Модернизация трактора

б.) диаметр вершин зубьев:

                         (4.43)

 

 

в.) диаметр впадин зубьев:

                       (4.44)

 

 

4.5.3 Определение сил действующих в зацеплении цилиндрической передачи[11]

 

а.) окружная сила:

                             (4.45)

 

 

б.) радиальная сила:

                           (4.46)

 

где α- угол зацепления, α=20⁰.

 

4.5.4 Определение ширины венца зубчатых колёс

 

                        (4.47)

 

где в- ширина венца цилиндрической шестерни, принимаем в=35,мм;

       в₁- ширина венца промежуточной шестерни.

Принимаем в₁=38 мм.

 

4.5.5 Проверка зубьев по контактную напряжению

 

         (4.48)

 

где σ_н- расчетное контактное напряжение, МПа;

       [σ_н]- допускаемое контактное напряжение, МПа ([σ_н]=717,4 МПа

               см. п. 4.4.2);

   к_нv- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, принимаем

               к_нv=1.04 (табл. 1.10 [11]);

        к_нβ- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, принимаем к_нβ=1,07 [11].

σ_н и [σ_н] приблизительно равны (перегрузка Δ=0,5%) что допускается.

 

4.5.6 Проверка зубьев на изгибную прочность

 

 

                 (4.49)

 

где σ_f - расчетное напряжение на изгиб зубьев, МПа;

       [σ_f]- допускаемое напряжение на изгиб зубьев, [σ_f]=270 МПа см. п. 4.4.2;

  к_fv- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, принимаем к_fv=1.1 (табл. 1.10 [11]);

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

                      венца, принимаем  к_{f β}=1,15 (таблица 1.5 [11]);

               y_f - коэффициент учитывающий влияние формы зуба, принимаем y_f =3,9  [11].

.

 

4.5.7 Проверка зубчатых колёс на перегрузку

 

а.) проверка зубьев по максимальному контактному напряжению:

,                   (4.50)

 

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=1020,МПа < [σ_н^max]=1960,МПа - условие выполняется.

 

б.) проверка зубьев по максимальному напряжению на изгиб:

                    (4.51)

 

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

                   [σ_f^max]=560,МПа см.п. 4.4.2.

.

σ_f^max=301,МПа < [σ_f^max]=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:

               (4.52)

 

принимаем а=45 мм.

                           (4.53)

 

принимаем l₁=80 мм.

               (4.54)

 

 

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: σ_в=950 МПа, а предел текучести: σ_т=700 МПа [18].

 

Определение допускаемых напряжений:

а.) на изгиб:

                           (4.55)

 

где σ_-1- предел выносливости на изгиб,

                           (4.56)

 

     [n]- допускаемый коэффициент запаса прочности, принимаем [n]=2,5

            [12];

      к- коэффициент концентрации напряжений, принимаем к=1,6 [12].

 

б.) на кручение:

,                           (4.57)

 

.

 

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: F_t1=2766,2 Н, F_a1=499,5 Н, F_r1=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:

                             (4.58)   

  ,

 где l, l₁,l₂- соответствующие размеры вала (смотрите рисунок 4.5а)

            принимаем l=125 мм; l₁=45 мм; l₂=80 мм;

.

 

б.) реакция опоры В:

                                (4.59) 

,

.

 

4.7.3.2 Определение изгибающих моментов от сил, действующих в вертикальной плоскости

 

                           (4.60)

 

где М_в1- изгибающий момент в сечении 1 (см. рис. 4.5а).

.

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:

                  (4.61)

,

.

 

б.) реакция опоры В:

                  (4.62)

,

.

 

4.7.3.4 Определение изгибающих моментов от сил, действующих в горизонтальной плоскости

                           (4.63)

 

где М_г1- изгибающий момент в сечении 1, от сил действующих в горизонтальной плоскости (см. рисунок 4.5а)

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:

                           (4.64)

 

 

б.) реакция опоры В:

                           (4.65)

 

 

4.7.3.6 Определение суммарных изгибающих моментов

 

                           (4.66)

 

где М₁- суммарный изгибающий момент в сечении 1

Строим эпюру суммарных изгибающих моментов (смотрите рисунок 4.5д).

 

4.7.3.7 Определение эквивалентных моментов

 

                           (4.67)

 

где М_v1- эквивалентный момент в сечении 1, Н^.мм;

       Т₁- крутящий момент на валу, Т₁=106,5 Н^.м.

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).

                           (4.68)

 

где d- диаметр вала в опасном сечении, мм;

      [σ_-1u]- предел выносливости на изгиб зубьев,[σ_-1u]=106,9 МПа.

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.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рисунок 4.4- Вал-шестерня

 

 

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: F_t2=2766,2 Н, F_a2=874,2 Н, F_r2=499,5 Н, F_t3=5181,4 Н, F_r3=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:

            (4.69)

             

 

 где l, l₁,l₂,l₃- соответствующие размеры вала (смотрите рисунок 4.7а)

            принимаем l=205 мм; l₁=45 мм; l₂=110 мм; l₃=50 мм.

.

 

б.) реакция опоры В:

                (4.70)

,

.

 

4.7.4.2 Определение изгибающих моментов от сил, действующих в вертикальной плоскости

 

                          (4.71)

                          (4.72)

где М_в1,М_в2- изгибающие моменты в сечениях 1 и 2 соответственно (смотрите рисунок 4.7а).

.

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:

      (4.73)

,

.

 

б.) реакция опоры В:

     (4.74)

,

.

 

4.7.4.4 Определение изгибающих моментов от сил, действующих в горизонтальной плоскости

                            (4.75)

                                (4.76)

где М_г1,М_г2- изгибающие моменты в сечениях 1 и 2 соответственно, от сил действующих в горизонтальной плоскости (смотрите рисунок 4.7а)

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:

                                  (4.76)

 

б.) реакция опоры В:

                                 (4.77)

 

4.7.4.6 Определение суммарных изгибающих моментов

 

                                   (4.78)

                                   (4.79)

где М₁,М₂- суммарные изгибающие моменты соответственно в сечениях 1 и 2, Н^.мм

Строим эпюру суммарных изгибающих моментов (смотрите рисунок 4.7д).

 

4.7.4.7 Определение эквивалентных моментов

 

                              (4.80)

                              (4.81)

где М_v1, М_v2- эквивалентные моменты в сечениях 1 и 2 соответственно, Н^.мм;

       Т₂- крутящий момент на валу, Т₂=194,3 Н^.м.

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).

                                    (4.82)

                                    (4.83)

где d₁,d₂- диаметры вала в опасных сечениях 1 и 2, мм;

      [σ_-1u]- предел выносливости на изгиб зубьев,

                [σ_1u]=106,9 МПа.

Принимаем d₁=d₂=38 мм, с учетом применения шлицевого соединения. Чертёж вала представлен на рисунке 4.6.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рисунок 4.6- Вал

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

     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