- •Гусеничных машин
- •Брянск 2000
- •Тракторы и автомобили Теория и конструкция лесных колесных и
- •Общее передаточное число привода
- •Радиальное усилие, н
- •Окружное усилие на ведомой шестерне цилиндрической пары, н
- •3. Фрикционный механизм поворота трактора
- •По сцеплению движителя с опорной поверхностью, н·м
-
По сцеплению движителя с опорной поверхностью, н·м
Мр = ,
где Gтр – вес трактора, Н;
Q1 – вес пачки деревьев, приходящийся на трактор, Н;
φ – расчетный коэффициент сцепления гусеницы с опорной
поверхностью (принимается φ = 0,9…1,0);
rк – радиус ведущего колеса трактора, м;
Uδп – передаточное число бортовой передачи;
β2 – коэффициент запаса фрикциона, β2 = 2,5…4.
За расчетный момент принимается меньший и по нему определяют внешний радиус диска фрикциона.
Сила сжатия дисков определяется по формуле, Н
Q = ,
где n – число поверхностей трения;
Rср – средний радиус дисков, м.
Rср = ;
Rн, Rвн – наружный и внутренний радиусы диска, м
Удельное давление на поверхность трения
g0 = ,
где b – ширина поверхности трения, м
b = Rн- Rвн;
26
[gдоп] – допускаемое удельное давление,
[gдоп] = 0,4 МПа.
Износостойкость бортового фрикциона определяется работой буксования в процессе его включения и разгона трактора.
Работа буксования, Дж
Iб = ,
где ωд – угловая скорость ведущего вала, рад/с.
ωд = ;
nд – обороты двигателя, об/мин;
ωа – угловая скорость ведомого вала после разгона трактора
до момента слипания дисков. рад/с.
ωа = ;
Vа – скорость движения трактора на первой передаче при
Ммакс ;
β – коэффициент запаса сцепления, β = 2,5;
Jд – момент инерции вращающихся масс двигателя. КП
и заднего моста, кг·м2.
Jд = 1,3 * Jм;
Jм – момент инерции маховика, Jм = 0,8 кг·м2;
Jа – момент инерции трактора с грузом, кг·м2.
Jа = δ;
δ – коэффициент, учитывающий влияние вращающихся масс,
27
δ = 2,5…3
Критерием срока службы бортового фрикциона является удельная работа буксования, дж/м2
L = ,
где F – площадь поверхности трения, м
F = π ( R2н – R2вн)
Для надежно работающих фрикционов L = 500…6000 кДж/м2.
4.2. Расчет пружин и механизма управления бортового фрикциона. Числом пружин ZПР и их наружным диаметром DПР – задаются, ориентируясь на модель прототипа. Обычно ZПР = 8…16, DПР = 25…30 мм. При числе пружин более 8 их устанавливают по две на один палец.
Необходимое усилие на одну пару нажимных пружин
Рпр = ,
где 0,85 – коэффициент, учитывающий неравномерность
действия нескольких пружин.
Рабочее усилие одной пружины не должно превышать 500 Н. Методика расчета пружин такая же, как и для муфты сцепления.
Передаточное число привода механизма управления фрикционом должно быть таким, чтобы усилие на рычаге управления
Рру = 30 Н
U = .
Расчет механизма управления проводится по той же методике, что и для муфт сцепления. Минимальные зазоры между дисками в выключенном положении должны составлять 0,2 мм для дисков без накладок и 0,4…0,5 мм для дисков с накладками. Полный ход рычага
28
управления SРУ не должен превышать 250 мм.
5. КОЛЕСНЫЙ ПЛАНЕТАРНЫЙ РЕДУКТОР
В конструктивно-аналитической части проекта кратко изложить: классификацию планетарных колесных передач; конструктивные особенности различных типов конечных передач колесных машин; устройство разнесенной двойной главной передачи; преимущества и недостатки.
5.1. Определение параметров колесного планетарного редуктора. При выборе числа сателлитов следует иметь ввиду, что с увеличением их числа в планетарном ряде поток мощности делится на число ветвей, равное числу сателлитов, благодаря чему уменьшается нагрузка на зубья шестерен каждой ветви. Повышение количества сателлитов ограничивается прочностью и в особенности жесткостью водила.
