Реферат: Проектирование транспортной машины на базе трактора Т-25
--PAGE_BREAK-- 1 ОБОСНОВАНИЕ ТЕМЫ ДИПЛОМНОГО ПРОЕКТААнализ развития зарубежного и отечественного лесного тракторостроения позволяет выделить четыре основных направления, сложившихся в области создания и использования колёсных машин:
- создание специальных лесных колёсных тракторов;
- использование серийных сельскохозяйственных тракторов с навесным соответствующим технологическим оборудованием;
- создание специальных лесных тракторов, состоящих из тягачей, выполненных в основном из узлов базовых сельскохозяйственных моделей и активных полуприцепов;
- перекомпоновка серийного трактора и агрегатирование его с активным полуприцепом
Первое направление определяется длительными сроками внедрения колёсных машин и необходимостью организации специальных производств, что экономически нецелесообразно. Попытки создания колёсных машин по второму методу были признаны неудачными.
Широкое распространение получило четвёртое направление создания лесных колёсных машин. В настоящее время по такому принципу изготовлены опытные образцы на базе серийных сельскохозяйственных тракторов. Машины успешно прошли испытание.
На рисунке 1.1 представлены схемы перекомпоновки сельскохозяйственных тракторов иллюстрирующие третье и четвёртое направление в создание колёсных машин.
Первая схема предусматривает использование колёсного сельскохозяйственного трактора без изменения базы. К трактору присоединяется с помощью шарнира активный полуприцеп.
Рисунок 1.1- Схемы перекомпоновки сельскохозяйственных тракторов.
По второй схеме с базового трактора снимается передний мост, его детали используются на изготовление моста активного полуприцепа, который также присоединяется к одноосному тягачу с помощью универсального шарнира.
Третья схема аналогична второй, но активный полуприцеп присоединяется к моторной части базового трактора.
Четвёртая схема отличается от второй тем, что кроме снятия переднего моста, задние колёса смещаются с помощью бортовых редукторов вперёд, уменьшая консоль и улучшая общую компоновку машины.
Наиболее эффективным является решение, выполненное по четвёртой схеме. Машины, разработанные по такому принципу, имеют хорошую проходимость и маневренность. Результаты испытаний этих машин показали, что по техническим параметрам они не уступают некоторым зарубежным аналогам и вполне способны с ними конкурировать. Таким образом, следует вывод о несомненной перспективности четвёртого направления в области создания и использования колёсных машин.
В данном дипломном проекте разрабатывается лесотранспортная машина на базе сельскохозяйственного трактора Т-25А1. Базовыми узлами проектируемой машины являются: одноосный моторный модуль, полученный из базового трактора и активный полуприцеп, который присоединяется к моторному модулю с помощью универсального шарнира. Агрегатирование трактора с активным полуприцепом выполнено по четвёртой схеме (рис. 1).
Основными преимуществами проектируемой машины являются: минимальное вредное воздействие на грунт, высокая скорость движения, маневренность, низкие эксплуатационные расходы, технологичность и универсальность, а также ряд других преимуществ.
Задача сводится к кинематическому согласованию привода ведущих колёс трактора и полуприцепа. Для этого используется синхронизирующий редуктор с приводом от главной передачи трактора.
2 ОБЗОР СУЩЕСТВУЮЩИХ КОЛЁСНЫХ ТРАКТОРОВ
2.1 Обзор отечественных колёсных тракторов
В лесной промышленности с 1959 года предпринимались попытки создания колёсных трелёвочных тягачей. Но эти разработки оказались неудачными, имели низкую проходимость и низкое качество изготовления. В дальнейшем были начаты разработки отечественных колёсных тракторов по двум направлениям:
- создание трелёвочных модификаций сельскохозяйственных тракторов общего назначения;
- создание специального лесопромышленного трактора по опыту зарубежных фирм, полностью отвечающего требованиям лесозаготовительной промышленности.
Рассмотрим несколько моделей отечественных лесопромышленных тракторов.
Трактор К-703.
Разработан Кировским заводом совместно с ЦНИИМЭ, он является лесопромышленной модификацией сельскохозяйственного трактора К-700А класса тяги 5 и представляет собой базовое шасси, предназначенное для установки на нем различного технологического оборудования. Трактор имеет шины повышенной грузоподъемности, на задней полураме предусмотрены места для установки технологического оборудования.
Трактор Т-157.
Трактор, выпускаемый Харьковским тракторным заводом, является лесопромышленной модификацией сельскохозяйственного трактора Т-150К класса тяги 3, и представляет собой базовое шасси для установки на нем различного технологического оборудования. Трактор Т-157 отличается от Т-157К наличием шин увеличенного размера, отсутствием рессорной подвески переднего моста, усиленными элементами ведущих мостов. На базе трактора Т-157 разработан ряд машин различного назначения. Это:
— трелёвочные машины ЛТ-171, ЛТ-157;
- лесотранспортные машины ЛТ-143, ЛТ-143А;
- погрузочно-транспортная машина ЛТ-175.
Краткая техническая характеристика ЛТ-157 представлена в таблице 2.1.
Таблица 2.1 Краткая техническая характеристика ЛТ-157
Показатели ЛТ-157 Мощность двигателя, кВт
110
Наибольшее тяговое усилие лебедки, кН
120
Скорость движения, км/ч
5,9…3,12
Масса, т
10,7
продолжение
--PAGE_BREAK--
Машина для бесчокерной трелёвки ЛТ-190.
Машина предназначена для подтаскивания, сбора, погрузки, на коник деревьев или хлыстов, трелёвки пачки деревьев в полупогруженном состоянии, разгрузки и окучивания деревьев на верхнем лесоскладе лесхозов и лесных комплексных предприятий.
Машина ЛТ-190 применяется на рубках ухода и санитарных рубках после ручной и машинной валки в условиях равнинной и слабопересеченной местности с уклонами не более 150 на грунтах с несущей способностью не менее 150кПа, при снежном покрове высотой не более 0,5м и температуре окружающего воздуха от +400С до –400С.
Техническая характеристика машины приведена в таблице 2.2.
Таблица 2.2 Техническая характеристика ЛТ-190 Показатели ЛТ-190
Базовая машина
Трактор МТЗ-80 с унифицированной кабиной, задняя тележка автогрейдера ДЗ-143
Эксплуатационная мощность двигателя, кВт
55
Производительность по чистому времени работы при расстоянии трелёвки 1500…3000, м и объеме хлыста 0,13…0,22м3, м3/ч, не менее
6,3
Объем трелюемой пачки, м3
5
Средняя скорость движения, км/ч
1,89…17,95
Среднее статическое давление на грунт, кПа, не более
100
Колея, мм
1900
База машины, мм
3500
Передний угол въезда, град, не менее
15
Угол складывания полурам, град, не менее
40
Минимальный радиус поворота, м, не более
7
Вылет гидроманипулятора, м
максимальный
6,0
минимальный
1,3
Угол поворота гидроманипулятора в горизонтальной плоскости, град
270
Грузовой момент гидроманипулятора, кН.м, не менее
50
Площадь сечения захвата, м2, не менее
0,12
Раскрытие челюстей захвата, мм, не менее
650
Угол поворота захвата, град
200
Удельный расход топлива, г/м3, не более
290
Габаритные размеры машины в транспортном положении, мм, не более
9000х2500х3800
Конструктивная масса, кг, не более
1100
Масса навесного оборудования, кг, не более
2500
В состав машины входят:
1.) передний тяговый модуль — колёсный трактор МТЗ-80, с которого демонтированы передние колёса с подвеской и приводом, а также устройства для прицепного сельскохозяйственного оборудования;
2.) задний приводной модуль — задняя тележка автогрейдера ДЗ-143, привод который осуществляется от заднего вала отбора мощности трактора, при помощи карданных валов и синхронизирующего редуктора;
3.) рама тележки сварной конструкции;
4.) гидроманипулятор ЛВ-184, расположенный в передней части рамы тележки;
5.) зажимной коник трактора ТБ-1.
Передний и задний модули сочленены между собой шарнирно. Управление машиной осуществляется при помощи двух гидроцилиндров, гидроруля и рулевого колеса. Управление манипулятором и зажимным коником осуществляется рычагами перемещения золотников распределителей из кабины машины.
Кабина снабжена универсальным поворотным сиденьем, регулируемым по высоте в зависимости от роста оператора.
Погрузочно-транспортная машина ЛТ-189
Карельский НИИ лесной промышленности и Петрозаводское АО “Ремонтно-механический завод” разработали семейство полноприводных погрузочно-разгрузочных машин ЛТ-189. Это сортиментовозы, предназначенные для сбора, погрузки, транспортировки и разгрузки с подсортировкой сортиментов при перемещении их с лесосеки к лесовозной дороге. Машины используются при проведении всех видов несложных рубок на участках с равнинным и слабопересеченным рельефом местности.
Для работы на грунтах с низкой несущей способностью или при снежном покрове до 70см монтируют гусеничные ленты, охватывающие попарно колёса тележки.
Машины семейства ЛТ-189 применяются в комплексе с многооперационными машинами, при заготовке сортиментов вальщиком, заготовке пневого осмола, сборе лесосечных отходов, нижескладских работах и др.
Машина состоит из трактора МТЗ-80 без передней оси тандемной тележки, гидроманипулятора и технологического оборудования.
Серийный выпуск машин ЛТ-189 налажен Петрозаводским ремонтно-механическим заводом в 1990 году.
Машины успешно эксплуатируются в хозяйствах Карелии, Латвии, а также в Московской, Новгородской и Вологодской областях.
Машина соответствует всем предъявляемым требованиям, имеет высокую проходимость, проста в обслуживании и управлении.
Относительно невысокая стоимость и низкие эксплуатационные расходы делают её конкурентоспособной по сравнению с импортной техникой.
Краткая техническая характеристика машин ЛТ-189 представлена в таблице 2.3.
продолжение
--PAGE_BREAK--Таблица 2.3. Техническая характеристика сортиментовозов Показатели ЛТ-189 ЛТ-189А ЛТ-189Ф
Энергетический модуль
МТЗ-80
МТЗ-82Р
МТЗ-80
Приводной модуль
Тележка автогрейдера ДЗ-122А
Тележка СА-0.4.210 HAF
Дорожный просвет, мм
под передним мостом
465
660
465
Под задним мостом
465
500
620
Вылет стрелы, м
5,2
5,2
6,5
Эксплуатационная масса, т
10,5
11
8,5
Габаритные размеры, м
9,4х2,65х3,16
9,6х2,45х3
Длина перевозимых сортиментов, м
2-6
Нагрузка на рейс, м3
7,5
8,25
10
Лесозаготовительная машина на базе шасси ЭСВМ-7
Сортиментовоз СФ-55С — предназначен для сбора, транспортировки по лесосеке, волокам, усам к лесовозным дорогам, к лесным приречным складам, разгрузки и складирования сортиментов от рубок главного и промежуточного пользования. Может использоваться как погрузочно-транспортная машина. Трактор обладает высокой скоростью, маневренностью, проходимостью на грунтах с низкой несущей способностью.
Техническая характеристика представлена в таблице 2.4.
Таблица 2.4. Краткая техническая характеристика СФ-55С
Показатели
СФ-55С
Базовый трактор
ЭСВМ-7
Марка двигателя
СМД-62
Номинальная мощность двигателя, кВт
128,8
Габаритные размеры, м
8,2х3,5х3,9
База машины, мм
5300
Колея, мм
2320
Дорожный просвет, мм
650
Грузоподъемность манипулятора, кг
При maxвылете (7,1 м)
610
При minвылете (3 м)
1710
2.2. Обзор зарубежных колёсных тракторов.
