Трактор гусеничный сельскохозяйственный тягового класса 4 на базе ВТ-150

3.7.6 Звено гусеничной цепи с ограничителем обратного прогиба

Звенья гусеничной цепи, соединенные одни с другими с помощью пальцев, имеют гладкую опорную поверхность. Грунтозацепы выполнены эвольвентного профиля заодно со звеньями и расположены в их передней части. Звено содержит упор, выполненный за одно целое с грунтозацепами и расположенный в зоне передней проушины.

Изобретение может найти широкое применение при их работе в условиях повышенной влажности почвы (работа гусеничных тракторов на рисовых полях и т.п.).

Тягово-сцепные показатели гусеничных машин во многом зависят от конструктивных параметров звеньев гусеничных цепей. Для реализации значительных тяговых усилий применяют звенья с хорошо развитыми почвозацепами.

Однако при работе в условиях повышенной влажности почва налипает на опорную поверхность звеньев, значительно ухудшая их сцепные качества.

Известна конструкция движителя гусеничной машины, звенья которого имеют принудительную очистку от налипающей почвы. Звенья гусеничной цепи выполнены заодно с почвозацепом, который имеет переднее расположение на звене, и шарнирно на соединительных пальцах установлены пластины, которые при взаимодействии с зубом ведущего колеса поворачиваются на определенный угол, производя при этом удаление налипшей почвы с опорной поверхности почвозацепа. Налипшая на пластины почва отделяется от них либо за счет вибрации, которая возникает при движении звеньев по ведущему колесу, а если этого недостаточно, то налипшую почву удаляют скребки, установленные на удлиненной верхней оси механизма навески и переводимые в рабочее и нерабочее положения с помощью гидросистемы трактора.

Недостатками звеньев такого движителя являются: повышенный вес в сравнении с обычной распространенной конструкцией звена и усложнение конструкции звена, что ведет к дополнительным затратам на его изготовление.

Известна конструкция гусеничного движителя, применяющаяся на бульдозерах. Звено гусеницы такого движителя составное и включает в себя непосредственно звено цепи, к которому с помощью болтов крепится элемент, имеющий в сечении профиль сегмента корытообразной формы. При движении по грунту, имеющему высокую влажность и низкую твердость, происходит внедрение в почву опорных элементов. Причем глубина внедрения, а следовательно, и сцепные свойства зависят от несущей способности грунта. При выходе из зацепления с почвой и движении по ведущему колесу расстояние между вершинами соседних опорных элементов увеличивается, что способствует отпадению налипшей почвы от опорных элементов.

Недостатками такой конструкции звеньев гусеничных цепей являются сложность конструкции и значительное сопротивление самопередвижению.

Известна конструкция звена гусеничной цепи, содержащего опорную плиту с проушинами и грунтозацеп, причем боковая поверхность грунтозацепа описана дугами окружностей из центров, расположенных на осях, проходящих через оси проушин перпендикулярно к опорной плите.

Грунтозацеп изготовлен вместе с траком гусеницы и расположен посредине трака между проушинами. В горизонтальном сечении по основанию грунтозацеп имеет форму прямоугольника. При движении транспортного средства трак приподнимается к ведущему колесу, поворачиваясь относительно одной из проушин. При этом боковая поверхность грунтозацепа выходит из грунта, не сдвигая его.

Недостатками такой конструкции звеньев гусеничных цепей являются неравномерность распределения нормального давления движителя на почву по длине ходового аппарата из-за наличия обратного угла прогиба гусеничной цепи, а также среднее расположение почвозацепа, которое приводит к гораздо большему нарушению структуры почвы и, следовательно, снижению сопротивления сдвига почвы, что ведет к ухудшению сцепных свойств движителя в сравнении с передним расположением почвозацепов.

В звене гусеничной машины для работы на почвах повышенной влажности, содержащем плиту с гладкой опорной поверхностью, проушины, соединительные элементы и выполненный за одно целое с плитой грунтозацеп с дугообразными выпуклыми боковыми поверхностями, поперечная ось которого параллельна оси проушины, дугообразная выпуклая боковая поверхность грунтозацепа выполнена по эвольвенте, при этом грунтозацеп расположен в зоне передних проушин. С целью равномерного распределения давления на почву в звене выполнен упор.

На рисунке 1.13 показано предлагаемое звено. Звено гусеничной цепи представляет собой стальную отливку сложной конфигурации, включающую гладкую опорную поверхность 1 и выполненный за одно целое с плитой грунтозацеп 2 с дугообразными выпуклыми боковыми поверхностями, поперечная ось которого параллельна оси проушины 3. Проушины 3 служат для соединения звеньев между собой. Звено имеет беговые дорожки 4 и направляющие реборды 5 для опорных катков 6. Дугообразная выпуклая боковая поверхность грунтозацепа 2 выполнена по эвольвенте, при этом грунтозацеп расположен в зоне передних проушин.

Упор выполнен за одно целое с грунтозацепом, который позволяет при соединенных звеньях обеспечить отсутствие обратного прогиба гусеничной цепи. т.е. гусеничная цепь изгибается только в сторону внутреннего гусеничного обвода.

Звенья работают следующим образом. При движении гусеничной машины почвозацеп 2 с передним расположением на звене, входя в зацепление с почвой, благодаря своему эвольвентному профилю оказывает наименьшее разрушающее действие на почву, так как переднее расположение почвозацепа 2 на звене исключает проворачивание почвозацепа 2 в почве при его внедрении. При выходе из зацепления почвозацепа эвольвентного профиля 2 с почвой отсутствует скалывание почвы, уменьшая при этом налипание (напрессовку) почвы в зоне почвозацепа 2. Кроме того, отсутствие обратного прогиба гусеничной цепи позволяет обеспечить более равномерное распределение давления на почву.

Гладкая опорная поверхность и эвольвентный профиль почвозацепа 2 дают возможность использовать копировальный метод принудительной очистки опорной поверхности гусеничной цепи.

Использование предлагаемой конструкции звеньев гусеничной цепи в сравнении с известной при сохранении таких же тягово-сцепных свойств повышает надежность и долговечность конструкции, а переднее расположение почвозацела эвольвентного профиля на звене уменьшает разрушающее действие на почву, кроме того, при соединенных звеньях отсутствует обратный прогиб гусеничной цепи, что позволяет обеспечить более равномерное распределение давления на почву.

Эвольвентный профиль почвозацепа позволяет применить копировальный метод принудительной очистки опорной поверхности гусеничной цепи от налипшей почвы, что повышают эффективность механизированных работ на почвах повышенной влажности.