Передаточное число для колесного редуктора принимается
Uкр = 1,5…4.
Числом зубьев солнечной шестерни как правило задаются
Zс = 8…20.
Число зубьев коронной шестерни и сателлита определяется по методике расчета планетарных передач.
Принятая кинематическая схема планетарной передачи должна удовлетворять условию соосности, условию сборки и условию соседства.
По условию соосности число зубьев сателлитов
Zсо = .
По условию сборки в планетарных рядах сумма чисел зубьев солнечной и коронной шестерен должна быть кратна числу сателлитов. Для облегчения сборки делается кратным числу сателлитов не только сумма, но и число зубьев солнечной и коронной шестерен. Согласно этим условиям
29
γ = ,
где γ – целое число;
nсат – число сателлитов, nсат = 3.
γ1 = ; γ2 = .
По условию соседства все сателлиты должны размещаться, не задевая друг друга
Zкор * sin › 2
Модуль шестерен, м.
m = ,
где [бк] – допускаемое контактное напряжение, [бк] = 300…320 МПа.
Для солнечной шестерни и сателлитов принимается легированная сталь 18ХГТ с твердостью на поверхности зубьев после цементации и закалки HRC = 58…63.
Кр – коэффициент. Для принятого материала и термической
обработки Кр = 0,7;
Мс – момент на солнечной шестерне при максимальной касательной силе на ведущих колесах, Н·м.
Мс = ;
Ркmax – максимальная касательная сила, Н;
rк – радиус ведущего колеса, м;
Кд – коэффициент динамической нагрузки, Кд = 1,3;
Е – приведенный модуль упругости, Е = 2,15*1010 Н/м2:
30
βн –коэффициент неравномерности нагрузки, βн = 1,5;
b – ширина шестерен (b = 0,015…0,02 м).
nв – число ведущих колес.
Межосевое расстояние или радиус водила, м
А = .
Геометрические размеры шестерен планетарного колесного редуктора определяются по методике, изложенной в [2].
5.2. Расчет шестерен планетарного редуктора на прочность. Окружное усилие на радиусе солнечной и коронной шестерен, Н
РС = РКОР = .
Окружное усилие на сателлите, Н
Рсат = .
Крутящий момент на оси коронной шестерни, Н·м
Мкор = Ркор * Rкор = Рс.
Крутящий момент на оси водила (по осям сателлитов), Н
Рв = 2Рс = 2Ркор
Радиальное усилие в зацеплении, Н
31
R = Pc * tgα = Pкор * tgα,
где α – угол давления, α = 20˚.
Главный недостаток солнечных шестерен – усталостное выкрашивание поверхностного слоя зубьев. Зубья коронных шестерен нагружены меньше и практически не изнашиваются. Контактные напряжения в зубьях солнечных шестерен и сателлитов одинаковы, так как действует одна и та же нагрузка. Однако, допускаемые напряжения для солнечных шестерен, имеющих большое число циклов нагружения, будут меньшими.
[бк] = ,
где [бк] – допускаемые контактные напряжени, [бк] = 1325 МПа.
Напряжение изгиба зубьев солнечных шестерен
би = ,
где Хп – коэффициент приспособляемости двигателя, Хп = 1,15;
f0 – коэффициент высоты зуба, f0 = 1;
ξ – коэффициент формы зуба, ξ = 0,141;
[би] – допускаемое напряжение на изгиб, [бк] = 320 МПа.
Такое же напряжение будет и в зубьях сателлитов.
Подшипники подбираются по методике, изложенной в [2].
6. ПОДВЕСКА АВТОМОБИЛЯ
В конструктивно-эксплуатационной части представить в кратком изложении: классификацию автомобильных подвесок, конструктивные особенности подвески рассматриваемого автомобиля, обоснование принимаемого типа подвески.