Во всех странах с развитой лесозаготовительной промышленностью нашли широкое применение колёсные лесопромышленные тракторы, оснащенные различным технологическим оборудованием. К достоинствам зарубежных лесных колёсных тракторов можно отнести наличие гидромеханических трансмиссий, электрогидроуправляемых коробок передач, лебёдок с гидроприводом, кабин обеспечивающих безопасные и комфортные условия труда операторов.
Рассмотрим несколько моделей зарубежных колёсных тракторов.
Форвардер Локомо 910.
продолжение
--PAGE_BREAK--Машина выпущена фирмой “Раума-Репола”. Она имеет четырёхцилиндровый дизельный двигатель с водяным охлаждением и турбонаддувом “Перкинс Т4-236” мощностью – 71, кВт и гидромеханическую трансмиссию “Кларк 1800” типа Пауэр Шифт, обеспечивающую тягу на крюке 140, кН и скорость до 36 км/ч.
На передней полураме установлены двигатель и коробка передач, передняя ось, кабина оператора, управление погрузчиком и вспомогательные устройства.
Задняя полурама несёт на себе погрузчик, платформу со стойками, подвижной защитный экран и заднюю колёсную тележку. Шарнирное устройство соединения полурам снабжено автоматическим стабилизирующим тормозом.
Машина оборудуется гидроманипулятором Фаскаре F50L или Кранаб 50 с грузовым моментом 45…55, кН.м и максимальным вылетом 6,5, м, который может быть увеличен до 10,2, м.
Форвардер Локомо 910 имеет ширину в зависимости от типа шин 2,48…2,64, м, высоту, включая гидроманипулятор- 3,27, м. Полезная нагрузка машины- 10, т, при собственной массе- 9,5, т.
Машина в 1985 году оказалась наиболее популярной среди подобных машин в Финляндии. Это достигнуто за счет эффективного соотношения массы трактора и грузоподъемности, эффективной трансмиссии, высокой маневренности и низкого удельного давления на грунт.
Форвардер Локомо 933С.
Предназначен для трелёвки хлыстов и деревьев.
Шасси трактора состоит из двух шарнирно соединенных двухосных тележек. Машина имеет четырёхцилиндровый дизельный двигатель с водяным охлаждением и турбонаддувом, максимальная мощность- 141, кВт; гидромеханическую трансмиссию с гидротрансформатором Кларк и коробкой передач типа Пауэр Шифт; тандемные тележки с автоматической блокировкой дифференциалов, типа Ноу Слин, шины 17,5—25 или 20—25.
Гидроманипулятор Кранаб-100С и коник Локомо-350 предназначены для погрузки и разгрузки лесопродукции.
Габаритные размеры машины: длина- 9400, мм; ширина- 2980, мм; высота без манипулятора- 3700, мм.
Масса форвардера- 20, т и скорость до 30, км/ч.
Форвардер ЭСА-260.
Создан на базе шестиколёсного трактора, все колёса имеют гидромеханический привод. Управление машиной, при движении по дорогам, осуществляется с помощью рулевого колеса, а при движении по лесосеке и в сложных условиях местности электронно-пульсирующей системой, через кулисные переключатели. Форвардер имеет надёжную тормозную систему. Для погрузки-разгрузки лесопродукции установлен манипулятор ЭСА-373, с максимальным вылетом стрелы 6,5, м и грузоподъёмным моментом 84,7, кН.м.
Одноместная безопасная кабина имеет внутри низкий уровень шума, ремни безопасности, кондиционер, систему отопления и хорошее освещение.
Машина имеет следующие габаритные размеры: длина- 9,3, м; ширина- 2,8, м; высота- 3,7, м. Масса машины- 14, т.
Форвардер Брюннет-Мини 672.
Машина имеет восемь ведущих колёс, установленных попарно на четырёх тележках. На форвардере установлен четырёхцилиндровый дизельный двигатель, мощностью 57, кВт. Масса машины 8,5, т, грузоподъемность 7,5, т. Форвардер имеет манипулятор, который установлен на силовом каркасе ограждения кабины. Наибольший вылет стрелы манипулятора до 7,5, м, грузовой момент 55, кН.м, площадь захвата- 0,35, м2, угол поворота- 3600.
Форвардер Вольво БМ Валмет 862.
Машина имеет шесть ведущих колёс. На ней установлен четырёхцилиндровый дизельный двигатель с турбонаддувом, мощностью- 68, кВт.
Грузоподъёмность форвардера- 9, т, при собственной массе машины- 11,95, т. Скорость форвардера до 24, км/ч.
Форвардер Terri2020D.
Малогабаритный форвардер Terri2020Dсостоит из трактора и прицепа, на колёса которого надеты гусеничные цепи. Трактор оснащен трёхцилиндровым дизельным двигателем, мощностью- 17, кВт.
При общей длине 7000—7450, мм, ширина трактора составляет- 1400, мм, прицепа- 1420, мм. Масса трактора- 1380, кг, прицепа- 310, кг. Грузоподъёмность форвардера- 1,7, т.
На форвардере установлен телескопический манипулятор.
Машина рассчитана на трелёвку тонкомерного леса, с её помощью можно трелевать и крупный пиловочник, однако это требует ограничения в диаметре и длине сортиментов (не более 60, см и 3, м соответственно).
В качестве североамериканских форвардеров можно отметить новую модель, выпущенную фирмой “Гафнер Машин” (США)- модель 5510. это колёсная машина с шарнирно-сочлененной рамой, оснащенная коником и погрузочным устройством манипуляторного типа. Новая модель отличается от ранее выпущенных экономичным расходом топлива, более низким центром тяжести, увеличенным крутящим моментом. Грузоподъёмность машины- 6350, кг. Грузоподъёмность стрелы на полном вылете до 1179, кг, а на вылете 2,4, м- 2041, кг.
Форвардеры выпускала и фирма “Тимберджек“, к ним относятся две модели:“230-8 Топ“ и “520А-15 Топ“, известен также форвардер “Три Фармер С71 Турбо“.[1],[4]
Зарубежные машины превосходят отечественные аналоги по многим показателям: это и технические характеристики, и по удобству обслуживания и ремонту, по комфортабельности работы оператора, и по многим другим показателям. Также за рубежом выпускается широкий спектр лесозаготовительных машин, из которого можно выбирать машины, применительно для данных условий производства. Однако разработанные отечественные конструкции лесных машин не во многом уступают зарубежным образцам, а относительно невысокая стоимость и низкие эксплуатационные расходы делают эти машины конкурентоспособными по сравнению с импортной техникой аналогичного класса. Также при дальнейшем обслуживании зарубежные машины обходятся намного дороже, чем отечественные образцы, так как на закупку запасных частей требуются очень большие затраты.
3 ВЫБОР УЗЛОВ ТРАНСМИССИИ ЛЕСОТРАНСПОРТНОЙ МАШИНЫ
3.1 Классификация трансмиссий
Трансмиссии лесных машин классифицируются по типу передач, с помощью которых происходит изменение передаточного числа.
Существуют трансмиссии с механическими, гидравлическими и электрическими передачами, но в чистом виде две последние передачи обычно не применяются. Наряду с электрическими и гидравлическими агрегатами в этих трансмиссиях имеются и механические передачи. Поэтому трансмиссии подразделяются на:
- механические;
- гидромеханические;
- гидрообъёмные;
- электромеханические.
Наибольшее распространение на современных отечественных и зарубежных автомобилях и тракторах получили механические и гидрообъёмные трансмиссии.
3.1.1. Электромеханическая трансмиссия
Электрические передачи находят применение в основном на машинах большой мощности. При малых мощностях они получаются переутяжелёнными и имеют низкий КПД. Применяются электромеханические трансмиссии постоянного и переменного тока. Электромеханические трансмиссии обладают преимуществами:
- плавно, бесступенчато изменяют крутящий момент;
- имеют упрощенную механическую часть привода;
- меньшая масса трансмиссии на единицу массы машины для автомобилей с двигателем мощностью более 700…800, кВт.
Несмотря на ряд преимуществ, электропередача пока не получила широкого распространения на автомобилях и тракторах из-за следующих недостатков: больших масс агрегатов трансмиссий, превышающих массы механических и гидравлических трансмиссий; сравнительно низкого КПД; большого расхода дорогостоящих материалов; высокой стоимости изготовления; относительно больших величин неподрессоренных масс.
3.1.2. Гидромеханическая трансмиссия.
Гидромеханические трансмиссии включают гидравлические и механические преобразователи крутящего момента. В практике автотракторостроения распространение получили гидромеханические трансмиссии с гидромеханическими трансформаторами, при этом возможно последовательное и параллельное соединение их с механической частью трансмиссии.
В качестве механических ступеней в гидромеханических трансмиссиях используются планетарные редукторы, ступенчатые коробки передач с переключением передач, как с разрывом, так и без разрыва потока мощности. Механическая часть гидромеханической трансмиссии от гидротрансформатора до двигателя машины одинакова с механической трансмиссией.
Основные достоинства гидромеханических трансмиссий:
- автоматическое и непрерывное изменение силы тяги на каждой передаче в соответствии с сопротивлением движению;
- меньшее число ступеней, сокращающее число переключений, что существенно облегчает работу водителя.
Вместе с тем гидродинамические передачи обладают рядом существенных недостатков: пониженным максимальным значением КПД и значительным снижением его при изменении режимов работы, что приводит к повышению расхода топлива; усложненной конструкцией трансмиссии в целом из-за введения дополнительного агрегата (гидротрансформатора); обеспечения охлаждения рабочей жидкостью и, как следствие, повышение стоимости машины.
3.1.3. Гидрообъёмная трансмиссия.
Гидрообъёмная трансмиссия- это устройство для передачи движения, в состав которого входит объёмный гидропривод.
Мощность двигателя в такой трансмиссии передаётся ведущим органам машины от перемещения замкнутого объёма жидкости между вытеснителями насоса и гидроматора. Ряд положительных свойств гидрообъёмной трансмиссии в сочетании с широким применением гидрофицированного технологического оборудования способствует использованию этих передач в конструкциях как зарубежных, так и отечественных лесозаготовительных машин. К достоинствам гидрообъёмных передач, при использовании их в качестве основных агрегатов трансмиссий, относятся:
- бесступенчатое регулирование скорости и плавность передачи крутящего момента;
- реверсивность и возможность двигателя на малых “ползучих” скоростях;
- удобство компоновки и минимальное использование механических звеньев;
- возможность объединения гидропривода с механизмом поворота;
- лёгкость управления его автоматизации.
Наряду с достоинствами, эти передачи имеют ряд существенных недостатков: снижение КПД трансмиссии при больших диапазонах регулирования и, как следствие, неэкономичность длительной работы машины на режимах, не соответствующих номинальным нагрузкам; несколько большая масса трансмиссии на единицу передаваемой мощности; более высокая стоимость трансмиссии.
Для лесных машин, имеющих гидрофицированное рабочее оборудование, этот тип трансмиссий наиболее перспективен.
3.1.4 Механическая трансмиссия
Механические трансмиссии отличает простота конструкции, надёжность, высокий КПД, низкая стоимость. Масса этих трансмиссий значительно ниже, чем у других типов передач.
Существенные недостатки механических трансмиссий: ступенчатое регулирование передаточного числа, разрыв силового потока и ударные нагрузки при переключениях передач; трудность управления; сложность компоновки на многоприводных машинах.
Хотя механические передачи имеют существенные недостатки, но, тем не менее, перечисленные положительные качества механических трансмиссий обуславливают их повсеместное применение на современных лесных машинах. [17]
В разрабатываемой лесотранспортной машине применяем механическую трансмиссию.