3.8 Тенденции развития конструкций движителей гусеничных тракторов

Развитие конструкций гусеничных тракторов направлено на снижение уплотняющего воздействия движителя на почву, повышение их тягово-сцепных качеств, обеспечение требуемой долговечности узлов и механизмов и улучшение условий труда тракториста.

В связи с этим намечается тенденция более широкого применения РАГ не только на сельскохозяйственных, но и на промышленных тракторах. При этом большое внимание уделяется совершенствованию способов передачи движения РАГ от ведущего колеса.

Вместе с тем продолжается совершенствование и металлических гусениц, главным образом в решении проблемы надежного шарнира трака составного типа, материала и формы его уплотнения, конструкции соединительного трака, а также создания надежных упругих накладок для составных и цельнолитых траков с РМШ.

С целью повышения долговечности металлических гусениц предполагается более широкое применение жидкостного смазывания шарниров.

Более широкое применение получат резиновые упругие элементы как в движителе, так и в подвеске.

Предполагается применение ведущих и направляющих колес с внутренней амортизацией (установкой между ступицей колеса и ободом резинового упругого элемента), обеспечивающей их внутреннее подрессоривание.

Продолжатся работы по совершенствованию ходовой системы тракторов с треугольной формой гусеничного обвода. Эти работы главным образом направлены на обеспечение более равномерного распределения давления гусениц на грунт с целью снижения уплотняющего воздействия и повышения их тягово-сцепных качеств.

Большое внимание будет уделяться типизации и унификации деталей и узлов ходовой системы трактора.

4. Разработка конструкции

4.1 Конструктивное решение шарнира гусеничной цепи

С целью увеличения срока службы гусеничной цепи трактора ВТ-150 принятого за прототип необходимо усовершенствовать шарнир, который и определяет долговечность гусеничного движителя.

Известен шарнир гусеничной цепи, состоящий из проушин звеньев гусеничной цепи, в которые вставлен палец. Палец зафиксирован в проушинах звеньев ограничителями, удерживающих его от осевого перемещения.

Недостатком известной конструкции является малый срок службы вследствие незащищенности трущихся поверхностей от попадания абразива.

Известен шарнир гусеничной цепи, содержащий проушины звеньев, соединительный палец, ограничительные шайбы между торцами средних проушин и втулки с фланцем в крайних проушинах, что исключает заход концов втулок в отверстия смежных проушин и обеспечивает свободное вращение и перекатывание втулок по пальцу и по поверхности отверстий проушины звеньев. От осевого перемещения палец удерживается трехлапой.

Недостатком данной конструкции является то, что между торцами втулок и ограничительными шайбами имеются зазоры в которые может проникать абразив.

Известен шарнир гусеничной цепи, принятый в качестве прототипа, который состоит из проушин звеньев гусеничной цепи, в которые устанавливаются плавающие втулки, общая длина которых больше ширины всех проушин на суммарную величину зазоров между проушинами. Втулки соединяются пальцем. Палец и втулки зафиксированы в проушинах звеньев ограничителями, установленными на палец с обеих сторон и состоящими из шайб и стопорных колец. В концевых проушинах между крайними втулками и шайбами установлены упругие уплотнительные кольца. Уплотнительные кольца, поджимая втулки, обеспечивают смыкание их торцов, что препятствует проникновению абразива в радиальные зазоры между пальцем и втулками.

Недостатком данной конструкции является то, что существует возможность захода концов втулок в отверстия смежных проушин, а следовательно втулки не смогут свободно вращаться и перекатываться по пальцу, это также может привести к деформации втулок.

Задача - создать шарнир гусеничной цепи защищенный от попадания абразива между трущимися поверхностями, а также создать условия сочетания скольжения и перекатывания втулок по пальцу и по поверхности проушин. Это достигается тем, что шарнир гусеничной цепи содержащий проушины с установленными в них плавающими втулками, соединительный палец, ограничители осевого перемещения пальца, размещенные на его концах, уплотнительные кольца, установленные между крайними втулками и ограничителями осевого перемещения пальца, снабжен ограничительными шайбами, наружный диаметр которых больше диаметра втулок, находящимися между торцами средних проушин и втулками, установленными в крайние проушины, выполненных с фланцем со стороны средней проушины, причем общая длина втулок и ограничительных шайб выполнена больше ширины всех проушин на суммарную величину зазоров между проушинами.

Снабжение шарнира ограничительными шайбами, наружный диаметр которых больше диаметра втулок, находящимися между торцами средних проушин и втулками, установленными в крайние проушины, выполненных с фланцем со стороны средней проушины обеспечивает невозможность захода концов втулок в отверстия смежных проушин, а следовательно втулки могут свободно вращаться и перекатываться по пальцу.

Выполнение общей длины втулок и ограничительных шайб больше ширины всех проушин на суммарную величину зазоров между проушинами обеспечивает смыкание их торцов, что препятствует проникновению абразива в радиальные зазоры между пальцем и втулками

Шарнир гусеничной цепи содержит проушины звеньев 1 гусеничной цепи, в которые устанавливаются плавающие втулки 2 с фланцем и плавающие втулки 3, межторцовые ограничительные шайбы 4, втулки соединяются пальцем 5. Палец и втулки зафиксированы в проушинах звеньев ограничителями, установленными на палец с обеих сторон и состоящими из шайб 6 и стопорных колец 7. В концевых проушинах между крайними втулками и шайбами установлены упругие уплотнительные кольца 8.

При работе шарнира плавающие втулки с радиальным зазором между поверхностями втулок проушин и пальцев, втулки с фланцем в крайних проушинах и ограничительные шайбы между торцами средних проушин обеспечивают невозможность осевого перемещения втулок и защемления их концов в смежных проушинах и создает при перегибе цепи условия сочетания скольжения и перекатывания втулок по пальцу и по поверхности проушин, таким образом увеличивается их износостойкость и надежность шарнира.

Для улучшения тягово-сцепных качеств трактора ВТ-150 грунтозацепы выполняются под углом 15? к поперечной оси звена, что позволяет увеличить коэффициент сцепления на 20%.

4.2 Расчет сил и напряжений действующих в шарнире

Расчету подвергаются проушины звеньев и пальцы. Исходными данными для расчета являются вес Gт(80000 Н) трактора и ширина bг гусеницы. Расчетное усилие, растягивающее звенья гусеницы, ограничивается предельной силой по сцеплению забегающей гусеницы с опорной поверхностью при повороте трактора на уклоне крутизной а = 30° в сторону подъема.

В этом случае расчетная сила, растягивающая звенья гусеницы (рис.1.16,а),

Р = 0,65*80000 *1 = 52000 (Н) (1.2)

где ц=1,0.

Для обеспечения равной прочности проушин должно соблюдаться условие

(1.3)

где n, n' и bi, bi' - соответственно число и ширина проушин охватываемой и охватывающей сторон звена гусеницы.