6.1. Выбор параметров подвески
Статическая расчетная нагрузка Рс на рессору, Н
32
Рс = ,
где Z0 = Z1ст - усилие для передней подвески, Н;
Z0 = Z2ст - усилие для задней подвески машин 4 х 2 и
3 х 4, Н;
Z0 = Z2ст + Z3ст - усилие для задней подвески машин 6 х 4
и 6 х 6, Н;
К1 и К2 – коэффициент неподрессоренных масс передней
и задней подвесок соответственно (табл. 6.1),
К1 = , К1 = ;
GА – вес автомобиля без груза, Н;
m1, m2 – вес неподрессоренных деталей передней и задней
подвесок, Н.
Длина рессоры 1, количество листов n, ширина листов b, толщина листов h и другие выбираются на основании существующих аналогов и табл. 6.1. При выборе поперечного сечения листов необходимо соблюдать соотношение
6 ‹ ‹ 10.
Загрузка автомобиля увеличивает его собственную массу в 1,5…2 раза. При этом нагрузка на задние колеса может возрасти в 2…4 раза, что приводит к изменению собственной частоты колебаний подвесок и ухудшению плавности хода. Для обеспечения большей эластичности подвесок и улучшения плавности хода на грузовых автомобилях применяются двойные полуэллиптические рессоры.
Параметры подвесок грузовых автомобилей, которые можно принимать для расчета, приведены в таблице 6.1.
6.2. Расчет двойной полуэллиптической рессоры. Жесткость основной рессоры, Н/м
36
GA = ,
где Е – модуль упругости первого рода (2.2 * 105 МПа);
J0 - суммарный момент инерции всех листов в среднем
сечении рессоры, м4;
J0 = (n1h13 + n2h23 + …nmhm3)
δр – коэффициент деформации (в зависимости от конструкции
рессоры δр = 1,25…1,45);
I – полная длина рессоры, м;
n1 – число листов рессоры толщиной h1;
n2 – число листов рессоры толщиной h2 и т.д.;
b – ширина листов, м.
Нагрузка РСД, при которой включается дополнительная рессора, выбирается по таблице 6.1.
Расчетная нагрузка на основную рессору, Н
Рсо = Рс - Рсд
Статический прогиб f0 основной рессоры, м
f0 =
Жесткость дополнительной рессоры С2 определяется аналогично.
Статический прогиб дополнительной рессоры
f2 =
Величина зазора f1 между коренным листом и опорами дополнительной рессоры, м
37
f1 = f0 – f2
При уточненном расчете напряжение определяется в каждом отдельном месте с учетом расчетной нагрузки, силы сопротивления качению, тормозного усилия, реакции сопротивления боковому скольжению и монтажных напряжений, возникающих в процессе сборки. В курсовом проектировании можно ограничиться определением напряжений изгиба только в коренном листе по расчетной нагрузке, полагая, что все остальные факторы оказывают влияние на увеличение напряжения меньше, чем динамическая нагрузка, учитываемая коэффициентом динамичности.
Напряжение в коренном листе рессоры, Па
б = δр,
где Iэ – эффективная длина рессоры, м
Iэ = I – I0;
I0 – расстояние между стремянками, м;
hк – толщина коренного листа, м.
Для изготовления рессор применяются рессорно-пружинные стали 55С2, 60С2ХА, 50ХГ, 65Г, 45ХНМФА..
При статическом прогибе допускается напряжение
400…500 МПа.
Энергоемкость подвески оценивается коэффициентом динамичности
Кд = ,
где Рm – максимальная сила упругости, создаваемая рессорой,
которая определяется по принятому прогибу fn
(табл. 6.1).
Напряжение в коренном листе от динамической нагрузки, Па
38
б = δр
При динамическом прогибе допускаются напряжения
900…1000 МПа.
Все выбранные и рассчитанные параметры не должны отличаться от рекомендованных в табл. 6.1.
Рессорный палец проверяется на смятие при статической нагрузке на рессору. Допускаемое напряжение на смятие
бсм = 0,3*10б…0,9*10б Н/м.