3.2 Общие сведения о разрабатываемой лесотранспортной машине
В качестве базовой машины для разрабатываемой лесотранспортной машины используется модифицированный трактор Т-25А1, краткая техническая характеристика которого представлена в таблице 3.1.
Таблица 3.1. Краткая техническая характеристика трактора Т-25А1
Показатели
Т-25А1
Тип трактора
Универсально-пропашной
Тяговый класс, кН
6
Модель двигателя
Д-21А1
Номинальная мощность двигателя, кВт
18,50
Номинальная частота вращения коленчатого вала, об./мин
1800
Максимальный крутящий момент, Н.м
122
Частота вращения вала отбора мощности, об./мин
549
Гидронавесная система:
— масляный насос
НШ-10ЕЛ
— распределитель
Р75-В2
Продольная база трактора, мм
1775
Наименьший радиус поворота, м
3,6
Масса трактора, кг:
— конструктивная
1600
— эксплуатационная
1725
Расчетные скорости движения без буксования при номинальной мощности двигателя (км/ч, числитель) и соответствующее им тяговое усилие (кН, знаменатель):
— первая передача
6,40/7,74
— вторая передача
8,10/5,76
— третья передача
9,40/4,70
— четвёртая передача
11,90/3,38
— пятая передача
14,90/2,36
— шестая передача
21,90/1,06
Размер шин, мм:
— передних колёс
170 — 406
— задних колёс
240 — 813
Модифицированный колёсный трактор представляет собой одноосный моторный модуль базового трактора Т-25А1 в агрегате с активным полуприцепом. Для переналадки базового сельскохозяйственного трактора в одноосный модуль с него снимается передний мост с колёсами, рулевой механизм и передаточные детали рулевого механизма. Задние ведущие колёса трактора перемещают вперёд путём поворота бортовых передач, что обеспечивает лучшее распределение нагрузок на колёса трактора и полуприцепа.
Активный полуприцеп состоит из двух полурам соединённых универсальным шарниром, среднего и заднего ведущих мостов и колёс. Передняя полурама жестко крепится к корпусу трактора. На задней полураме монтируются ведущие мосты с тормозами и конечными передачами.
Универсальный шарнир, соединяющий полурамы полуприцепа, обеспечивает их взаимный поворот вокруг вертикальной и горизонтальной осей, это позволяет улучшить конструкцию рулевого управления и улучшить маневренность машины.
Поворот колёсного трактора в агрегате с активным полуприцепом осуществляется с помощью силовых гидроцилиндров, за счёт складывания полурам полуприцепа, то есть относительного их углового перемещения в горизонтальной плоскости вместе с осями ведущих колёс.
3.3 Разработка компоновочно-кинематической схемы лесотранспортной машины
В целях уменьшения стоимости изготовления лесотранспортной машины, сокращения номенклатуры деталей, упрощения эксплуатации и ремонта разрабатываемой машины, необходимо подобрать узлы трансмиссии от уже существующих конструкций.
Унификация машины достигается за счет того, что такие узлы как картер среднего и заднего ведущих мостов, главная передача, сдвоенная обгонная муфта, полуоси, карданные передачи заимствованы от переднего ведущего моста сельскохозяйственного трактора Т-40АМ. Тормоза и конечные передачи унифицированы с тормозами и конечными передачами базового трактора Т-25А1. Оригинальными узлами являются передняя и задняя полурамы, а также синхронизирующий редуктор. [3]
Кинематическая схема лесотранспортной машины представлена на рис. 3.1.
Привод среднего и заднего мостов полуприцепа осуществляется от дифференциала трактора с помощью синхронизирующего редуктора, установленного на корпусе главной передачи. От синхронизирующего редуктора через карданные передачи. Крутящий момент передаётся на средний и задний ведущие мосты, которые имеют в качестве дифференциала сдвоенную обгонную муфту двустороннего действия храпового типа. Обгонная муфта автоматически включает привод колёс полуприцепа, когда буксование колёс трактора превысит четыре процента.
Передаточное число синхронизирующего редуктора выбирается с расчетом, чтобы крутящий момент передавался на колёса полуприцепа, при буксовании колёс трактора более четырёх процентов. При меньшем буксовании колёс трактора полуприцепа колёса полуприцепа являются ведомыми. Таким образом, при движении машины по плотному грунту, обеспечивающему большой коэффициент сцепления, крутящий момент передаётся только передним колёсам машины, причем за счет симметричного дифференциала крутящий момент передаётся равномерно на оба колеса, и в этом случае тяговое усилие обеспечивают только передние колёса. При движении же по бездорожью, когда коэффициент сцепления с грунтом снижается, а буксование увеличивается, крутящий момент распределяется на все колёса лесотранспортной машины.
Из перечисленного выше следует, что применение обгонной муфты значительно повышает проходимость лесотранспортной машины и позволяет ей успешно преодолевать различные препятствия: пни, лежащие деревья, глубокий снег и др. [3].
3.4 Расчет и построение тяговой характеристики
Для построения тяговой характеристики определяем на каждой передаче скорость движения Vа и свободную силу тяги при соответствующих им частотам вращения двигателя.
3.4.1 Определение скорости движения [16]
<img width=«156» height=«60» src=«ref-1_779092875-1096.coolpic» v:shapes="_x0000_i1025"> (3.1)
где r — радиус колёс машины, м;
Um — передаточное число трансмиссии на соответствующей передаче;
n — частота вращения, мин–1.
3.4.2 Определение свободной силы тяги [16]
<img width=«144» height=«35» src=«ref-1_779093971-670.coolpic» v:shapes="_x0000_i1026"> (3.2)
где Рw — сопротивление воздушной среды, Н (так как скорость движения машины меньше 25 км/ч, то сопротивление воздушной среды не учитываем);
Рк — касательная сила тяги, Н;
<img width=«227» height=«57» src=«ref-1_779094641-1271.coolpic» v:shapes="_x0000_i1027"> (3.3)
где β- коэффициент, учитывающий затраты мощности на привод вспомогательных агрегатов, β=0,08 [16];
η- КПД трансмиссии, η=0,8 [16];
Ме — крутящий момент двигателя, Н.м [16],
<img width=«126» height=«50» src=«ref-1_779095912-929.coolpic» v:shapes="_x0000_i1028">, (3.4)
где Nе. — мощность двигателя, кВт [16],
<img width=«295» height=«56» src=«ref-1_779096841-1540.coolpic» v:shapes="_x0000_i1029"> (3.5)
где Nен — максимальная мощность двигателя, NЕ=18,5 кВт;
nен — частота вращения, соответствующая максимальной мощности, nе.=1800 мин–1;
А; В — постоянные коэффициенты Лейдермана, А=0,87, В=1,13 [16].
Результаты расчетов сводим в таблицу 3.2.
Таблица 3.2 Параметры тяговой характеристики
n, мин-1
900
1000
1100
1200
1300
1400
1500
1600
1700
1800
Ne, кВт
10,96
12,22
13,42
14,54
15,56
16,46
17,22
17,83
18,26
18,5
Ме, Н.м
116,3
116,7
116,5
115,7
114,3
112,3
109,7
106,4
102,6
98,2
1 передача, Ump=62.56
Vа, км/ч
3,14
3,49
3,85
4,19
4,54
4,89
5,24
5,59
5,94
6,29
Ра, Н
9232,6
9264,4
9248,5
9185,0
9074,0
8915,1
8708,7
8446,7
8145,1
7795,7
2 передача, Ump=49.50
Vа, км/ч
3,98
4,41
4,86
5,30
5,74
6,18
6,63
7,07
7,51
7,95
Ра, Н
7305,2
7330,4
7317,8
7267,6
7179,6
7054,0
6890,7
6683,4
6444,7
6168,3
3 передача, Ump=42.50
Vа, км/ч
4,63
5,15
5,66
6,17
6,69
7,20
7,72
8,23
8,75
9,26
Ра, Н
6272,2
6293,7
6283,0
6239,8
6164,3
6056,5
5916,2
5738,3
5533,3
5296,0
4 передача, Ump=33.63
Vа, км/ч
5,85
6,5
7,15
7,8
8,45
9,10
9,75
10,40
11,05
11,70
Ра, Н
4963,1
4980,2
4971,7
4937,5
4877,8
4792,4
4681,5
4540,7
4378,5
4190,7
5 передача, Ump=24.28
Vа, км/ч
8,11
9,01
9,91
10,81
11,71
12,61
13,51
14,41
15,31
16,21
Ра, Н
3583,3
3595,6
3589,4
3564,8
3521,6
3460,0
3380,0
3278,2
3161,2
3025,6
6 передача, Um=16.45
Vа, км/ч
11,96
13,29
14,62
15,95
17,28
18,61
19,94
21,27
22,60
23,93
Ра, Н
2427,7
2436,1
2431,9
2415,2
2386,0
2344,2
2290,0
2221,0
2141,7
2050,0
По результатам расчетов строим тяговую характеристику (рис.3.2).
Рисунок 3.2- Тяговая характеристика лесотранспортной машины
продолжение
--PAGE_BREAK-- 4 РАСЧЕТ СИНХРОНИЗИРУЮЩЕГО РЕДУКТОРА
4.1 Конструкция синхронизирующего редуктора
Синхронизирующий редуктор состоит из пары цилиндрических шестерен Z28 и Z29 и из пары конических шестерен Z30 и Z31 (см. рис. 3.1).
Промежуточная шестерня Z28 входит в зацепление с шестернёй Z16 дифференциала главной передачи трактора и с шестернёй Z29 синхронизирующего редуктора.
4.2 Выбор передаточного числа синхронизирующего редуктора
Передаточное число синхронизирующего редуктора выбираем из условия включения обгонной муфты [3]:
<img width=«275» height=«39» src=«ref-1_779098381-1095.coolpic» v:shapes="_x0000_i1030"> (4.1)
где iс.р. — передаточное число синхронизирующего редуктора;
iс.рп. — передаточное число главной передачи ведущих мостов полуприцепа, iс.рп=4,33 [3];
iк.п.тр.; iк.п.п. — передаточные числа конических передач, соответственно ведущих мостов трактора и полуприцепа, iк.п.тр.=iк.п.п.=4,75 [3];
кп — коэффициент, обеспечивающий превышение на 4% общего передаточного числа к колёсам ведущих мостов полуприцепа над передаточным числом к колёсам ведущего моста трактора, кп=1,04 [3].
<img width=«155» height=«56» src=«ref-1_779099476-1063.coolpic» v:shapes="_x0000_i1031">
Предварительно выбираем числа зубьев шестерён:
Z31=23; Z30=30; Z29=27; Z28=27 [3].
Тогда фактическое передаточное число синхронизирующего редуктора находим по формуле:
<img width=«144» height=«61» src=«ref-1_779100539-1094.coolpic» v:shapes="_x0000_i1032"> (4.2)
где Z16 — число зубьев шестерни дифференциала главной передачи трактора, Z16=59 [3].
<img width=«170» height=«54» src=«ref-1_779101633-1277.coolpic» v:shapes="_x0000_i1033">.
4.3 Определение крутящего момента и частоты вращения валов синхронизирующего редуктора
Принимаем, что крутящий момент распределяется между передним мостом и полуприцепом в соответствии <img width=«12» height=«23» src=«ref-1_779102910-169.coolpic» v:shapes="_x0000_i1034">50/50.
4.3.1 Определение крутящего момента на выходном валу синхронизирующего редуктора
<img width=«348» height=«67» src=«ref-1_779103079-1675.coolpic» v:shapes="_x0000_i1035">, (4.3)
где Ft — максимальное тяговое усилие, Ft=7740, Н;
r — радиус колёс, r=0,580, м;
iц.;iк. — передаточные числа цилиндрической и конической передач синхронизирующего редуктора соответственно,
iц.=0,424,iк.=0,571;
ηц;ηк — КПД цилиндрической и конической передач соответственно,
ηц=0,97,ηк=0,96.