Диаметр пальца из условия обеспечения требуемой износостойкости

(1.4)

где [р] = 10 МПа - допускаемое давление в проушинах звена гусеницы (параметр износостойкости).

d = 2*52000/(10*1000000*0.47) = 0.022 (м);

d = 22 мм

Число проушин охватываемой стороны звена гусеницы определяют из условия ограничения напряжений среза в пальце:

(1.5)

где [ф]ср = 40 МПа - допускаемое напряжение среза.

n = 104000/(3.14*(0.022)?*40*1000000) = 1.7;

n = 2.

Для обеспечения равной прочности и износостойкости проушины охватываемой стороны должны быть одинаковой ширины:

(1.6)

С этой же целью крайние проушины охватывающей стороны звена выполняют в 1,5...2 раза уже средних, равных по ширине проушин.

Радиус проушины определяют исходя из расчета ее на разрыв (рис.3.1,б):

(1.7)

где [у]р = 30 МПа - допускаемое напряжение растяжения.

R = 52000/(30*1000000*0.47)+0.5*0.022 = 0.0256 (м);

R = 0.026 м

После конструктивной проработки звеньев гусеницы необходимо выполнить поверочные расчеты звеньев и пальца с учетом зазора S между проушинами (см. рис. 1.16). В выполненных конструкциях S = 3 мм. Силу, нагружающую проушины звеньев, находят из выражений для сторон:

охватываемой

(1.8)

охватывающей

(1.9)

где P1…Рn - сила, нагружающая проушины охватываемой стороны звена гусеницы шириной соответственно b1…bn; P1'…Pn' - сила, нагружающая проушины охватывающей стороны звена гусеницы шириной соответственно b1'…bn'.

Соотношения получены при условии, что распределение усилия Р (рис.1.16), приложенного к гусенице, между проушинами прямо пропорционально изгибной жесткости пальца в точках фактического приложения сил в проушинах.

Поверочный расчет проушин выполняют для наиболее нагруженной проушины. Для охватываемой и охватывающей сторон звена гусеницы напряжение растяжения в проушинах определяют из выражений:

(1.10)

ур = 22750/((2*0,026-0,022)*0,11) = 6893939 (Па) < [у]р;

Давление в проушинах:

(1.11)

p = 22750/(0.11*0.022) = 9400826 (Па) < [p];

Поверочный расчет пальца гусеницы на срез выполняют для наиболее нагруженной средней проушины:

(1.12)

где k = 4/3 - коэффициент, учитывающий сложнонапряженное состояние пальца при совместном действии напряжений изгиба и среза.

фср = 0,85*22750/(0,022)? = 39953512 (Па) < [ф]ср;

4.3 Распределении давлений гусеничных движителей на почву

Среднее давление qср - наиболее распространенный критерий, используемый в качестве одного из основных агротехнических параметров в техническом задании на трактор. Принят в качестве показателя для оценки допустимого воздействия ходовых систем на почву в соответствии с ГОСТ 24096--80. Достоинство - простота определения.

Максимальное (фактическое) давление движителей на почву qmax - часто применяемый критерий, рекомендуемый Координационным Советом по проблеме воздействия ходовых систем сельскохозяйственной техники на почву при ВАСХНИЛе. Максимальное давление движителей на почву qmax определяют с помощью расчетных зависимостей и экспериментально с применением сложной измерительной аппаратуры.

Решение задачи о распределении давлений под опорной поверхностью гусеницы еще более сложно, чем решение такой задачи для колес, так как в первом случае опорные колеса (катки) гусеничного движителя катятся по промежуточной опоре и, следовательно, приходится учитывать также и свойства третьего тела- гусеницы.

Создание гусеничного движителя было продиктовано необходимостью снижения давления мобильной техники на деформируемое опорное основание при сохранении или даже уменьшении общих габаритов гусеничного движителя по отношению к колесному, что обеспечивало повышение тягово-сцепных свойств, мобильности и тягового КПД техники. Однако изначально и до недавнего времени определялось не фактическое, а среднее статическое давление гусеничного движителя на опорное основание, что соответствует равномерному распределению давления по длине опорной поверхности гусеницы. В связи с тем, что гусеничные движители большинства отечественных сельскохозяйственных тракторов имели значительно более высокую продольную неравномерность распределений давлений, чем колесные, примерно равное изменение свойств почвы достигалось при существенно более низком среднем статическом давлении гусеничных движителей, чем пневмоколесных движителей. Это фактически было зафиксировано в ГОСТ 24096-80 на основные параметры сельскохозяйственных тракторов, обеспечивающие требования агротехники, в которых среднее давление гусеничных движителей на почву ограничено величиной, равной 45 кПа. Показатель «наибольшее из средних условных давлений движителей, кПа» вошел также в систему показателей качества продукции в части сельскохозяйственных тракторов, определяемую ГОСТ 4.40-84.

Результаты многочисленных исследований показывают, что степень деформирования почвогрунтов определяется действующим, а не средним давлением, в связи с чем, в частности в п.82 ГОСТ 7057-54 «Тракторы сельскохозяйственные: Методы полевых испытаний» было записано: «Для гусеничных тракторов дополнительно должны быть определены максимальное и минимальное удельные давления при статическом состоянии и при работе трактора на второй передаче с нормальным тяговым усилием на крюке».

Давление на почву гусеничного трактора рекомендуется определять двумя методами: по среднему и по максимальному значениям. Среднее qc условное давление в кПа одиночного гусеничного движителя трактора, а также с некоторыми уточнениями по заменившему ГОСТ 7057-54 аналогичному стандарту ГОСТ 7057-73 и стандарту на методы испытаний сельскохозяйственных тракторов ГОСТ 7057-81 определяют по формуле

(1.13)

где mдв - масса, создающая статическую нагрузку каждого движителя, кг; g - ускорение земного тяготения, м/с2; bг. -ширина гусеницы, м; lус - условная длина участка гусеницы, находящейся в контакте с основанием, м (lус = l1 + l2 +l3); l1 -проекция на опорную площадку межцентрового расстояния между ведущим колесом и задним опорным катком (при наклоне ветви гусеницы между ними к опорной площадке более 2°, l1 принимают равной нулю), м; l2 - проекция на опорную площадку межцентрового расстояния между крайними опорными катками, м; l3 - проекция на опорную площадку межцентрового расстояния между направляющим колесом и передним опорным катком (при наклоне ветви гусеницы между ними к опорной площадке более 5° l3 принимают равной нулю). При l1 = 0 и l3 = 0, lyc принимают равной l2 плюс шаг гусеницы tг, м.

qc = 4000*9,8/(1000*0,47*2) = 41,7 (кПа) - для гусеничного движителя ВТ-150 со стандартным звеном

qc = 4000*9,8/(1000*0,67*2) = 29,3 (кПа) - для гусеничного движителя ВТ-150 со звеном для слабонесущих грунтов

Определение максимального давления qм основано на учете не всей проекции опорной поверхности гусеницы, а только ее звеньев, число которых равно числу опорных катков iк.