7. КОНЕЧНАЯ ПЕРЕДАЧА ТРАКТОРА
В конструктивно-аналитической части проекта представить в кратком изложении: классификацию конечных передач; конструктивные особенности конечных передач; аргументированное обоснование целесообразности применения в трансмиссии выбранного типа конечной передачи.
7.1. Определение параметров передачи и расчет шестерен. Тип конечной передаче принимается по прототипу, передаточное число Uбп – из тягового расчета. Межосевое расстояние между валами, (рис. 5), числа зубьев шестерен и модуль зацепления определяются при конструктивной проработке передачи из условия получения заданного дорожного просвета.
Расчетный момент, как и при расчете механизма поворота, определяется для двух случаев:
по максимальному моменту двигателя на низшей передаче
Мр = 0,5 * Мемакс * Uтр * ηтр ,
где Uтр – передаточное число трансмиссии на первой передаче до
конечной передачи;
ηтр – к.п.д. трансмиссии, ηтр = 0,8…0,82;
по сцеплению движителя с опорной поверхностью.
Мр = ,
39
где Uбп – передаточное число конечной передачи;
ηбп – к.п.д. конечной передачи, ηбп = 0,85…0,90;
φ – коэффициент сцепления;
rк – радиус ведущего колеса трактора.
За расчетный момент принимается меньший из полученных.
Ширина ведущей шестерни (длина зуба) определяется из условия прочности зуба на изгиб
В =
где Y – коэффициент формы зуба, зависящий от числа зубьев,
высоты зуба и угла зацепления;
[би] – допускаемое напряжение на изгиб, [би] = 250 МПа.
Полученная величина В округляется до целого значения в большую сторону.
Геометрические размеры шестерен определяются по методике, изложенной в [2].
Зубья шестерен проверяются на удельную нагруженность, Н/м
q = ,
где [qдоп] – допустимая удельная нагрузка на единицу длины зуба,
[qдоп] = 600 кН/м;
Рр – расчетное усилие, Н
Рр =
и на максимальные контактные напряжения
τк = 0,418* ≤ [τк] ,
где Е – модуль упругости первого рода. Е = 200…220 МПа;
[τк] – допускаемое контактное напряжение, [τк] =1200 МПа;
40
ρ1 и ρ2 – радиусы кривизны поверхности зубьев ведущей и
ведомой шестерен, м
ρ1 = rно1 * sinα; ρ2 = rно2 * sinα ;
α – угол давления. Для некорригированных шестерен α = 20˚.
В полюсах зацепления шестерен конечной передачи действуют окружная сила Рр и радиальная Rр.
В общем случае движения на ведущие колеса трактора действуют:
-
касательная сила тяги Рк;
-
реакция со стороны почвы на ведущее колесо Gв. Условно принимают, что Gв = 0,2(G + Q1);
-
при повороте трактора или при движении на косогоре ведущее колесо воспринимает боковые реакции почвы
F = μ(G + Q1)/4 (коэффициент сопротивления повороту μ принимается равным 1).
Силу предварительного натяжения гусеницы обычно не учитывают.
Нанеся действующие силы и моменты на конкретную схему, определяют реакции опор валов и проводят их расчет обычными методами.
Валы конечной передачи рассчитываются на изгиб и кручение. Вал должен быть достаточно прочным, обладать высокой жесткостью, поэтому запас прочности по пределу упругости принимается 5…10.
Напряжение изгиба
би = ,
где d1 – диаметр у основания шлица, м;
d2 – внутренний диаметр вала (если вал полый).
Напряжение кручения, МПа
τкр = + [τкр],
41
где [τкр] – допускаемое напряжение на кручение, [τкр] = 10 МПа;
Мр – расчетный крутящий момент на валу.
Суммарное напряжение в сечении
бс = [бс] ,
где [бс] – допускаемое суммарное напряжение, [бс] = 6…7 МПа.
Подшипники подбираются по коэффициенту работоспособности, исходя из среднего нагрузочного режима. Методику подбора подшипников смотри [2].
На ведущем валу устанавливают роликоподшипники радиальные с короткими цилиндрическими роликами тяжелой серии.