<img width=«597» height=«61» src=«ref-1_779104754-3192.coolpic» v:shapes="_x0000_i1036">
4.3.2 Определение крутящего момента на промежуточном валу синхронизирующего редуктора
<img width=«180» height=«62» src=«ref-1_779107946-881.coolpic» v:shapes="_x0000_i1037"> (4.4)
<img width=«308» height=«56» src=«ref-1_779108827-1644.coolpic» v:shapes="_x0000_i1038">
При дальнейшем расчете считаем, что выходной вал редуктора является первым валом, а промежуточный вал является вторым валом, то есть Твых.=Т1=106,5, Н.м, Тп=Т2=194,3, Н.м.
Тогда передаточные числа цилиндрической и конической передач находим по формулам:
<img width=«72» height=«58» src=«ref-1_779110471-520.coolpic» v:shapes="_x0000_i1039">, (4.5)
<img width=«72» height=«60» src=«ref-1_779110991-556.coolpic» v:shapes="_x0000_i1040">, (4.6)
где Uц.;Uк.— передаточные числа соответственно цилиндрической и конической передач.
<img width=«168» height=«59» src=«ref-1_779111547-1105.coolpic» v:shapes="_x0000_i1041">
<img width=«151» height=«55» src=«ref-1_779112652-949.coolpic» v:shapes="_x0000_i1042">.
4.3.3 Определение частоты вращения первого вала синхронизирующего редуктора
<img width=«179» height=«60» src=«ref-1_779113601-1275.coolpic» v:shapes="_x0000_i1043">, (4.7)
где V — скорость трактора, V=1,78, м/с (см. табл. 3.1).
<img width=«354» height=«56» src=«ref-1_779114876-1995.coolpic» v:shapes="_x0000_i1044">.
4.3.3 Определение частоты вращения второго вала синхронизирующего редуктора
<img width=«84» height=«58» src=«ref-1_779116871-637.coolpic» v:shapes="_x0000_i1045"> (4.8)
<img width=«212» height=«54» src=«ref-1_779117508-1409.coolpic» v:shapes="_x0000_i1046">.
4.4 Расчет конической передачи
4.4.1 Выбор материала зубчатых колёс
Выбираем Сталь 40Х. Термическая обработка- закалка в масле и отпуск, твёрдость по Бринеллю НВ 320…340 [18].
4.4.2 Определение допускаемых напряжений
а.) допускаемое коническое напряжение:
<img width=«179» height=«66» src=«ref-1_779118917-1155.coolpic» v:shapes="_x0000_i1047"> (4.9)
где σн limb— предел контактной выносливости поверхности зубьев, МПа
σн limb=2.НВ+70, (4.10)
σн limb=2.340+70=750;
Sн— коэффициент безопасности, принимаем Sн=1,15 [11];
KHL— коэффициент долговечности, принимаем KHL=1,1 [11].
<img width=«240» height=«56» src=«ref-1_779120072-1465.coolpic» v:shapes="_x0000_i1048">
б.) допускаемое напряжение на изгиб зубьев
<img width=«211» height=«64» src=«ref-1_779121537-1287.coolpic» v:shapes="_x0000_i1049">, (4.11)
где σflimb— предел выносливости зубьев на изгиб, МПа
σн limb=1,8.НВ, (4.12)
σн limb=1,8.340=612;
SF— коэффициент безопасности, принимаем SF=1,7 [11];
KFL— коэффициент долговечности, принимаем KFL=1 [11];
КFC— коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки, принимаем КFC=0,75 [11].
<img width=«265» height=«56» src=«ref-1_779122824-1597.coolpic» v:shapes="_x0000_i1050">
в.) допускаемое максимальное контактное напряжение при перегрузке зубьев:
<img width=«143» height=«31» src=«ref-1_779124421-911.coolpic» v:shapes="_x0000_i1051">, (4.13)
где σт — предел текучести материала зубьев при растяжении, принимаем σт=700, МПа [18].
<img width=«266» height=«31» src=«ref-1_779125332-1540.coolpic» v:shapes="_x0000_i1052">
г.) допускаемое максимальное напряжение на изгиб зубьев при перегрузке:
<img width=«140» height=«31» src=«ref-1_779126872-907.coolpic» v:shapes="_x0000_i1053">, (4.14)
<img width=«254» height=«31» src=«ref-1_779127779-1448.coolpic» v:shapes="_x0000_i1054">.
4.4.3 Определение внешнего делительного диаметра колеса
Расчет конической передачи ведём по методике изложенной в [11].
<img width=«289» height=«72» src=«ref-1_779129227-2015.coolpic» v:shapes="_x0000_i1055">, (4.15)
где кнβ — коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца, принимаем кнβ=1,1 (из табл. 1.5 [11]);
кве — коэффициент ширины зубчатого венца по внешнему конусному расстоянию, принимаем кве=0,285 [11].
<img width=«469» height=«64» src=«ref-1_779131242-2769.coolpic» v:shapes="_x0000_i1056">.
Округляем до стандартного значения, dе2=105, мм.
4.4.4 Определение внешнего модуля зацепления
<img width=«101» height=«57» src=«ref-1_779134011-822.coolpic» v:shapes="_x0000_i1057"> (4.16)
<img width=«179» height=«52» src=«ref-1_779134833-1101.coolpic» v:shapes="_x0000_i1058">.
Округляем модуль до стандартного значения, mе=3,5.
4.4.5 Определение внешнего конусного расстояния
<img width=«115» height=«53» src=«ref-1_779135934-976.coolpic» v:shapes="_x0000_i1059"> (4.17)
где δ2 — угол делительного конуса колеса,
<img width=«108» height=«27» src=«ref-1_779136910-814.coolpic» v:shapes="_x0000_i1060">, (4.18)
<img width=«189» height=«28» src=«ref-1_779137724-1248.coolpic» v:shapes="_x0000_i1061">.
<img width=«230» height=«48» src=«ref-1_779138972-1505.coolpic» v:shapes="_x0000_i1062">
4.4.6 Определение ширины венца колёс
<img width=«119» height=«34» src=«ref-1_779140477-680.coolpic» v:shapes="_x0000_i1063"> (4.19)
<img width=«224» height=«26» src=«ref-1_779141157-1125.coolpic» v:shapes="_x0000_i1064">
Принимаем в=16, мм.
4.4.7 Определение среднего конусного расстояния
<img width=«144» height=«29» src=«ref-1_779142282-723.coolpic» v:shapes="_x0000_i1065"> (4.20)
<img width=«261» height=«28» src=«ref-1_779143005-1269.coolpic» v:shapes="_x0000_i1066">
4.4.8 Определение среднего модуля зацепления
<img width=«180» height=«59» src=«ref-1_779144274-1142.coolpic» v:shapes="_x0000_i1067"> (4.21)
где δ1 — угол делительного конуса шестерни,
<img width=«129» height=«57» src=«ref-1_779145416-981.coolpic» v:shapes="_x0000_i1068"> (4.22)
<img width=«195» height=«52» src=«ref-1_779146397-1333.coolpic» v:shapes="_x0000_i1069">.
<img width=«297» height=«55» src=«ref-1_779147730-1817.coolpic» v:shapes="_x0000_i1070">
4.4.9 Определение геометрических размеров зубчатого зацепления
а.) внешний делительный диаметр шестерни:
<img width=«120» height=«30» src=«ref-1_779149547-716.coolpic» v:shapes="_x0000_i1071"> (4.23)
<img width=«189» height=«30» src=«ref-1_779150263-1093.coolpic» v:shapes="_x0000_i1072">
б.) средние делительные диаметры:
- шестерни
<img width=«128» height=«29» src=«ref-1_779151356-706.coolpic» v:shapes="_x0000_i1073"> (4.24)
<img width=«189» height=«27» src=«ref-1_779152062-1059.coolpic» v:shapes="_x0000_i1074">
- колеса
<img width=«128» height=«29» src=«ref-1_779153121-756.coolpic» v:shapes="_x0000_i1075"> (4.25)
<img width=«187» height=«27» src=«ref-1_779153877-1041.coolpic» v:shapes="_x0000_i1076">
в.) внешние диаметры вершин зубьев:
- шестерни
<img width=«212» height=«30» src=«ref-1_779154918-1090.coolpic» v:shapes="_x0000_i1077"> (4.26)
<img width=«313» height=«32» src=«ref-1_779156008-1702.coolpic» v:shapes="_x0000_i1078">
- колеса
<img width=«215» height=«30» src=«ref-1_779157710-1109.coolpic» v:shapes="_x0000_i1079"> (4.27)
<img width=«333» height=«32» src=«ref-1_779158819-1690.coolpic» v:shapes="_x0000_i1080">
г.) внешние диаметры впадин зубьев:
- шестерни
<img width=«222» height=«30» src=«ref-1_779160509-1128.coolpic» v:shapes="_x0000_i1081"> (4.28)
<img width=«332» height=«32» src=«ref-1_779161637-1701.coolpic» v:shapes="_x0000_i1082">
- колеса
<img width=«228» height=«30» src=«ref-1_779163338-1146.coolpic» v:shapes="_x0000_i1083"> (4.29)
<img width=«333» height=«32» src=«ref-1_779164484-1630.coolpic» v:shapes="_x0000_i1084">
д.) угол головки зуба:
<img width=«120» height=«54» src=«ref-1_779166114-965.coolpic» v:shapes="_x0000_i1085"> (4.30)
<img width=«228» height=«51» src=«ref-1_779167079-1612.coolpic» v:shapes="_x0000_i1086">.
е.) угол ножки зуба:
<img width=«144» height=«53» src=«ref-1_779168691-1114.coolpic» v:shapes="_x0000_i1087"> (4.31)
<img width=«239» height=«48» src=«ref-1_779169805-1654.coolpic» v:shapes="_x0000_i1088">.
ж.) углы конусов вершин зубьев:
- шестерни
<img width=«117» height=«31» src=«ref-1_779171459-668.coolpic» v:shapes="_x0000_i1089"> (4.32)
<img width=«269» height=«29» src=«ref-1_779172127-1475.coolpic» v:shapes="_x0000_i1090">
- колеса
<img width=«119» height=«31» src=«ref-1_779173602-716.coolpic» v:shapes="_x0000_i1091"> (4.33)
<img width=«276» height=«30» src=«ref-1_779174318-1455.coolpic» v:shapes="_x0000_i1092">
4.4.10 Определение окружной скорости колёс
<img width=«132» height=«56» src=«ref-1_779175773-1001.coolpic» v:shapes="_x0000_i1093">, (4.34)
<img width=«263» height=«54» src=«ref-1_779176774-1657.coolpic» v:shapes="_x0000_i1094">.
4.4.11 Определение сил действующих в зацеплении конической передачи
Силы, действующие в зацеплении конической передачи, показаны на рисунке 4.1
Рисунок 4.1- Силы в зацеплении конической передачи
а.) окружная сила на шестерне (колесе):
<img width=«179» height=«56» src=«ref-1_779178431-961.coolpic» v:shapes="_x0000_i1095"> (4.35)
<img width=«188» height=«46» src=«ref-1_779179392-1153.coolpic» v:shapes="_x0000_i1096">
б.) осевая сила на колесе (радиальная на шестерне):
<img width=«227» height=«30» src=«ref-1_779180545-1242.coolpic» v:shapes="_x0000_i1097"> (4.36)
где Fr1 — радиальная сила на шестерне, Н;
Fa2 — осевая сила на колесе, Н;
αw- угол зацепления, αw=200.