 (1.14)

Авторы утверждают, что формула (1.14) дает завышенные значения давления и справедлива для работы на твердой несминаемой почве, а также при lк > 3tг, где lk - расстояние между осями соседних катков.

Для ВТ-150 со стандартным звеном максимальное давление движителя на почву:

qм = 4000*9,8/(1000*0,47*0,158*0,57) = 926 (кПа)

Для ВТ-150 с широким звеном максимальное давление движителя на почву:

qм = 4000*9,8/(1000*0,67*0,158*0,57) = 650 (кПа)

Изучение результатов многочисленных исследований показывает, что практически все изменения в конструкции ходовой системы, приводящие к снижению контактных давлений, способствуют улучшению тягово-сцепных свойств.

Анализ формулы Кулона(1.15), отражающей закономерности сдвига почвы, показал, что с уменьшением нормального давления у, каким бы способом это ни достигалось, значение коэффициента сцепления ц движителя с почвой увеличивается

(1.15)

где ц - угол внутреннего трения в почве.

Однако данные Л.В. Сергеева, полученные при испытаниях гусеничных машин с различными давлениями на грунт, показывают, что это возрастание ц возможно до определенного предела, соответствующего области реальных значений давлений современных гусеничных машин (сплошная линия на рис. 1.19), а в зоне низких давлений коэффициент сцепления уменьшается (пунктирная линия на рис. 1.19).

4.4 Конструктивное решение звена гусеничной цепи

Для того чтобы обеспечить возможность работы трактора на слабонесущих грунтах необходимо предусмотреть возможность установки гусеничных цепей, состоящих из широких звеньев.

Такой движитель необходим для работы трактора в рисоводческом хозяйстве, а также при работах на заболоченной местности.

С этой целью предлагается конструкция звена гусеницы на основе стандартного звена с боковыми уширителями в виде трапеций и прямоугольной формы.

Гусеница с трапецевидными уширителями должна обеспечить среднее давление на грунт не более 35 кПа, а с прямоугольными не более 30 кПа.

5. Проверочные расчеты основных узлов машины

5.1 Расчет муфты сцепления

Поверхность трения дисков сцепления Fт

dт1 =350 мм dт2 = 210 мм Rср = (см) (1.16)

(см2) (1.17)

Усилие сжатия дисков Р

Согласно каталога муфт сцепления ЧАЗ(г.Чебоксары) для кожуха с дисками А52.22.000СБ берем пружину А52.22.009-02 (диаметр проволоки 5,5 мм, Д=44 мм). Усилие предварительного сжатия - Р1 = 93 (кГс).

П = 12 - количество пружин в муфте сцепления

Усилие сжатия дисков Р = 93•12 = 1116 (кГс)

Удельное давление на поверхности трения - q

(кГс/см2) (1.18)

Момент трения муфты сцепления МТ

МТ = Р•м•z•Rср; (1.19)

Для сухого трения асбестовой накладки коэффициент трения м=0,3;

Z - количество пар трения = 4;

МТ = 1116•0,3•4•14 = 187,5 (кгс•м);

Коэффициент запаса муфты сцепления К0

Для дизеля Д260.14 мощностью 130 л.с. К0=3,2

5.2 Определение нагрузок на подшипниковых опорах валов

Расчет подшипников проводится по методике, изложенной в ОСТ 23.1.339-82, определяется ресурс подшипников с учетом особенностей работы валов или шестерен, на которых подшипники стоят: подшипники вторичного вала работают на всех передачах.

Подшипники вторичного вала работают под нагрузкой на всех передачах, при этом силы, действующие на вал, возникают в зацеплении с шестернями разных валов, схемы сил, действующих на вал. имеют разный вид и представлены соответственно на:

рисунке 1.22 - на I, II. III и IV передачах, зацепление шестерен вторичного и первичного валов;

рисунке 1.23 - на V передаче, зацепление шестерен вторичного и дополнительного валов;

рисунке 1.24 - на передаче заднего хода, зацепление шестерен вторичного вала и вала заднего хода.

Т. к. из схем следует, что на вал одновременно действуют силы в зацеплении цилиндрической и конической пар шестерен, направленные под углом друг к другу, то представлены они в разложенном виде - на вертикальные и горизонтальные составляющие:



Рисунок 1.22

Вертикальная плоскость

Горизонтальная плоскость

Рисунок 1.23

Вертикальная плоскость:

Горизонтальная плоскость:



Рисунок 1.24

Вертикальная плоскость:

Горизонтальная плоскость:

Суммарные реакции в опорах В и Г будут:

Результаты расчета опорных реакций вторичного вала на всех передачах приведены в таблице 1.1.

Таблица 1.1 - Опорные реакции вторичного вала

Передача	I	II	III	IV	V	З.Х.
Т1 кНм	0,889	0,733	0,609	0,484	0,329	0,406
aw мм	156,0	154,0	148,0
dw мм	190,443	174,233	158,025	141,815	141,846	187,998
бtwкон град	21,929?	21,953?	20?
N кН	10,065	9,071	8,309	7,358	5,001	4,596
д град	13,079?	56,880?	29,383?
Nв кН	2,277	2,053	1,881	1,665	4,189	2,225
Nг кН	9,803	8,836	8,094	7,167	2,733	4,005
dсрш мм	96,557
бtwкон град	17,5?
дш град	17,553?
F кН	18,414	15,193	12,614	10,024	6,815	8,410
Fr кН	5,537	4,565	3,792	3,014	2,049	2,529
Fa кН	1,749	1,442	1,199	0,953	0,647	0,799
a мм	202,5	302,0	166,5	66,5	66,5	202,5
l мм	341,0
l1 мм	47,101
RВв кН	1,619	1,862	,0781	0,045	2,431	0,246
RВг кН	3,465	0,585	3,788	5,488	2,391	1,862
FrB кН	3,691	1,952	3,868	5,488	3,410	1,879
RГв кН	22,310	19,098	15,276	11,734	8,573	10,911
RГг кН	11,875	12,816	8,098	4,693	1,707	0,386
FrГ кН	25,274	23,000	17,289	12,638	8,741	10,918

5.3 Определение частоты вращения вторичного вала на отдельных передачах

Обороты вторичного вала определяются по формуле:

(1.20)

где ni - частота вращения вторичного вала соответственно на i-ой передаче;

niперв - частота вращения первичного вала на i-ой передаче;

ui - передаточное число от первичного вала до вторичного на i-ой передаче. Результаты расчета приведены в таблице 1.2.

