, повышения экономичности, безотказности и долговечности работы проводят систематическое обслуживание, носящее планово предупредительный характер.

Для тракторов установлена трехномерная система технических обслуживании которая включает:

Техническое обслуживание №1- через каждые 60ч. Работы, техническое обслуживание №2- через 240 ч и техническое обслуживание №3-через каждые 960ч работы.

ЕТО предусматривает выполнение следующих операций:

1). Проверяют, нет ли подтеканий топлива, масла, электролита и воды через соединения деталей;

2). Доливают отстоянное или профильтрованное топливо в баки дизеля и пускового двигателя;

3). Измеряют уровень масла в картере дизеля и при необходимости доливают масло. Уровень измеряют не раньше чем через 20 мин после остановки дизеля;

4). Проверяют уровень воды в радиаторе;

5). Сливают конденсат из ресивера пневматической системы;

6). Проверяют степень засоренности воздухоочистителя дизеля по индикатору на щитке приборов.

Техническое обслуживание №2 (ТО-2) проводят через каждые 240 ч. Работы. Сначала выполняют все операции ТО-1, затем делают следующие:

заменяют масло в картере дизеля, поддоне воздухоочистителя и корпусе топливного насоса;

сливают отстой из фильтра тонкой очистки топлива и топливных баков;

промывают фильтрующие элементы воздухоочистителя пускового дизеля, регулятора давления пневматической системы;

проверяют уровень масла в корпусах трансмиссии;

проводят обслуживание блока отопления и охлаждения воздуха в кабине;

проверяют крепление ступиц задних колес, лонжеронов к переднему брусу и корпусу сцепления, корпуса коробки передач, кронштейна промежуточной опоры карданной передачи двигателя.

Смазывание трактора.

Срок службы сборочных единиц и деталей трактора и их надежность во многом зависит от своевременного и правильного смазывания. Смазка уменьшает трение, а, следовательно, износ и нагрев трущихся деталей.

В процессе эксплуатации трактора масло постепенно теряет свои свойства из-за химических изменений и загрязнения продуктами износа и пылью, поэтому смазку периодически пополняют и меняют.

Летние сорта масел применяются при температуре воздуха выше 5, при более низких температурах масло нужно менять на зимние сорта. Следует учитывать, что летняя смазка зимой загустевает и не доходит до трущихся поверхностей.

Для смазывания (коробки) конечной передачи трактора Т-40 при ТО-2 (через каждые 240 ч. работы), принимаем смазочный материал: масло трансмиссионное ТЭ-15-ЭФО (ТУ38-101521-75); ТАП-15В (ТУ-38-101176-76); Моторное автомобильное М12Г1 (ГОСТ 10541-78). А также, дополнительно через 960ч работы (при техническом обслуживании №3), корпус заднего ведущего моста трактора смазывать следующими смазочными материалами: Масло трансмиссионное ТЭ-15-ЭФО (ТУ38-101521-75); ТАП-15В (ТУ-38-101176-74);

Заключение

конечная передача трактор вал

В результате выполнения данного курсового проекта была разработана конечная передача (аналог трактора Т-40). В перспективе эта разработка позволит усовершенствовать конструкцию отечественных тракторов, что в последующем приведет к увеличению надежности, а также технического уровня.

В результате кинематического и энергетического анализа были определены передаточные отношения конечной передачи, мощности, крутящие моменты и частоты вращения валов ведущего моста и конечной передачи.

По результатам силового и геометрического расчетов для зубчатой передачи были определены основные параметры ведущей шестерни и колеса конечной передачи, после чего были проведены проверочные расчеты на прочность вала ведущей шестерни.

Были разработаны мероприятия по эксплуатации и техническому обслуживанию разработанной конструкции моста, произведен выбор смазки.

Литература

1. И.П. Ксеневич, В.В. Гуськов, Н.Ф. Бочаров и др. Тракторы. Проектирование, конструирование и расчет. Учебник для студентов машиностроительных специальностей вузов. М., Машиностроение. 1991. - 544 с.: ил.

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

2. 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.

3. 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.

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

5. М/ук 980 Расчет основных параметров зубчатых цилиндрических и конических передач.

6. Гуськов В.В., Ксеневич И.П. и др. Тракторы. Часть III. Конструирование и расчет. Учебное пособие для вузов. - Мн.: Выш. школа, 1981. - 383с.

7. Иванов М.Н, Иванов М.Н Детали машин. Курсовое проектирование. Учеб. пособие для машиностроит. вузов. М., “Высш. школа”, 1975. 551 с. с ил

Размещено на Allbest.ru