<img width=«373» height=«31» src=«ref-1_779181787-1850.coolpic» v:shapes="_x0000_i1098">
в.) осевая сила на шестерне (радиальная на колесе):
<img width=«221» height=«30» src=«ref-1_779183637-1205.coolpic» v:shapes="_x0000_i1099"> (4.37)
где Fr2 — радиальная сила на колесе, Н;
Fa1 — осевая сила на шестерне, Н;
αw- угол зацепления, αw=200.
<img width=«369» height=«31» src=«ref-1_779184842-1810.coolpic» v:shapes="_x0000_i1100">
4.4.12 Проверка зубьев по контактному напряжению
<img width=«358» height=«75» src=«ref-1_779186652-2222.coolpic» v:shapes="_x0000_i1101"> (4.38)
где σн — расчетное контактное напряжение;
[σн]- допускаемое контактное напряжение, см. п. 4.4.2;
кнv — коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, принимаем
кнv=1.1 (табл. 1.10 [11]).
<img width=«16» height=«29» src=«ref-1_779188874-170.coolpic» v:shapes="_x0000_i1102"><img width=«445» height=«72» src=«ref-1_779189044-2657.coolpic» v:shapes="_x0000_i1103">
σн=652,2, МПа < 717,4, МПа – условие выполняется.
4.4.13 Проверка зубьев на изгибную прочность
<img width=«263» height=«68» src=«ref-1_779191701-1897.coolpic» v:shapes="_x0000_i1104"> (4.39)
где σf – напряжение на изгиб у основания зуба;
[σf]- допускаемое напряжение на изгиб, см. п. 4.4.2;
кfv — коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, принимаем кfv=1.2 (табл. 1.10 [11]);
кfβ — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине
венца, принимаем кfβ=1,2 (таблица 1.5 [11]);
yf – коэффициент формы зуба, принимаем yf =4 [11].
<img width=«424» height=«61» src=«ref-1_779193598-2497.coolpic» v:shapes="_x0000_i1105">
Условие выполняется.
4.4.14 Проверка зубчатых колёс на перегрузку
а.) проверка зубьев по максимальному контактному напряжению:
<img width=«239» height=«39» src=«ref-1_779196095-1161.coolpic» v:shapes="_x0000_i1106">, (4.40)
где кпер. — коэффициент перегрузки, кпер.=2;
[σнmax]- допускаемое максимальное контактное напряжение при
перегрузке зубьев, [σнmax]=1960, МПа.
<img width=«265» height=«33» src=«ref-1_779197256-1484.coolpic» v:shapes="_x0000_i1107">.
σнmax=922, МПа < [σнmax]=1960, МПа – условие выполняется.
б.) проверка зубьев по максимальному напряжению на изгиб:
<img width=«227» height=«37» src=«ref-1_779198740-1147.coolpic» v:shapes="_x0000_i1108"> (4.41)
где [σfmax]- допускаемое напряжение на изгиб зубьев при перегрузке,
[σfmax]=560, МПа.
<img width=«237» height=«32» src=«ref-1_779199887-1363.coolpic» v:shapes="_x0000_i1109">.
σfmax=290, МПа < [σfmax]=560, МПа – условие выполняется.
4.5 Расчет цилиндрической передачи
Цилиндрическая передача состоит из шестерён Z28и Z29(смотрите рисунок 3.1).
Промежуточная шестерня Z28служит для соединения и изменения направления вращения шестерни дифференциала Z16и шестерни синхронизирующего редуктора Z29. Промежуточная шестерня не влияет на изменение передаточного числа, поэтому её можно изготовить любого размера, принимаем, что числа зубьев шестерён Z28и Z29равны (Z28=Z29=27).
Модуль шестерён Z28и Z29должен быть таким же, как и у шестерни Z16дифференциала главной передачи, то есть m=3.
4.5.1 Выбор материала для цилиндрической передачи
Для изготовления шестерён назначаем такой же материал, что и для шестерён конической передачи.
Материал- Сталь 40Х. Термическая обработка- закалка в масле и отпуск, твёрдость по Бринеллю НВ 320…340 [18].
4.5.2 Определение геометрических размеров цилиндрической передачи [11]
а.) делительный диаметр:
<img width=«108» height=«32» src=«ref-1_779201250-704.coolpic» v:shapes="_x0000_i1110"> продолжение
--PAGE_BREAK-- (4.42)
<img width=«154» height=«26» src=«ref-1_779201954-887.coolpic» v:shapes="_x0000_i1111">.
б.) диаметр вершин зубьев:
<img width=«132» height=«32» src=«ref-1_779202841-704.coolpic» v:shapes="_x0000_i1112"> (4.43)
<img width=«199» height=«32» src=«ref-1_779203545-1074.coolpic» v:shapes="_x0000_i1113">
в.) диаметр впадин зубьев:
<img width=«150» height=«33» src=«ref-1_779204619-769.coolpic» v:shapes="_x0000_i1114"> (4.44)
<img width=«234» height=«31» src=«ref-1_779205388-1220.coolpic» v:shapes="_x0000_i1115">
4.5.3 Определение сил действующих в зацеплении цилиндрической передачи[11]
а.) окружная сила:
<img width=«108» height=«58» src=«ref-1_779206608-771.coolpic» v:shapes="_x0000_i1116"> (4.45)
<img width=«213» height=«56» src=«ref-1_779207379-1388.coolpic» v:shapes="_x0000_i1117">
б.) радиальная сила:
<img width=«131» height=«35» src=«ref-1_779208767-801.coolpic» v:shapes="_x0000_i1118"> (4.46)
где α- угол зацепления, α=200.
<img width=«263» height=«30» src=«ref-1_779209568-1299.coolpic» v:shapes="_x0000_i1119">
4.5.4 Определение ширины венца зубчатых колёс
<img width=«144» height=«32» src=«ref-1_779210867-813.coolpic» v:shapes="_x0000_i1120"> (4.47)
где в- ширина венца цилиндрической шестерни, принимаем в=35, мм;
в1 — ширина венца промежуточной шестерни.
<img width=«269» height=«32» src=«ref-1_779211680-1332.coolpic» v:shapes="_x0000_i1121">
Принимаем в1=38 мм.
4.5.5 Проверка зубьев по контактную напряжению
<img width=«358» height=«70» src=«ref-1_779213012-2102.coolpic» v:shapes="_x0000_i1122"> (4.48)
где σн — расчетное контактное напряжение, МПа;
[σн]- допускаемое контактное напряжение, МПа ([σн]=717,4 МПа
см. п. 4.4.2);
кнv — коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, принимаем
кнv=1.04 (табл. 1.10 [11]);
кнβ — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, принимаем кнβ=1,07 [11].
<img width=«442» height=«62» src=«ref-1_779215114-2571.coolpic» v:shapes="_x0000_i1123">
σн и [σн] приблизительно равны (перегрузка Δ=0,5%) что допускается.
4.5.6 Проверка зубьев на изгибную прочность
<img width=«250» height=«60» src=«ref-1_779217685-1509.coolpic» v:shapes="_x0000_i1124"> (4.49)
где σf – расчетное напряжение на изгиб зубьев, МПа;
[σf]- допускаемое напряжение на изгиб зубьев, [σf]=270 МПа см. п. 4.4.2;
кfv — коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, принимаем кfv=1.1 (табл. 1.10 [11]);
кfβ — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине
венца, принимаем кfβ=1,15 (таблица 1.5 [11]);
yf – коэффициент учитывающий влияние формы зуба, принимаем yf =3,9 [11].
<img width=«358» height=«53» src=«ref-1_779219194-2002.coolpic» v:shapes="_x0000_i1125">.
4.5.7 Проверка зубчатых колёс на перегрузку
а.) проверка зубьев по максимальному контактному напряжению:
<img width=«239» height=«39» src=«ref-1_779196095-1161.coolpic» v:shapes="_x0000_i1126">, (4.50)
где кпер. — коэффициент перегрузки, кпер.=2;
[σнmax]- допускаемое максимальное контактное напряжение при
перегрузке зубьев, [σнmax]=1960, МПа.
<img width=«272» height=«33» src=«ref-1_779222357-1462.coolpic» v:shapes="_x0000_i1127">.
σнmax=1020, МПа < [σнmax]=1960, МПа – условие выполняется.
б.) проверка зубьев по максимальному напряжению на изгиб:
<img width=«227» height=«37» src=«ref-1_779198740-1147.coolpic» v:shapes="_x0000_i1128"> (4.51)
где [σfmax]- допускаемое напряжение на изгиб зубьев при перегрузке,
[σfmax]=560, МПа см.п. 4.4.2.
<img width=«234» height=«32» src=«ref-1_779224966-1332.coolpic» v:shapes="_x0000_i1129">.
σfmax=301, МПа < [σfmax]=560, МПа – условие выполняется.
4.6 Компоновка синхронизирующего редуктора и определение его основных размеров
Компоновочная схема синхронизирующего редуктора выполнена на рисунке 4.2. Корпус редуктора выполнен сварным из листовой стали Ст 5 ГОСТ 380-88.
Рисунок 4.2- Компоновочная схема синхронизирующего редуктора
Определим основные размеры синхронизирующего редуктора:
<img width=«203» height=«52» src=«ref-1_779226298-1302.coolpic» v:shapes="_x0000_i1130"> (4.52)
<img width=«386» height=«51» src=«ref-1_779227600-2109.coolpic» v:shapes="_x0000_i1131">
принимаем а=45 мм.
<img width=«130» height=«30» src=«ref-1_779229709-800.coolpic» v:shapes="_x0000_i1132"> (4.53)
<img width=«262» height=«30» src=«ref-1_779230509-1345.coolpic» v:shapes="_x0000_i1133">
принимаем l1=80 мм.
<img width=«215» height=«31» src=«ref-1_779231854-969.coolpic» v:shapes="_x0000_i1134"> (4.54)
<img width=«280» height=«28» src=«ref-1_779232823-1246.coolpic» v:shapes="_x0000_i1135">
4.7 Расчет валов синхронизирующего редуктора
4.7.1 Выбор материала и определение допускаемых напряжений
Материал для валов выбираем такой же, как для зубчатых колёс. Сталь 40Х. Термическая обработка- закалка в масле и отпуск, твёрдость по Бринеллю НВ 320…340, предел прочности которой: σв=950 МПа, а предел текучести: σт=700 МПа [18].
Определение допускаемых напряжений:
а.) на изгиб:
<img width=«132» height=«58» src=«ref-1_779234069-844.coolpic» v:shapes="_x0000_i1136"> (4.55)
где σ-1 — предел выносливости на изгиб,
<img width=«144» height=«33» src=«ref-1_779234913-805.coolpic» v:shapes="_x0000_i1137"> (4.56)
<img width=«239» height=«28» src=«ref-1_779235718-1316.coolpic» v:shapes="_x0000_i1138">
[n]- допускаемый коэффициент запаса прочности, принимаем [n]=2,5
[12];
к- коэффициент концентрации напряжений, принимаем к=1,6 [12].
<img width=«238» height=«53» src=«ref-1_779237034-1596.coolpic» v:shapes="_x0000_i1139">
б.) на кручение:
<img width=«127» height=«30» src=«ref-1_779238630-762.coolpic» v:shapes="_x0000_i1140">, (4.57)
<img width=«228» height=«28» src=«ref-1_779239392-1210.coolpic» v:shapes="_x0000_i1141">.
4.7.2 Определение сил, действующих на валы синхронизирующего редуктора
На рисунке 4.3 представлены силы, действующие на валы синхронизирующего редуктора.