Таблица 1.2 - Частоты вращения вторичного вала

Передача	I	II	III	IV	V	З.Х.
Вал вторичный
n об/мин	1181,0	1458,4	1767,1	2187,5	2839,7	1238,9

5.4 Распределение времени работы трактора на отдельных передачах

В результате анализа сельхозработ, на которых может быть использован данный трактор, и с учетом данных эксплуатационно-технических испытаний в Северо-Кавказской МИС принято следующее распределение времени работы трактора по передачам, которое приведено в таблице 1.3.

Таблица 1.3 - Распределение времени работы трактора по передачам

Передача	I	II	III	IV	V	З.Х.
б	0,05	0,16	0,37	0,25	0,15	0,02

5.5 Определение ресурса подшипников

Ресурс подшипников, работающих с переменной нагрузкой при переменной частоте вращения при действующем гамма-процентном ресурсе трансмиссии (г=90%),

(1.21)

где q - число режимов работы подшипника;

ai - коэффициент использования передач;

Lhi - ресурс подшипника на данном режиме, моточасы;

(1.22)

где ni - частота вращения подшипника на данном режиме, об/мин;

Li - ресурс подшипника на данном режиме, млн. об.;

(1.23)

где kh - коэффициент, учитывающий показатели надежности трансмиссии;

при г=90% kh=1, 3;

С - динамическая грузоподъемность подшипника, Н.

где fс - коэффициент, зависящий от геометрии деталей подшипника и точности, берется по ГОСТ 18855 - 82;

i - число рядов тел качения в подшипнике;

l - длина ролика в подшипнике, мм;

бк - номинальный угол контакта подшипника, градусы;

z - число тел качения в одном ряду;

Dw- диаметр тела качения, мм.

Геометрические параметры подшипников приведены в таблице 1.4. Значения С приведены в таблице 1.6.

Pi - приведенная нагрузка, действующая на данном режиме, Н.



Таблица 1.4 - Геометрические параметры подшипников

Подшипник	D мм	d мм	dm мм	Dw мм	i	z	l мм	бk град	fc
№409А	120	45	82,5	23,02	1	7	-	0?	57,1
№2612КМ	130	60	95,0	18,00		13	26		88,8

- для шарикового радиального подшипника.

где Fri - радиальная нагрузка на подшипник на данном режиме, Н;

Fri - осевая нагрузка на подшипник на данном режиме, Н;

н - коэффициент вращения подшипника, берется по ГОСТ 18855 - 82; для всех подшипников КП v =1, 0 (вращается внутреннее кольцо);

Кбэ - коэффициент, учитывающий влияние на ресурс подшипника степени использования мощности двигателя и влияние динамических нагрузок; для всех подшипников Кбэ=1, 1;

х - коэффициент радиальной нагрузки подшипника, берется по ГОСТ 18855-82;

у - коэффициент осевой нагрузки подшипника, берется по ГОСТ 18855-82.

Шарикоподшипник №409А ТУ 37. 006. 087 - 79 (вторичный вал) воспринимает и радиальные, и осевые нагрузки; значения коэффициентов х и у для него приведены в таблице 1.5.

Таблица 1.5 - Значения коэффициентов х и у

Передача	I	II	III	IV	V	З.Х.
x	0.56	0.56	0.56	1	1	0.56
y	1.91	1.98	1.96	0	0	2.23

Результаты расчета ресурса подшипников коробки передач приведены в таблице 1.6.

Таблица 1.6 - Ресурс подшипников коробки передач

Пере- дача	Pi Н	С Н	Li млн. об.	ni об/мин	Lhi моточасы	Lh моточасы
Шарикоподшипник №409А ТУ 37.006.087, опора В
I	5968	76922	1647	1181,0	23243	22450
II	4343		4274	1458,4	48844
III	5060		2703	1767,1	25494
IV	6037		1591	2187,5	12122
V	3751		6634	2839,7	38936
З.Х.	3100		11752	1238,9	158097
Роликоподшипник №2612КМ ГОСТ 8328-75, опора Г
I	27801	170955	328	1181,0	4629	11321
II	25300		448	1458,4	5120
III	19018		1161	1767,1	10950
IV	13902		3299	2187,5	25135
V	9615		11274	2836,7	66169
З.Х.	12010		5376	1238,9	72322

5.6 Расчет подшипников заднего моста

В заднем мосту рассчитываются подшипники коронной шестерни и сателлита.

Определение нагрузок на подшипниковых опорах:

Подшипники коронной шестерни

На подшипники действуют силы, возникающие в зацеплении конической пары главной передачи. Т. к. силы, возникающие в зацеплении конической пары, действуют в вертикальной и горизонтальной плоскостях, то и реакции опор рассчитываются по плоскостям, а затем геометрически складываются. Т. к. на передачах переднего и заднего ходов коническое колесо и, соответственно, коронные шестерни получают со вторичного вала коробки передач вращение в противоположные стороны, окружное усилие F на передачах переднего и заднего ходов направлено взаимно противоположно, что влечет за собой только изменение направления горизонтальных составляющих реакций опор, поэтому можно рассматривать одну схему сил, действующих на подшипники коронной шестерни.

Вертикальная плоскость:

Горизонтальная плоскость:

Рисунок 1.25 Силы, действующих на подшипники коронной шестерни

Таблица 1.7 - Результаты расчета опорных реакций подшипников коронной шестерни

Передача	I	II	III	IV	V	З.Х.
Т1 кНм	2,756	2,274	1,888	1,502	1,019	1,260
dср мм	305,763
бtwкон град	17,5?
дк град	72,467?
F кН	180,27	14,874	12,349	9,824	6,665	8,241
Fr кН	1,712	1,412	1,173	0,934	0,633	0,783
Fa кН	5,420	4,472	3,713	2,954	2,003	2,478
a мм	81,217
l мм	194,0
RАв кН	5,267	4,345	3,608	2,871	1,947	2,407
RАг кН	10,480	8,647	7,180	5,712	3,875	4,791
FrА кН	11,729	9,677	8,036	6,393	4,337	5,362
RВв кН	3,555	2,933	2,435	1,937	1,314	1,624
RВг кН	7,547	6,227	5,169	4,112	2,790	3,450
FrВ кН	8,342	6,883	5,714	4,545	3,084	3,813

Рисунок 1.26 - Схема сил, действующих на сателлит и его подшипник

Из схемы следует, что на подшипник сателлита одновременно действуют радиальные Fr и окружные F силы в зацеплении сателлита с коронной и солнечной шестернями [11, стр. 30].

