Модернизация трактора

 

По результатам расчетов строим тяговую характеристику (рис.3.2).

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рисунок 3.2- Тяговая характеристика лесотранспортной машины

                     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]:

                         (4.1)

где i_с.р.- передаточное число синхронизирующего редуктора;

       i_с.р^п.- передаточное число главной передачи ведущих мостов полуприцепа,   i_с.р^п=4,33 [3];

i_к.п.^тр.; i_к.п.^п.- передаточные числа конических передач, соответственно ведущих мостов трактора и полуприцепа, i_к.п.^тр.=i_к.п.^п.=4,75 [3];

к_п- коэффициент, обеспечивающий превышение на 4% общего передаточного числа к колёсам ведущих мостов полуприцепа над передаточным числом к колёсам ведущего моста трактора, к_п=1,04 [3].

Предварительно выбираем числа зубьев шестерён:

Z₃₁=23; Z₃₀=30; Z₂₉=27; Z₂₈=27 [3].

Тогда фактическое передаточное число синхронизирующего редуктора находим по формуле:

                                                       (4.2)

где Z₁₆- число зубьев шестерни дифференциала главной передачи трактора,  Z₁₆=59 [3].

.

 

4.3 Определение крутящего момента и частоты вращения валов синхронизирующего редуктора

 

Принимаем, что крутящий момент распределяется между передним мостом и полуприцепом в соответствии 50/50.

 

4.3.1 Определение крутящего момента на выходном валу синхронизирующего редуктора

 

,                (4.3)

где F_t- максимальное тяговое усилие,  F_t=7740,Н;

r- радиус колёс, r=0,580,м;

i_ц.;i_к.- передаточные числа цилиндрической и конической  передач синхронизирующего редуктора соответственно,

            i_ц.=0,424,i_к.=0,571;

η_ц;η_к- КПД цилиндрической и конической передач соответственно,

            η_ц=0,97,η_к=0,96.

4.3.2 Определение крутящего момента на промежуточном валу синхронизирующего редуктора

 

                (4.4)

 

При дальнейшем расчете считаем, что выходной вал редуктора является первым валом, а промежуточный вал является вторым валом, то есть Т_вых.=Т₁=106,5,Н^.м,  Т_п=Т₂=194,3,Н^.м.

Тогда передаточные числа цилиндрической и конической передач находим по формулам:

,                               (4.5)

,                               (4.6)

 

где U_ц.;U_к.- передаточные числа соответственно цилиндрической и конической передач.

.

     

4.3.3 Определение частоты вращения первого вала синхронизирующего редуктора

 

 

,                   (4.7)

где V- скорость трактора, V=1,78,м/с (см. табл. 3.1).

.

 

4.3.3 Определение частоты вращения второго вала синхронизирующего редуктора

 

                                  (4.8)

 

.

 

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:

                           (4.9)

 

где σ_{н lim b}- предел контактной выносливости поверхности зубьев, МПа

                     σ_{н lim b}=2^.НВ+70,                        (4.10)

                      σ_{н lim b}=2^.340+70=750;

      S_н- коэффициент безопасности, принимаем S_н=1,15 [11];

      K_HL- коэффициент долговечности, принимаем K_HL=1,1 [11].

                  

 

 

б.) допускаемое напряжение на изгиб зубьев

,                           (4.11)

 

где σ_{f lim b}- предел выносливости зубьев на изгиб, МПа

                     σ_{н lim b}=1,8^.НВ,                             (4.12)

                      σ_{н lim b}=1,8^.340=612;

      S_F- коэффициент безопасности, принимаем S_F=1,7 [11];

      K_FL- коэффициент долговечности, принимаем K_FL=1 [11];

      К_FC- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки, принимаем К_FC=0,75 [11].

 

в.) допускаемое максимальное контактное напряжение при перегрузке зубьев:

,                           (4.13)

 

где σ_т- предел текучести материала зубьев при растяжении, принимаем σ_т=700,МПа [18].

 

г.) допускаемое максимальное напряжение на изгиб зубьев при перегрузке:

,                           (4.14)

 

.

 

4.4.3 Определение внешнего делительного диаметра колеса

 

Расчет конической передачи ведём по методике изложенной в [11].

,               (4.15)

 

где к_нβ- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца, принимаем к_нβ=1,1 (из табл. 1.5 [11]);

к_ве- коэффициент ширины зубчатого венца по внешнему конусному расстоянию, принимаем  к_ве=0,285 [11].

.

Округляем до стандартного значения, d_е2 =105,мм.