Рисунок 4.3- Силы, действующие на валы синхронизирующего редуктора
4.7.3 Расчет первого вала синхронизирующего редуктора
Исходные данные:
Частота вращения вала- n1=580,3 мин –1;
Крутящий момент на валу Т1=106,5 Н.м;
Силы действующие в зацеплении зубчатых колёс: Ft1=2766,2 Н, Fa1=499,5 Н, Fr1=874,2 Н.
Расчет ведём по методике изложенной в [13].
4.7.3.1 Определение реакций опор от сил, действующих на вал в вертикальной плоскости (смотрите рисунок 4.5а)
а.) реакция опоры А:
<img width=«131» height=«31» src=«ref-1_779240602-1024.coolpic» v:shapes="_x0000_i1142"> <img width=«169» height=«31» src=«ref-1_779241626-857.coolpic» v:shapes="_x0000_i1143"> (4.58)
<img width=«12» height=«23» src=«ref-1_779102910-169.coolpic» alt="*" v:shapes="_x0000_i1144"> <img width=«98» height=«57» src=«ref-1_779242652-786.coolpic» v:shapes="_x0000_i1145">,
<img width=«12» height=«23» src=«ref-1_779102910-169.coolpic» alt="*" v:shapes="_x0000_i1146"> где l, l1,l2— соответствующие размеры вала (смотрите рисунок 4.5а)
<img width=«12» height=«23» src=«ref-1_779102910-169.coolpic» alt="*" v:shapes="_x0000_i1147"> принимаем l=125 мм; l1=45 мм; l2=80 мм;
<img width=«247» height=«52» src=«ref-1_779243776-1568.coolpic» v:shapes="_x0000_i1148">.
б.) реакция опоры В:
<img width=«130» height=«31» src=«ref-1_779245344-1036.coolpic» v:shapes="_x0000_i1149"> <img width=«175» height=«31» src=«ref-1_779246380-831.coolpic» v:shapes="_x0000_i1150"> (4.59)
<img width=«103» height=«57» src=«ref-1_779247211-764.coolpic» v:shapes="_x0000_i1151">,
<img width=«213» height=«50» src=«ref-1_779247975-1346.coolpic» v:shapes="_x0000_i1152">.
4.7.3.2 Определение изгибающих моментов от сил, действующих в вертикальной плоскости
<img width=«120» height=«31» src=«ref-1_779249321-711.coolpic» v:shapes="_x0000_i1153"> (4.60)
где Мв1 — изгибающий момент в сечении 1 (см. рис. 4.5а).
<img width=«295» height=«29» src=«ref-1_779250032-1450.coolpic» v:shapes="_x0000_i1154">.
Строим эпюру изгибающих моментов от сил, действующих в вертикальной плоскости (см. рисунок 4.5б).
4.7.3.3 Определение реакций опор от сил, действующих в горизонтальной плоскости (смотрите рисунок 4.5в)
а.) реакция опоры А:
<img width=«131» height=«31» src=«ref-1_779240602-1024.coolpic» v:shapes="_x0000_i1155"> <img width=«239» height=«52» src=«ref-1_779252506-1252.coolpic» v:shapes="_x0000_i1156"> (4.61)
<img width=«193» height=«81» src=«ref-1_779253758-1452.coolpic» v:shapes="_x0000_i1157">,
<img width=«341» height=«77» src=«ref-1_779255210-2256.coolpic» v:shapes="_x0000_i1158">.
б.) реакция опоры В:
<img width=«130» height=«31» src=«ref-1_779245344-1036.coolpic» v:shapes="_x0000_i1159"> <img width=«237» height=«51» src=«ref-1_779258502-1286.coolpic» v:shapes="_x0000_i1160"> (4.62)
<img width=«189» height=«79» src=«ref-1_779259788-1444.coolpic» v:shapes="_x0000_i1161">,
<img width=«300» height=«72» src=«ref-1_779261232-2057.coolpic» v:shapes="_x0000_i1162">.
4.7.3.4 Определение изгибающих моментов от сил, действующих в горизонтальной плоскости
<img width=«203» height=«54» src=«ref-1_779263289-1157.coolpic» v:shapes="_x0000_i1163"> (4.63)
где Мг1 — изгибающий момент в сечении 1, от сил действующих в горизонтальной плоскости (см. рисунок 4.5а)
<img width=«385» height=«52» src=«ref-1_779264446-1951.coolpic» v:shapes="_x0000_i1164">
Строим эпюру изгибающих моментов от сил, действующих в горизонтальной плоскости (смотрите рисунок 4.5г).
4.7.3.5 Определение полных реакций опор
а.) реакция опоры А:
<img width=«168» height=«34» src=«ref-1_779266397-810.coolpic» v:shapes="_x0000_i1165"> (4.64)
<img width=«316» height=«37» src=«ref-1_779267207-1454.coolpic» v:shapes="_x0000_i1166">
б.) реакция опоры В:
<img width=«171» height=«37» src=«ref-1_779268661-846.coolpic» v:shapes="_x0000_i1167"> (4.65)
<img width=«290» height=«37» src=«ref-1_779269507-1396.coolpic» v:shapes="_x0000_i1168">
4.7.3.6 Определение суммарных изгибающих моментов
<img width=«156» height=«33» src=«ref-1_779270903-853.coolpic» v:shapes="_x0000_i1169"> (4.66)
где М1 — суммарный изгибающий момент в сечении 1
<img width=«370» height=«38» src=«ref-1_779271756-1755.coolpic» v:shapes="_x0000_i1170">
Строим эпюру суммарных изгибающих моментов (смотрите рисунок 4.5д).
4.7.3.7 Определение эквивалентных моментов
<img width=«143» height=«33» src=«ref-1_779273511-860.coolpic» v:shapes="_x0000_i1171"> (4.67)
где Мv1— эквивалентный момент в сечении 1, Н.мм;
Т1 — крутящий момент на валу, Т1=106,5 Н.м.
<img width=«444» height=«40» src=«ref-1_779274371-2147.coolpic» v:shapes="_x0000_i1172">
Строим эпюру эквивалентных моментов (см. рисунок 4.5е).
4.7.3.8 Определение диаметра вала в опасном сечении
Опасным сечением является сечение 1 (см. рисунок 4.5а).
<img width=«131» height=«60» src=«ref-1_779276518-1125.coolpic» v:shapes="_x0000_i1173"> (4.68)
где d— диаметр вала в опасном сечении, мм;
[σ-1u]- предел выносливости на изгиб зубьев,[σ-1u]=106,9 МПа.
<img width=«216» height=«60» src=«ref-1_779277643-1619.coolpic» v:shapes="_x0000_i1174">
Принимаем d=30 мм, с учетом применения шлицевого соединения.
Вал изготавливается заодно с шестернёй. Чертёж вала-шестерни представлен на рисунке 4.4.
Рисунок 4.5- Расчетная схема первого вала
а- силы, действующие на вал в вертикальной плоскости;
б- эпюра моментов от сил в вертикальной плоскости;
в- силы, действующие на вал в горизонтальной плоскости;
г- эпюра моментов от сил в горизонтальной плоскости;
д- эпюра суммарных изгибающих моментов;
е- эпюра крутящего момента.
4.7.4 Расчет второго вала синхронизирующего редуктора
Исходные данные:
Частота вращения вала- n2=331,6 мин –1;
Крутящий момент на валу Т2=194,3 Н.м;
Силы, действующие в зацеплении зубчатых колёс: Ft2=2766,2 Н, Fa2=874,2 Н, Fr2=499,5 Н, Ft3=5181,4 Н, Fr3=1885,9 Н.
Расчет ведём по методике изложенной в [13].
4.7.4.1 Определение реакций опор от сил, действующих на вал в вертикальной плоскости (смотрите рисунок 4.7а)
а.) реакция опоры А:
<img width=«131» height=«31» src=«ref-1_779240602-1024.coolpic» v:shapes="_x0000_i1175"> <img width=«286» height=«31» src=«ref-1_779280286-1202.coolpic» v:shapes="_x0000_i1176"> (4.69)
<img width=«12» height=«23» src=«ref-1_779102910-169.coolpic» alt="*" v:shapes="_x0000_i1177"> <img width=«237» height=«52» src=«ref-1_779281657-1244.coolpic» v:shapes="_x0000_i1178">
<img width=«12» height=«23» src=«ref-1_779102910-169.coolpic» alt="*" v:shapes="_x0000_i1179"> где l, l1,l2,l3— соответствующие размеры вала (смотрите рисунок 4.7а)
<img width=«12» height=«23» src=«ref-1_779102910-169.coolpic» alt="*" v:shapes="_x0000_i1180"> принимаем l=205 мм; l1=45 мм; l2=110 мм; l3=50 мм.
<img width=«402» height=«52» src=«ref-1_779283239-2164.coolpic» v:shapes="_x0000_i1181">.
б.) реакция опоры В:
<img width=«130» height=«31» src=«ref-1_779245344-1036.coolpic» v:shapes="_x0000_i1182"> <img width=«283» height=«31» src=«ref-1_779286439-1148.coolpic» v:shapes="_x0000_i1183"> (4.70)
<img width=«228» height=«52» src=«ref-1_779287587-1158.coolpic» v:shapes="_x0000_i1184">,
<img width=«389» height=«50» src=«ref-1_779288745-1950.coolpic» v:shapes="_x0000_i1185">.
4.7.4.2 Определение изгибающих моментов от сил, действующих в вертикальной плоскости
<img width=«121» height=«31» src=«ref-1_779290695-811.coolpic» v:shapes="_x0000_i1186"> (4.71)
<img width=«123» height=«32» src=«ref-1_779291506-835.coolpic» v:shapes="_x0000_i1187"> (4.72)
где Мв1, Мв2 — изгибающие моменты в сечениях 1 и 2 соответственно (смотрите рисунок 4.7а).
<img width=«309» height=«29» src=«ref-1_779292341-1480.coolpic» v:shapes="_x0000_i1188">.
<img width=«300» height=«29» src=«ref-1_779293821-1455.coolpic» v:shapes="_x0000_i1189">
Строим эпюру изгибающих моментов от сил, действующих в вертикальной плоскости (см. рисунок 4.7б).
4.7.4.3 Определение реакций опор от сил, действующих в горизонтальной плоскости (смотрите рисунок 4.7в)
а.) реакция опоры А:
<img width=«131» height=«31» src=«ref-1_779240602-1024.coolpic» v:shapes="_x0000_i1190"> <img width=«341» height=«51» src=«ref-1_779296300-1619.coolpic» v:shapes="_x0000_i1191"> (4.73)
<img width=«289» height=«75» src=«ref-1_779297919-1787.coolpic» v:shapes="_x0000_i1192">,
<img width=«438» height=«77» src=«ref-1_779299706-2695.coolpic» v:shapes="_x0000_i1193">.
б.) реакция опоры В:
<img width=«130» height=«31» src=«ref-1_779245344-1036.coolpic» v:shapes="_x0000_i1194"> <img width=«350» height=«51» src=«ref-1_779303437-1590.coolpic» v:shapes="_x0000_i1195"> (4.74)
<img width=«279» height=«73» src=«ref-1_779305027-1752.coolpic» v:shapes="_x0000_i1196">,
<img width=«403» height=«74» src=«ref-1_779306779-2613.coolpic» v:shapes="_x0000_i1197">.