(1.24)

Для нулевого зацепления сателлита с коронной и солнечной шестернями

(1.25)

(1.26)

где х - число сателлитов; х=3;

гx - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по сателлитам;

гx=1, 085. Результаты расчета приведены в таблице 1.8.

Таблица 1.8 - Результаты расчета

Передача	I	II	III	IV	V	З.Х.
Т1 кНм	1,378	1,137	0,944	0,751	0,510	0,630
Тс кНм	0,576	0,476	0,395	0,314	0,213	0,264
aw мм	78,0
dwk мм	220,0
dwc мм	92,0
Fк=Fc кН	4,530	3,738	3,104	2,470	1,677	2,072
F кН	9,060	7,476	6,208	4,940	3,354	4,144

5.7 Определение частоты вращения коронной шестерни и сателлитов на отдельных передачах

Из кинематической схемы трансмиссии следует, что:

(1.27)

где nik - частота вращения коронной шестерни;

niсат - относительная частота вращения сателлита;

zc - число зубьев солнечной шестерни; zc=23;

zk - число зубьев коронной шестерни; zk=55;

zcam - число зубьев сателлита; zcam = 16.

Таблица 1.9 - Результаты расчета

Передача	I	II	III	IV	V	З.Х.
Коронная шестерня
n об/мин	372,9	460,5	558,0	690,8	896,7	391,2
Сателлит
n об/мин	378,0	466,8	565,6	700,2	909,0	396,6

5.8 Определение ресурса подшипников

Для шарикоподшипника №226 ГОСТ 8338 - 75, у которого Dw=28,58 (>25, 4 мм), динамическая грузоподъемность С определяется по формуле:

(1.28)

а т. к. у этого же подшипника вращается наружное кольцо, то н=1, 2.

Таблица 1.10 - Геометрические параметры подшипников

Подшипник	D мм	d мм	dm мм	Dw мм	i	z	l мм	бk град	fc
№226	230	130	180	28,58	1	11	-	0?	59,60
4х15,8А5	38,226	29,226	33,226	4,00	2	26	15,8		86,40

Подшипники коронной шестерни установлены конструктивно так, что всю осевую нагрузку воспринимает только передний шарикоподшипник №226 ГОСТ 8338 - 75 (опора А).

Таблица 1.11 - Значения коэффициентов х и у

Передача	I	II	III	IV	V	З.Х.
х	0,56
у	1,78	1,86	1,93	2,01	2,21	2,12

Таблица 1.12 - Результаты расчета ресурса подшипников заднего моста

Передача	Pi Н	С Н	Li млн. об.	ni об/мин	Lhi моточасы	Lh моточасы
Шарикоподшипник №226 ГОСТ 8338-75, опора А
I	19282	117565	174	372,9	7777	15751
II	16303		289	460,5	10460
III	13823		473	558,0	14128
IV	11257		876	690,8	21135
V	8075		2374	896,7	44125
З.Х.	9742		1352	391,2	57601
Шарикоподшипник №226 ГОСТ 8338-75, опора Б
I	11011	117565	936	382,9	41834	96397
II	9086		1666	460,5	60297
III	7543		2913	558,0	87007
IV	5999		5790	690,8	139693
V	4071		18256	896,7	344337
З.Х.	5013		9922	391,2	422716
Ролик 4х15,8А ГОСТ 6870-81, подшипник сателлита
I	9966	64731	393	378,0	17328	44751
II	8224		746	466,8	26635
III	6829		1385	565,6	40812
IV	5434		2967	700,2	70623
V	3689		10789	909,0	197818
З.Х.	4558		5331	396,6	224029

5.9 Расчет шестерен

Расчет шестерен на прочность с учетом особенностей их работы (разные режимы) проводится по ГОСТ 21354 - 87, а необходимые для этого геометрические параметры рассчитываются по ГОСТ 16532 - 70. Прочностной расчет главной передачи, представляющей собой пару конических шестерен с прямым зубом, основан на допущении, что нагрузочная способность конической пары одинакова с нагрузочной способностью некоторой эквивалентной цилиндрической пары, параметры которой (числа зубьев zvш и zvк) определенным образом связаны с параметрами (zш и zк) конических колес:

(1.29)

Т.к. измерительное сечение конических колес - среднее, то оно же принимается за расчетное, и приведение конических колес к цилиндрическим проводится по среднему конусу, т.е. модуль и шаг эквивалентной цилиндрической пары принимаются равными модулю и шагу конических колес по конусу приведения, т.е. среднему конусу. Тогда сохраняется исходный контур, а геометрические параметры пересчитываются.

5.10 Расчет геометрических параметров

Исходные данные для расчетов приведены в таблице 24.

В таблицу 24 входят следующие параметры:

z - число зубьев (соответственно к - колеса, ш - шестерни);

m - модуль;

б - угол профиля исходного контура;

в - угол наклона зуба;

x - коэффициент смещения;

b - ширина венца колеса (шестерни);

Fв - допуск на направление зуба по ГОСТ 1643 -81;

ht - толщина упрочненного слоя (средняя);

Ho - твердость поверхности зуба (средняя);

Hк - твердость сердцевины зуба (средняя).

Размещено на http://www.allbest.ru/

Необходимые для прочностных расчетов рассчитываемые геометрические параметры: u - передаточное число зубчатой передачи;

(1.30)

aw - межцентровое расстояние, мм, берется из чертежа детали;

at - делительный угол профиля в торцовом сечении, градусы;

(1.31)

бtw - угол зацепления, градусы;

(1.32)

вb - основной угол наклона, градусы;

(1.33)

d ш(к) - делительный диаметр соответственно шестерни или колеса, мм;

(1.34)

dwш(к) - начальный диаметр соответственно шестерни или колеса, мм;

(1.35)

dbш(к) - основной диаметр соответственно шестерни или колеса, мм;

(1.36)

dаш(к) - диаметр окружности выступов соответственно шестерни или колеса, мм, берется из чертежа детали;

ааш(к) - угол профиля зуба в точке на окружности выступов соответственно шестерни или колеса, градусы;

(1.37)

еa - коэффициент торцового перекрытия;

(1.38)

ев - коэффициент осевого перекрытия;

(1.39)

где bw - рабочая ширина венца, мм;

ег - суммарный коэффициент перекрытия;

(1.40)

Результаты расчета приведены в таблице 1.14.