Для ведомого вала подшипники выбираются радиальные, шариковые и роликовые тяжелой серии с короткими роликами для наиболее нагруженной опоры.
8. КОЛЕСНЫЙ ТОРМОЗ АВТОМОБИЛЯ
В конструкторско-аналитической части проекта кратко излагаются: требования к колесным тормозным механизмам, их классификация, условия работы, конструкции барабанно-колодочных тормозных механизмов, силы, действующие на колодки, сравнительная характеристика различных схем барабанно-колодочных тормозных механизмов, тенденции развития конструкций тормозных систем.
8.1. Определение параметров тормоза. Торможение машины производится с целью снижения скорости движения, быстрой остановки и удержания ее на уклоне.
Тормозной момент, требуемый для остановки автомобиля на горизонтальном пути без учета сопротивления перекатыванию, определяется по формуле
Мт = ,
где j – замедление при торможении. Рекомендуется принимать
j = (4…2,5) м/с2;
rк – радиус ведущего колеса, м;
42
Uб – передаточное число от тормоза к ведущему колесу,
Uб = 1;
n – число одновременно работающих тормозов;
G – полный вес автопоезда, Н;
Тормозной момент, необходимый для удержания автомобиля на уклоне
Мт = * (sinα + f * cosα) ,
где α – угол уклона;
f – коэффициент сопротивления качению.
Для дальнейшего расчета принимается максимальный тормозной момент. Тормозной момент перераспределяется по осям автомобиля, величины которых должны обеспечить доведение до юза колес на сухой дороге с асфальтобетонным покрытием при полной нагрузке автопоезда.
По рекомендациям [1, 3]
,
где Мт1 и Мт2 – тормозные моменты колес передней и задней осей
автомобиля.
А – коэффициент, А = 0,5…1,0.
Тип колесного тормоза и его размеры (rб, а, с, е) выбираются самостоятельно или принимаются по прототипу.
Для обеспечения эффективной вентиляции барабана необходимо, чтобы зазор между барабаном и диском составлял 20…30 мм.
8.2 Расчет тормоза. Требуемые значения разжимающих сил
Р1 = и Р2 = ,
где μт – коэффициент трения между колодками и барабаном,
43
μт = 0,3…0,35;
rб – радиус барабана.
Ширина фрикционной накладки колодки определяется исходя из допускаемого давления
[Р] = N/(rб * в * β) 2 МПа,
где N – равнодействующая нормальных реакций тормозного
барабана, приложенная в середине дуги накладки;
в – ширина тормозной накладки;
N = ;
β – угол обхвата колодки, рад. Угол обхвата в градусах составляет 90˚…120˚.
Срок службы накладок зависит не только от давления Р, но и от их энергонапряженности, которая оценивается работой трения на единицу поверхности накладок – удельной работой трения LУД.
LУД = (4…10) * 104 Дж/м2,
где Vа – скорость автопоезда в начале торможения, км/час;
∑Fобщ – суммарная площадь всех фрикционных накладок, м2.
Коэффициент эффективности тормоза
Кэ = Мт/[(P1 + P2) * rб] ,
где Мт – суммарный тормозной момент на колесе отдействия двух колодок, Н*м;
Р1 и Р2 – силы , действующие со стороны разжимного устройства на колодки, Н;
rб – радиус тормозного барабана, м.
Температура нагрева тормозного барабана
tб = ,
44
где Gб – вес барабана;
с – удельная теплоемкость барабана. Для чугуна
с = 482 Дж/(кг * К), для алюминия с = 880 Дж/(кг * К).
Повышение температуры барабана за одно полное торможение с начальной скорости Vа = 30 км/ч не должно быть больше 15˚.
8.3. Расчет тормозного барабана. При расчете барабан рассматривается как состоящий условно из двух частей: собственно барабана и диска, соединенных шлицами.