4.7.4.4 Определение изгибающих моментов от сил, действующих в горизонтальной плоскости
<img width=«190» height=«52» src=«ref-1_779309392-1196.coolpic» v:shapes="_x0000_i1198"> (4.75)
<img width=«117» height=«32» src=«ref-1_779310588-814.coolpic» v:shapes="_x0000_i1199"> (4.76)
где Мг1, Мг2 — изгибающие моменты в сечениях 1 и 2 соответственно, от сил действующих в горизонтальной плоскости (смотрите рисунок 4.7а)
<img width=«377» height=«52» src=«ref-1_779311402-1906.coolpic» v:shapes="_x0000_i1200">
<img width=«282» height=«28» src=«ref-1_779313308-1390.coolpic» v:shapes="_x0000_i1201">
Строим эпюру изгибающих моментов от сил, действующих в горизонтальной плоскости (смотрите рисунок 4.7г).
4.7.4.5 Определение полных реакций опор
а.) реакция опоры А:
<img width=«168» height=«34» src=«ref-1_779266397-810.coolpic» v:shapes="_x0000_i1202"> (4.76)
<img width=«319» height=«37» src=«ref-1_779315508-1592.coolpic» v:shapes="_x0000_i1203">
б.) реакция опоры В:
<img width=«171» height=«37» src=«ref-1_779268661-846.coolpic» v:shapes="_x0000_i1204"> (4.77)
<img width=«321» height=«37» src=«ref-1_779317946-1553.coolpic» v:shapes="_x0000_i1205">
4.7.4.6 Определение суммарных изгибающих моментов
<img width=«156» height=«33» src=«ref-1_779270903-853.coolpic» v:shapes="_x0000_i1206"> (4.78)
<img width=«157» height=«33» src=«ref-1_779320352-880.coolpic» v:shapes="_x0000_i1207"> (4.79)
где М1, М2 — суммарные изгибающие моменты соответственно в сечениях 1 и 2, Н.мм
<img width=«389» height=«38» src=«ref-1_779321232-1831.coolpic» v:shapes="_x0000_i1208">
<img width=«370» height=«38» src=«ref-1_779323063-1823.coolpic» v:shapes="_x0000_i1209">
Строим эпюру суммарных изгибающих моментов (смотрите рисунок 4.7д).
4.7.4.7 Определение эквивалентных моментов
<img width=«145» height=«33» src=«ref-1_779324886-878.coolpic» v:shapes="_x0000_i1210"> (4.80)
<img width=«148» height=«33» src=«ref-1_779325764-874.coolpic» v:shapes="_x0000_i1211"> (4.81)
где Мv1, Мv2— эквивалентные моменты в сечениях 1 и 2 соответственно, Н.мм;
Т2 — крутящий момент на валу, Т2=194,3 Н.м.
<img width=«449» height=«40» src=«ref-1_779326638-2226.coolpic» v:shapes="_x0000_i1212">
<img width=«450» height=«40» src=«ref-1_779328864-2255.coolpic» v:shapes="_x0000_i1213">
Строим эпюру эквивалентных моментов (см. рис. 4.7е).
4.7.4.8 Определение диаметра вала в опасном сечении
Опасными сечениями являются сечения 1 и 2 (см. рис. 4.7а).
<img width=«135» height=«60» src=«ref-1_779331119-1150.coolpic» v:shapes="_x0000_i1214"> (4.82)
<img width=«138» height=«60» src=«ref-1_779332269-1196.coolpic» v:shapes="_x0000_i1215"> (4.83)
где d1,d2— диаметры вала в опасных сечениях 1 и 2, мм;
[σ-1u]- предел выносливости на изгиб зубьев,
[σ1u]=106,9 МПа.
<img width=«225» height=«60» src=«ref-1_779333465-1656.coolpic» v:shapes="_x0000_i1216">
<img width=«219» height=«60» src=«ref-1_779335121-1602.coolpic» v:shapes="_x0000_i1217">
Принимаем d1=d2=38 мм, с учетом применения шлицевого соединения. Чертёж вала представлен на рисунке 4.6.
Рисунок 4.7- Расчетная схема второго вала
а- силы, действующие на вал в вертикальной плоскости;
б- эпюра моментов от сил в вертикальной плоскости;
в- силы, действующие на вал в горизонтальной плоскости;
г- эпюра моментов от сил в горизонтальной плоскости;
д- эпюра суммарных изгибающих моментов;
е- эпюра крутящего момента.
4.8 Расчет оси промежуточной передачи
Расчетная схема оси представлена на рисунке 4.8
Рисунок 4.8- Расчетная схема оси
а- силы, действующие на ось в вертикальной плоскости;
б- эпюра моментов от сил в вертикальной плоскости.
4.8.1 Определение реакций опор
Расчет ведём только в вертикальной плоскости, так как радиальные силы равны и направлены друг против друга.
<img width=«192» height=«30» src=«ref-1_779336723-988.coolpic» v:shapes="_x0000_i1218"> (4.84)
<img width=«318» height=«28» src=«ref-1_779337711-1225.coolpic» v:shapes="_x0000_i1219">
4.8.2 Определение изгибающего момента в сечении 1
<img width=«108» height=«48» src=«ref-1_779338936-810.coolpic» v:shapes="_x0000_i1220"> (4.85)
где l— длина оси, принимаем l=60 мм.
<img width=«267» height=«49» src=«ref-1_779339746-1490.coolpic» v:shapes="_x0000_i1221">
4.8.3 Определение диаметра оси
<img width=«144» height=«64» src=«ref-1_779341236-1159.coolpic» v:shapes="_x0000_i1222"> (4.86)
<img width=«224» height=«63» src=«ref-1_779342395-1590.coolpic» v:shapes="_x0000_i1223">
Принимаем d=20 мм.
4.9 Выбор подшипников для валов синхронизирующего редуктора
4.9.1 Подбор подшипников для вала-шестерни
Исходные данные:
диаметр вала в месте посадки подшипника- d=40 мм;
частота вращения вала- n=580,3 мин–1;
суммарные реакции на опорах: FA=RA=4611,1 Н, FB=RB=1719,6 Н (см. п. 4.7.3.5);
осевая нагрузка- FA=499,5 Н;
долговечность подшипников- LH=8000…12000 часов.
Схема нагружения вала представлена на рисунке 4.9.
Рисунок 4.9- Схема нагружения вала-шестерни
4.9.1.1 Подбор типоразмера подшипника
Выбор подшипников и их расчет ведём по методике изложенной в [13].
Так как осевая нагрузка значительно меньше радиальной, выбираем радиальные шарикоподшипники средней серии № 408, у которых динамическая грузоподъемность- С=48500 Н, статистическая грузоподъёмность — С0=36300 Н.
4.9.1.2 Вычисляем параметр осевого нагружения
<img width=«50» height=«67» src=«ref-1_779343985-668.coolpic» v:shapes="_x0000_i1224"> (4.87)
<img width=«204» height=«64» src=«ref-1_779344653-1597.coolpic» v:shapes="_x0000_i1225">
По таблице 2.6 [13] находим l=0,19.
4.9.1.3 Определяем коэффициент радиальной и осевой нагрузок
Подбор ведём по более нагруженной опоре, то есть А.
<img width=«69» height=«64» src=«ref-1_779346250-735.coolpic» v:shapes="_x0000_i1226"> (4.88)
где V— коэффициент вращения, принимаем V=1,0.
<img width=«17» height=«32» src=«ref-1_779346985-171.coolpic» v:shapes="_x0000_i1227"><img width=«240» height=«64» src=«ref-1_779347156-1701.coolpic» v:shapes="_x0000_i1228">
0,108 < l= 0,19, тогда по табл. 2.6 х=1,0; у=0.
4.9.1.4 Определяем эквивалентную нагрузку
<img width=«192» height=«36» src=«ref-1_779348857-936.coolpic» v:shapes="_x0000_i1229"> (4.89)
где кδ — коэффициент безопасности, принимаем кδ=1,3, из таблицы 2.7 [13];
кт — температурный коэффициент, принимаем кт=1,0 [13].
<img width=«331» height=«31» src=«ref-1_779349793-1299.coolpic» v:shapes="_x0000_i1230">
4.9.1.5 Определяем долговечность подшипника
<img width=«172» height=«75» src=«ref-1_779351092-1510.coolpic» v:shapes="_x0000_i1231"> (4.90)
<img width=«352» height=«73» src=«ref-1_779352602-2657.coolpic» v:shapes="_x0000_i1232">
Полученная долговечность подшипника соответствует рекомендуемым значениям.
4.9.1.6 Проверка подшипников по статической грузоподъёмности
<img width=«84» height=«32» src=«ref-1_779355259-558.coolpic» v:shapes="_x0000_i1233">
<img width=«182» height=«32» src=«ref-1_779355817-892.coolpic» v:shapes="_x0000_i1234"> (4.91)
где Р0 — эквивалентная статическая нагрузка, Н;
хо, уо — коэффициенты радиальной и осевой статических нагрузок соответственно, принимаем хо=0,6, уо=0,5 из табл. 2.6 [13].
С учетом двухкратной перегрузки:
<img width=«388» height=«32» src=«ref-1_779356709-1664.coolpic» v:shapes="_x0000_i1235">
Ро < Со=36300 Н – условие выполняется.
4.9.2 Подбор подшипников для второго вала
Исходные данные:
диаметр вала в месте посадки подшипника- d=35 мм;
частота вращения вала- n=331,6 мин–1;
суммарные реакции на опорах: FA=RA=3568,5 Н, FB=RB=4729,4 Н (см. п. 4.7.4.5);
осевая нагрузка- FA=874,2 Н;
долговечность подшипников- LH=8000…12000 часов.
Схема нагружения вала представлена на рисунке 4.10.
Рисунок 4.10- Схема нагружения вала
4.9.2.1 Подбор типоразмера подшипника
Выбор подшипников и их расчет ведём по методике изложенной в [13].
Учитывая большую осевую нагрузку, назначаем радиально-упорный шарикоподшипник средней серии № 36307, для которого динамическая грузоподъемность — С=35500 Н, статистическая грузоподъёмность — С0=27400 Н.
4.9.2.2 Вычисляем параметр осевого нагружения
Находим отношение:
<img width=«50» height=«67» src=«ref-1_779343985-668.coolpic» v:shapes="_x0000_i1236"> (4.92)
<img width=«204» height=«64» src=«ref-1_779359041-1584.coolpic» v:shapes="_x0000_i1237">
По таблице 2.6 [13] при FA/C=0,032 интерполяцией находим l=0,226.
4.9.2.3 Определяем осевые составляющие от радиальных нагрузок
<img width=«107» height=«32» src=«ref-1_779360625-680.coolpic» v:shapes="_x0000_i1238"> (4.93)
<img width=«100» height=«32» src=«ref-1_779361305-649.coolpic» v:shapes="_x0000_i1239"> (4.94)
<img width=«269» height=«32» src=«ref-1_779361954-1377.coolpic» v:shapes="_x0000_i1240">
<img width=«280» height=«32» src=«ref-1_779363331-1466.coolpic» v:shapes="_x0000_i1241">.
4.9.2.4 Вычисляем результирующие осевые нагрузки
Принимаем схему установки подшипников ‘враспор’, получаем направление осевой составляющей правого подшипника, совпадающее с направлением внешней осевой нагрузки. Поэтому правая опора будет иметь номер 1, а левая — номер 2 (смотреть рисунок 4.11).
ТогдаS1=SB=1068,8 H; S2=SA=806,5 H.
Поскольку S1 > S2и Fa> 0, тогда по табл. 2.8 [13]:
<img width=«168» height=«30» src=«ref-1_779364797-912.coolpic» v:shapes="_x0000_i1242">
<img width=«115» height=«30» src=«ref-1_779365709-689.coolpic» v:shapes="_x0000_i1243"> (4.95)
<img width=«251» height=«30» src=«ref-1_779366398-1284.coolpic» v:shapes="_x0000_i1244">.