5.11 Определение частоты вращения шестерен на отдельных передачах

В соответствии с кинематической схемой трансмиссии, зная расположение шестерен на валах, можно определить частоту вращения шестерен трансмиссии. Частота вращения солнечной шестерни и сателлита в абсолютном движении (при заторможенном водиле) определяется:

(1.41)

(1.42)

5.12 Расчет на контактную выносливость активных поверхностей зубьев

Контактная выносливость активных поверхностей зубьев обеспечена, если расчетное напряжение в полюсе зацепления меньше допускаемого. Для шестерен, работающих на разных режимах, расчет проводится для наиболее нагруженного.

(1.43)

где ун - расчетное контактное напряжение, МПа;

уНР - допускаемое контактное напряжение, МПа;

унo - контактное напряжение в полюсе зацепления при кн= 1, МПа;

к н - коэффициент нагрузки.

(1.44)

где zE - коэффициент, учитывающий механические свойства материала

сопряженных колес; для стали zЕ = 190 vн/м ;

zН - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления;

(1.45)

zе - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

(1.46)

FtH - окружная сила на делительном цилиндре, Н;

(1.47)

Для конических колес главной передачи, замененных эквивалентной цилиндрической парой, нагрузка Тl пересчитывается, и окружная сила будет:

(1.48)

Для сателлитов FtH , только на делительном цилиндре:

(1.49)

где кA - коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку;

кHv - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса;

(1.50)

где vн - динамическая добавка;

(1.51)

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

(1.52)

дH - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и

модификации профиля головок зубьев; дH =0,14;

g0 - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев

шестерни и колеса;

v - окружная скорость на делительном цилиндре, м/с, определяется для

того же режима, что и FtH;

(1.53)

кHв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий

(1.54)

где кH0в - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий в начальный период работы передачи;

(1.55)

fкуо - фактическое отклонение положения контактных линий в начальный период работы передачи, мкм;

(1.56)

fке - отклонение положения контактных линии вследствие упругой деформации и зазора в подшипниках, мкм; /ке=0;

fкz - отклонение положения контактных линий вследствие погрешностей изготовления, мкм;

(1.57)

б в - коэффициент, учитывающий статистическое распределение погрешностей; бв ? 0,5.

Для шестерен конечной передачи Fв= 0 и fкz= 0, т.к. там происходит самоустановка зубьев по длине.

c' -удельная нормальная жесткость пары зубьев, Н/мм*мкм;

(1.58)

xк = 0,14

кHw - коэффициент, учитывающий приработку зубьев;

кHа - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

кHа = 1 для прямозубых передач (в = 0°).

Допускаемое контактное напряжение определяется отдельно для шестерни и колеса.

(1.59)

где уHlimb - предел контактной выносливости, МПа;

уHlimb = 23 НоHRC (1.60)

sH - коэффициент запаса прочности; sH = 1,2;

zN - коэффициент долговечности;

(1.61)

где N Hlim - базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости;

(1.62)

Nк - действительное число циклов напряжений, соответствующее заданному сроку службы;

(1.63)

где Т - ресурс трактора; Т= 10000 час.

zR - коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев;

zV - коэффициент, учитывающий окружную скорость;

(1.64)

zL - коэффициент, учитывающий влияние смазки; zL = 1.

zX - коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса;

(1.65)

Результаты расчета приведены в таблице 1.16.

5.13 Расчет на контактную прочность при действии максимальной нагрузки

Условие контактной прочности при действии максимальной нагрузки -

уhmax ? уHPmax (1.66)

где уHmax - контактное напряжение при действии максимальной нагрузки, МПа;

уHPmax - допускаемое контактное напряжение при действии максимальной нагрузки, МПа.

(1.67)

где кHmax - коэффициент нагрузки, определяемый при Тlmax.

где FtHmax - максимальная окружная сила на делительном цилиндре.

(1.68)

Результаты расчета приведены и таблице 1.17.

5.14 Расчет на глубинную контактную выносливость

Глубинная контактная выносливость обеспечена, если расчетное контактное напряжение отвечает зависимости:

(1.69)

где у нкр - предел глубинной контактной выносливости, МПа;

Sнк - коэффициент запаса прочности по глубинным контактным напряжениям.

Для цементированных и нитроцементированных колес предел глубинной контактной выносливости определяется в трех зонах возможного развития повреждения:

- в упрочненном слое или

- на границе слоя

где hн - глубина расположения зоны наибольших глубинных касательных напряжений, мм;

(1.71)

wHt - удельная окружная сила, Н/мм;

(1.72)

сv - приведенный радиус кривизны профилей, мм;

(1.73)

Е - модуль упругости; Е = 2,1*105 Н/мм2;

H effHV - эффективная твердость упрочненного слоя;

(1.74)

hteff - эффективная толщина упрочненного слоя, мм;

(1.75)

Результаты расчета приведены в таблице 1.18; для сопоставления берется наименьшее значение уHKP.

5.15 Расчет на глубинную контактную прочность при действии максимальной нагрузки

Условие обеспечения глубинной контактной прочности при действии максимальной нагрузки -

(1.76)

где уHKSt - предел глубинной контактной прочности, МПа;

sHKSt - коэффициент запаса прочности по максимальным глубинным

контактным напряжениям.

Предел глубинной контактной прочности определяется в трех зонах аналогично п.3.3.3.:

(1.77)

или уHKSt - по номограмме приложения 8 ГОСТ21354 - 87 для параметров:

(1.78)

где hHSt- глубина расположения зоны наибольших глубинных касательных напряжений при максимальной нагрузке, мм;

(1.79)

H effStHV - эффективная твердость упрочненного слоя при расчетах на максимальную нагрузку;

(1.80)

Результаты расчета приведены в таблице 1.19.

5.16 Расчет зубьев на выносливость при изгибе

Выносливость зубьев при изгибе, необходимая для предотвращения усталостного излома зубьев в опасном сечении на переходной поверхности, обеспечена, если расчетное напряжение меньше допускаемого. Для шестерен, работающих на разных режимах, расчет проводится по наиболее нагруженному режиму (как и при расчете на контактную прочность).