 

4.4.4 Определение внешнего модуля зацепления

 

                           (4.16)

 

.

Округляем модуль до стандартного значения, m_е=3,5.

 

4.4.5 Определение внешнего конусного расстояния

 

                           (4.17)

 

где δ₂- угол делительного конуса колеса,

,                           (4.18)

 

.

 

4.4.6 Определение ширины венца колёс

 

                           (4.19)

 

Принимаем в=16,мм.

 

4.4.7 Определение среднего конусного расстояния

 

                           (4.20)

 

 

4.4.8 Определение среднего модуля зацепления

 

                    (4.21)

 

где δ₁- угол делительного конуса шестерни, 

                           (4.22)

 

.

 

4.4.9 Определение геометрических размеров зубчатого зацепления

 

а.) внешний делительный диаметр шестерни:

                           (4.23)

 

 

б.) средние делительные диаметры:

• шестерни

                           (4.24)

 

• колеса

                           (4.25)

 

 

в.) внешние диаметры вершин зубьев:

• шестерни

                (4.26)

 

• колеса

                 (4.27)

 

 

г.) внешние диаметры впадин зубьев:

• шестерни

                (4.28)

 

• колеса

               (4.29)

 

 

д.) угол головки зуба:

                           (4.30)

 

.

 

е.) угол ножки зуба:

                           (4.31)

 

.

 

ж.) углы конусов вершин зубьев:

• шестерни

                                  (4.32)

 

• колеса

                                  (4.33)

 

 

4.4.10 Определение окружной скорости колёс

 

,                                (4.34)

 

.

 

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):

                           (4.35)

 

 

б.) осевая сила на колесе (радиальная на шестерне):

                    (4.36)

 

где F_r1- радиальная сила на шестерне, Н;

       F_a2- осевая сила на колесе, Н;

       α_w-  угол зацепления, α_w=20⁰.

 

в.) осевая сила на шестерне (радиальная на колесе):

                      (4.37)

 

где F_r2- радиальная сила на колесе, Н;

       F_a1- осевая сила на шестерне, Н;

       α_w-  угол зацепления, α_w=20⁰.

 

4.4.12 Проверка зубьев по контактному напряжению

 

             (4.38)

 

где σ_н- расчетное контактное напряжение;

       [σ_н]- допускаемое контактное напряжение, см. п. 4.4.2;

   к_нv- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, принимаем

               к_нv=1.1 (табл. 1.10 [11]).

σ_н=652,2,МПа < 717,4,МПа - условие выполняется.

 

4.4.13 Проверка зубьев на изгибную прочность

 

                  (4.39)

где σ_f - напряжение на изгиб у основания зуба;

       [σ_f]- допускаемое напряжение на изгиб, см. п. 4.4.2;

  к_fv- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, принимаем к_fv=1.2 (табл. 1.10 [11]);

               к_{f β}- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине

                      венца, принимаем  к_{f β}=1,2 (таблица 1.5 [11]);

               y_f - коэффициент формы зуба, принимаем y_f =4 [11].

    Условие выполняется.

 

4.4.14 Проверка зубчатых колёс на перегрузку

 

а.) проверка зубьев по максимальному контактному напряжению:

,                    (4.40)

 

где к_пер.- коэффициент перегрузки, к_пер.=2;

      [σ_н^max]- допускаемое максимальное контактное напряжение при

                  перегрузке зубьев, [σ_н^max]=1960, МПа.

.

σ_н^max=922,МПа < [σ_н^max]=1960,МПа - условие выполняется.

 

б.) проверка зубьев по максимальному напряжению на изгиб:

                      (4.41)

 

где [σ_f^max]- допускаемое напряжение на изгиб зубьев при перегрузке,

                   [σ_f^max]=560,МПа.

.

σ_f^max=290,МПа < [σ_f^max]=560,МПа - условие выполняется.

 

4.5 Расчет цилиндрической передачи

 

Цилиндрическая передача состоит из шестерён Z₂₈ и Z₂₉ (смотрите рисунок 3.1).

Промежуточная шестерня Z₂₈ служит для соединения и изменения направления вращения шестерни дифференциала Z₁₆ и шестерни синхронизирующего редуктора Z₂₉. Промежуточная шестерня не влияет на изменение передаточного числа, поэтому её можно изготовить любого размера, принимаем, что числа зубьев шестерён Z₂₈ и Z₂₉ равны (Z₂₈=Z₂₉=27).

Модуль шестерён Z₂₈ и Z₂₉ должен быть таким же, как и у шестерни Z₁₆ дифференциала 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:

                           (4.42)

 

.