Рисунок 4.11- Схема установки подшипников “враспор”
4.9.2.5 Уточнение параметров осевого нагружения
Находим отношение:
<img width=«51» height=«64» src=«ref-1_779367682-716.coolpic» v:shapes="_x0000_i1245"> (4.96)
<img width=«208» height=«64» src=«ref-1_779368398-1596.coolpic» v:shapes="_x0000_i1246">
По таблице 2.6 [13] при FA2/C=0,071 интерполяцией находим l=0,39.
4.9.2.6 Определяем коэффициент радиальной и осевой нагрузок
<img width=«69» height=«64» src=«ref-1_779346250-735.coolpic» v:shapes="_x0000_i1247"> (4.97)
где V— коэффициент вращения, принимаем V=1,0.
<img width=«17» height=«32» src=«ref-1_779346985-171.coolpic» v:shapes="_x0000_i1248"><img width=«242» height=«64» src=«ref-1_779370900-1868.coolpic» v:shapes="_x0000_i1249">
0,22 < l= 0,39, тогда по таблице 2.6 х1=1,0; у1=0.
<img width=«17» height=«32» src=«ref-1_779346985-171.coolpic» v:shapes="_x0000_i1250"><img width=«242» height=«64» src=«ref-1_779372939-1844.coolpic» v:shapes="_x0000_i1251">
0,54 > l= 0,39, тогда по табл. 2.6 х2=0,45; у2=1,0015.
4.9.2.7 Вычисление эквивалентных нагрузок на подшипники
<img width=«231» height=«36» src=«ref-1_779374783-1106.coolpic» v:shapes="_x0000_i1252"> (4.98)
где кδ — коэффициент безопасности, принимаем кδ=1,3, табл. 2.7 [13];
кт — температурный коэффициент, принимаем кт=1,0 [13].
<img width=«331» height=«28» src=«ref-1_779375889-1409.coolpic» v:shapes="_x0000_i1253">
<img width=«345» height=«36» src=«ref-1_779377298-1595.coolpic» v:shapes="_x0000_i1254"> (4.99)
<img width=«479» height=«29» src=«ref-1_779378893-1890.coolpic» v:shapes="_x0000_i1255">
4.9.2.8 Определяем долговечность подшипника
Расчет долговечности произведём по более нагруженной опоре, то есть опоре В.
<img width=«172» height=«75» src=«ref-1_779351092-1510.coolpic» v:shapes="_x0000_i1256"> (4.100)
<img width=«348» height=«73» src=«ref-1_779382293-2607.coolpic» v:shapes="_x0000_i1257">
Полученная долговечность подшипника соответствует рекомендуемым значениям.
4.9.2.9 Проверка подшипников по статической грузоподъёмности
<img width=«227» height=«32» src=«ref-1_779384900-1040.coolpic» v:shapes="_x0000_i1258"> (4.101)
где Р0 — эквивалентная статическая нагрузка, Н;
хо, уо — коэффициенты радиальной и осевой статических нагрузок соответственно, принимаем хо=0,5, уо=0,46 из табл. 2.6 [13].
С учетом двухкратной перегрузки:
<img width=«406» height=«32» src=«ref-1_779385940-1756.coolpic» v:shapes="_x0000_i1259">
Ро < Со=27400 Н – условие выполняется.
4.9.3 Выбор подшипника скольжения для промежуточной шестерни цилиндрической передачи
В качестве подшипника скольжения выбираем бронзовую втулку. Материал втулки Бр.ОФ 10-1 [18].
4.10 Расчет шлицевых соединений
4.10.1 Расчет шлицевого соединения первого вала синхронизирующего редуктора
Принимаем шлицевое соединение по ГОСТ 1139-80 [18]:
<img width=«240» height=«49» src=«ref-1_779387696-1471.coolpic» v:shapes="_x0000_i1260">,
где Z=6 – число зубьев;
d=26, мм – внутренний диаметр вала;
D=30, мм – наружный диаметр вала;
b=6, мм – ширина зуба.
Расчет шлицевого соединения по напряжению смятия [18]:
<img width=«251» height=«61» src=«ref-1_779389167-1403.coolpic» v:shapes="_x0000_i1261">, (4.102)
где σсм. – расчетное напряжения смятия зубьев, МПа;
Т – крутящий момент на валу, Т=106,5 Н.м;
[σсм.] – допускаемое напряжение смятия зубьев, принимаем [σсм.]=30, МПа;
h– рабочая высота прямобочных зубьев, мм.
<img width=«192» height=«30» src=«ref-1_779390570-1033.coolpic» v:shapes="_x0000_i1262"> (4.103)
где f– размер фаски, f=0,4 мм [18].
<img width=«299» height=«30» src=«ref-1_779391603-1443.coolpic» v:shapes="_x0000_i1263">
ψ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между шлицами, принимаем ψ=0,75 [18];
dср. – средний диаметр шлицевого соединения.
<img width=«155» height=«32» src=«ref-1_779393046-945.coolpic» v:shapes="_x0000_i1264"> (4.104)
<img width=«239» height=«32» src=«ref-1_779393991-1364.coolpic» v:shapes="_x0000_i1265">
l– длина поверхности контактов шлицев, l=95 мм.
<img width=«313» height=«61» src=«ref-1_779395355-2288.coolpic» v:shapes="_x0000_i1266">
σсм. < [σсм.]=30 МПа – условие выполняется.
5 РАСЧЕТ ЭКОНОМИЧЕСКОЙ ЭФФЕКТИВНОСТИ ОТ ВНЕДРЕНИЯ ЛЕСОТРАНСПОРТНОЙ МАШИНЫ
5.1 Экономическое обоснование расчёта
Опыт создания и применения модификационных колёсных тракторов показывает следующее:
- модификационные колёсные трактора могут широко использоваться в качестве базы для различных лесозаготовительных машин, большой дорожный просвет и шины низкого давления этих модификаций обеспечивают устойчивую работу на различных грунтовых покрытиях, и сохранение подроста;
- ведущие колёса большого диаметра, шарнирно-сочленёная рама, значительный дорожный просвет обеспечивают модификациям более высокую проходимость по сравнению с базовыми сельскохозяйственными тракторами;
- рациональная компоновка и лучшее использование тяговых качеств модифицированных тракторов позволяет увеличить полезную рейсовую нагрузку, а, следовательно, и сменную производительность;
- высокая степень унификации модифицированных тракторов с базовыми тракторами позволяет организовать их производство без значительных капитальных затрат.[3]
Расчет сводится к сравнению экономических показателей лесотранспортной машины на базе трактора Т-25А1 с базовым сельскохозяйственным трактором Т-25А1.
Лесотранспортная машина может использоваться для перевозки различных лесохозяйственных грузов, транспортирования осмола, технологического сырья, дров, отходов лесозаготовок и других грузов.
Расчет приведён на примере использования лесотранспортной машины для транспортировки технологической щепы. В качестве базового варианта используется трактор Т-25А1 с полуприцепом.
Исходные данные:
продолжение
--PAGE_BREAK-- Место расположения………………………………Архангельск
Продолжительность рабочей смены, ч …………………… 8
Коэффициент использования рабочего времени……… 0,86
Тарифная ставка тракториста, руб. ……………………… 3,5
Премии, % ……………………………………………………… 30
Дополнительная заработная плата, % ……………………..20
Число дней в году…………………………………………… 250
Среднее расстояние вывозки, км…………………………… 5
Нагрузка на рейс, м
- базовой машины ………………………………………… 2
- внедряемой машины ……………………………………. 3
5.2 Расчет экономических показателей
Экономический эффект будет складываться из:
- экономии на заработной плате, в результате роста годовой производительности;
- экономии на затратах по содержанию машины.
5.2.1 Расчет экономии затрат по заработной плате
Определение сменной производительности [15]:
<img width=«319» height=«68» src=«ref-1_779397643-1830.coolpic» v:shapes="_x0000_i1267"> (5.1)
где Т- продолжительность рабочей смены, мин
Т=480, мин;
ТОТД — время на отдых и личные надобности, ТОТД=14, мин;
ТП.З. — время на подготовительно-заключительную работу на смену, ТП.З=36, мин;
l0 — расстояние нулевого пробега, l0 =1, км;
t0 — время нулевого пробега в обоих направлениях,
t0 =9, мин;
к- коэффициент, учитывающий влияние расстояния на среднюю скорость движения, к= 1,3;
Т1 — время пробега 1 км в обоих направлениях, Т1=8,3, мин;
Т2 — время пребывания под погрузкой и разгрузкой, Т2=12, мин;
Q — нагрузка на рейс,
базовой машины QБАЗ=2, м3;
внедряемой машины QВН=3, м3.
Для базовой машины:
<img width=«392» height=«62» src=«ref-1_779399473-2569.coolpic» v:shapes="_x0000_i1268">
Для внедряемой машины:
<img width=«386» height=«62» src=«ref-1_779402042-2536.coolpic» v:shapes="_x0000_i1269">
Определение годовой производительности:
<img width=«179» height=«35» src=«ref-1_779404578-945.coolpic» v:shapes="_x0000_i1270">, (5.2)
где Др. — число дней работы в году, Др. = 250, дней;
ксм — коэффициент сменности, ксм = 1.
Для базовой машины:
<img width=«296» height=«35» src=«ref-1_779405523-1469.coolpic» v:shapes="_x0000_i1271">
Для внедряемой машины:
<img width=«269» height=«35» src=«ref-1_779406992-1402.coolpic» v:shapes="_x0000_i1272">
Расчет годовых расходов на оплату труда и отчислений на социальные нужды:
РОТ=ТСч. Др. ксм. кпр. кр.р. кдоп. котч. Тсм , (5.3)
где ТСч – тарифная часовая ставка, ТСч=3,5, руб.;
Тсм – продолжительность рабочей смены, Тсм=8, часов;
Кпр – коэффициент премий, кпр=1,3;
Кр.р – коэффициент районного регулирования, кр.р=1,7;
Кдоп – коэффициент дополнительной заработной платы, кдоп=1,2;
Котч – коэффициент отчислений на социальные нужды, котч=1,385;
<img width=«517» height=«31» src=«ref-1_779408394-2011.coolpic» v:shapes="_x0000_i1273">
Определение удельных расходов по заработной плате с отчислениями на социальные нужды:
<img width=«95» height=«62» src=«ref-1_779410405-770.coolpic» v:shapes="_x0000_i1274">, (5.4)
для базовой машины:
<img width=«261» height=«60» src=«ref-1_779411175-2088.coolpic» v:shapes="_x0000_i1275">
для внедряемой машины:
<img width=«267» height=«56» src=«ref-1_779413263-2086.coolpic» v:shapes="_x0000_i1276">
Определение экономии по расходам на оплату труда:
<img width=«203» height=«35» src=«ref-1_779415349-1055.coolpic» v:shapes="_x0000_i1277"> (5.5)
<img width=«292» height=«35» src=«ref-1_779416404-1788.coolpic» v:shapes="_x0000_i1278">
Определение годовой экономии по расходам на оплату труда:
<img width=«214» height=«41» src=«ref-1_779418192-1070.coolpic» v:shapes="_x0000_i1279">, (5.6)
<img width=«263» height=«33» src=«ref-1_779419262-1485.coolpic» v:shapes="_x0000_i1280">
Рассчитанные показатели сведены в таблицу 5.1.
продолжение
--PAGE_BREAK--
еще рефераты
Еще работы по производству
Реферат по производству
Атомна енергетика України і РПС
2 Сентября 2013
Реферат по производству
Организация работы столовой при промышленном предприятии на 150 мест
2 Сентября 2013
Реферат по производству
Автоматическое технологическое оборудование АТО Системы управления АТО
2 Сентября 2013
Реферат по производству
Синтез системы автоматического управления процессом электрической очистки газа
2 Сентября 2013