уF ? уFP (1.81)

где уF - расчетное местное напряжение при изгибе, МПа;

уFP - допускаемое напряжение изгиба, МПа;

(1.82)

где FtF - окружная сила на делительном цилиндре, Н;

FtF = FtH ;

кF - коэффициент нагрузки;

(1.83)

кFv - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса;

(1.84)

где uF - динамическая добавка;

(1.85)

(1.86)

wFv - удельная окружная динамическая сила, Н/мм;

дF - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев; дF = 0,16;

кFв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;

кFoв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий в начальный период работы передачи;

(1.87)

кFa - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

кFa = 1;

YFS - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений;

(1.88)

Yв - коэффициент, учитывающий наклон зуба; Yв = 1;

Yе - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев; Yе = 1

(1.89)

где уFlimb - предел выносливости при изгибе, МПа;

(1.90)

уFlimbo - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, МПа;

YT - коэффициент, учитывающий технологию изготовления; YT =1;

Yz - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса; для поковки Yz = 1;

Yg - коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба; Yg = 1;

Yd - коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности; Yd = 1;

YA - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки; YA = 1 (наличием заднего хода пренебрегаем, т.к. он занимает всего 2% времени работы трансмиссии);

sF - коэффициент запаса прочности; sF = 1,55;

YN - коэффициент долговечности;

(1.91)

где N Flim - базовое число циклов напряжений;

Yд - коэффициент, учитывающий градиент напряжений и чувствительность материала к концентрации напряжений;

(1.92)

YR - коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности;

YR = 1;

YX - коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса;

(1.93)

Результаты расчета приведены в таблице 1.20.

5.17 Расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкой

Условие прочности зубьев при изгибе максимальной нагрузкой:

уFmax ? уFPmax (1.94)

где уFmax - расчетное максимальное местное напряжение, МПа;

уFPmax - допускаемое напряжение изгиба в опасном сечении при действии максимальной нагрузки, МПа;

где уFSt - предел прочности при изгибе максимальной нагрузкой, МПа;

(1.95)

уF0St - базовое значение предельного напряжения зубьев при изгибе максимальной нагрузкой, МПа;

YgSt - коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба; YgSt =1;

YdSt - коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения;

YdSt = 1;

sFSt - коэффициент запаса прочности; sFSt = 1,75;

YRSt =1;

YдSt =1;

YдStT =1;

Результаты расчета приведены в таблице 1.21.

5.18 Определение критериев необходимости расчета валов

Расчеты валов на статическую прочность и выносливость достаточно трудоемкие, поэтому сначала с помощью критериев определяется, необходимы ли эти расчеты.

Условие необходимости проведения расчета на статическую прочность

(1.96)

где - критерий необходимости расчета вала на статическую прочность - коэффициент запаса прочности по пределу текучести, определяемый в предположении сосредоточения всех радиальных и осевых сил, а также максимальной нагрузки в середине пролета, где условно помещается и наименьшее из сечений вала;

- предел текучести материала вала, МПа;

- наименьший в пределах пролета l диаметр вала, исключая концевые участки, находящиеся внутри подшипниковых колец, м;

l - расстояние между точками приложения наиболее удаленных друг от друга сил, как активных, так и реактивных, м;

- сумма абсолютных величин радиальных опорных реакций, независимо от их направления, или сумма абсолютных

величин активных радиальных сил, независимо от их направления, причем в расчете принимается наибольшая из этих сумм, кН;

- наибольшая из осевых сил, независимо от того, в какой части пролета она действует, кН;

r - наибольшее из плеч приложения осевых сил, м;

- максимальная нагрузка, кНм;

- минимально допустимое для данного вала значение коэффициента запаса прочности по пределу текучести.

Радиальные опорные реакции валов определяются исходя из условия действия на валу максимальной нагрузки :

Результаты расчёта критерия приведены в таблице 1.22.

Необходимость проведения расчета на усталостную прочность обуславливается соотношением значений критериев от и , где - критерий необходимости расчета вала на усталостную прочность, определяется по таблицам для наибольшего концентратора напряжений: если то статическая и усталостная прочность вала обеспечены; если то необходимо в расчете на статическую прочность уточнить значение и

если , то усталостная прочность обеспечена,

если то необходим расчет на усталость.

Значения критерия приведены в таблице 1.23,

где -- предел выносливости материала вала при изгибе с симметричным циклом, МПа;

Статическая и усталостная прочность валов АБ (первичного) и ЖИ (дополнительного) обеспечены; валы ВГ (вторичный) и ДЕ (чаднего хода) необходимо рассчитать на статическую прочность для уточнения значения .

5.19 Расчет на статическую прочность

Расчет вала ВГ на статическую прочность проводится при включении в коробке передач I передачи (наиболее нагруженный режим для нала). Схема сил, Действующих на вал па этом режиме, представлена на рисунке 3, определение реакций на опорах вала с учетом действия на валу максимальной нагрузки .

Для построения эпюр изгибающих и крутящего моментов необходимо опрелить их в характерных сечениях - по точкам приложения сил (сечение 1 - 1), (сечение 2 - 2) и на опоре Г. Изгибающие моменты в характерных сечениях определяются по плоскостям - вертикальной и горизонтальной, а затем геометрически складываются.

Вертикальная плоскость:

Горизонтальная плоскость:

Суммарный изгибающий момент:

Результаты расчета приведены в таблице 1.24, эпюры изгибающих и крутящего моментов представлены на рисунке 1.27.

Как следует из эпюр, наиболее опасные сечения - 1-1 и опора Г. Напряжения изгиба в опасных сечениях

(1.97)

Напряжения кручения в опасных сечениях

(1.98)

где и - момент сопротивления сечения при изгибе или кручении соответственно, ;

(1.99)

D - диаметр вала в опасном сечении, м.

Запас прочности по изгибу по отношению к пределу текучести

(1.100)

Запас прочности по кручению по отношению к пределу текучести

(1.101)

где - предел текучести материала вала при кручении;

Коэффициент запаса прочности по пределу текучести

(1.102)

Результаты расчета приведены и таблице 37.

Т.к. в обоих сечениях , то для вторичного вала ВГ расчет па усталостную прочность не нужен, т.к. и статическая, и усталостная прочность его обеспечены.

5.20 Определение критериев необходимости расчета полуоси заднего моста

Полуось заднего моста работает только на кручение, поэтому формула определения критерия необходимости расчета на статическую прочность приобретает вид:

(1.103)

Значения и приведены в таблице 1.25.

Как следует из таблицы 55, и , поэтому полуось необходимо рассчитать на статическую прочность, чтобы уточнить величину коэффициента запаса .

5.21 Расчет на статическую прочность

Расчет полуоси проводится при включении в коробке передач I передачи (наиболее нагруженный режим). Опасное сечение - по минимальному диаметру, в нем считаются напряжения кручения и коэффициент запаса.

Результаты расчета приведены в таблице 1.26.

Т.к. в опасном сечении , то необходим расчет полуоси на усталостную прочность при том, что статическая прочность обеспечена -

5.22 Расчет на усталостную прочность

Коэффициенты концентрации напряжений и пределы выносливости полуоси в каждом сечении приведены в таблице 1.28.

Результаты расчета коэффициента эквивалентности приведены в таблице 1.29; для вала без поверхностного упрочнения m = 9.

Коэффициенты запаса прочности по пределу выносливости по всем сечениям полуоси приведены в таблице 1.30.