Предварительно задаются соотношениями (рис. 6)
I = (0,3…0,4) В, S1 = 0.75 * S
Расчет ведется для наиболее нагруженного тормозного барабана. Таким является барабан переднего колеса, у которого среднее удельное давление максимальное. Барабан представляется как тонкостенный цилиндр бесконечной длины. Расчет ведется по формуле тонкостенных сосудов
Рср D = 2 * бр * S,
где Рср – среднее давление на внутренней поверхности барабана,
Рср = ‹ [Р],
где [Р] – допускаемое удельное давление; [Р] = 0,6 МПа.
Для нормальной работы барабана должно выдерживаться неравенство
бр = ‹ 200 * 104 Н/м2,
где бр – напряжение сопротивления разрыву в диаметральном
сечении;
В – ширина барабана, м;
β0 – угол обхвата накладок, рад.;
S – расчетная толщина стенки барабана, м;
D – диаметр барабана, м.
46
9. БОРТОВАЯ ПЕРЕДАЧА АВТОМОБИЛЯ
В конструктивно-аналитической части проекта представить в кратком изложении: классификацию бортовых передач колесных машин, аргументированное обоснование целесообразности применения ее в трансмиссии автомобиля.
9.1. Определение параметров передачи и расчет шестерен. Тип бортовой передачи принимается по прототипу, передаточное число Uбп – из тягового расчета. Межосевое расстояние между валами , числа зубьев колес и модуль зацепления определяются при конструктивной проработке передачи.
Минимальная ширина шестерен (длина зуба) из условия прочности зуба на изгиб
в = ,
где Мр – расчетный момент на ведомой шестерне при
максимальной касательной силе на ведущем колесе, Н·м
Мр = ,
где Ркмакс – максимальная касательная сила тяги автомобиля, Н;
rк – радиус ведущего колеса, м;
nв – число ведущих колес автомобиля;
у – коэффициент формы зуба, зависящий от числа зубьев,
высоты зуба и угла зацепления;
z1 – число зубьев ведущей шестерни;
[би] – допускаемое напряжение на изгиб, [би] = 250 МПа.
Полученная величина "в" округляется до целого числа в большую сторону.
Геометрические размеры шестерен определяются по методике, изложенной в [2].
Зубья шестерен проверяются на удельную нагруженность и на максимальные контактные напряжения.
47
9.2. Расчет валов и подбор подшипников. Реакции опор валов определяются по общепринятой методике. Валы бортового редуктора рассчитываются на изгиб, кручение и суммарное напряжение. Валы должны иметь высокую жесткость, поэтому запас прочности по пределу упругости принимается равным 5…10.
Шлицы рассчитываются на срез и смятие.
Подшипники подбираются по нагрузке наиболее нагруженных опор.
Методику подбора подшипников смотри [2].
48
Приложения
Приложение 1. Краткая техническая характеристика
трелевочных тракторов
Основные параметры |
Марка трактора |
|||
ТДТ-55А |
ТТ-4 |
ЛТ-157 |
К-703 |
|
Завод-изготовитель
Двигатель
Колесная формула
Масса эксплуатационная, кг
Допускаемая нагрузка на щит, кН
Ширина колеи, м
База, м
Удельное давление на грунт, МПа
Тяговое усилие лебедки, кН
Максимальное тяговое усилие, кН |
Гусеничный |
Колесный |
||
Онежский тракторный
СМД-14ВН
-
9000
40
1,69
2,32
0,043
77,5
58 |
Алтайский тракторный
А-01Л
-
13000
60
2
2,72
0,045
120
88 |
Харьковский тракторный
СМД-60
4 х 4
9400
25
1,91
2,86
0,12
72,5
40 |
Кировский С-Петербург
ЯМЗ-240В
4 х 4
15000
-
2,115
3,2
0,19
120
65 |
49
Продолжение прилож. 1
Основные параметры |
Марка трактора |
|||
ТДТ-55А |
ТТ-4 |
ЛТ-157 |
К-173 |
|
Передаточные числа коробки передач:
Вперед
I перед. (IX перед.) II (X ) III (XI ) IV (XII ) V (XIII ) VI (XIV ) VII (XV ) VIII (XVI )
Назад
I передача II III IV
Передаточные числа заднего моста: главная передача планетарный механизм бортовая передача
Число зубьев ведущего колеса
Шаг гусеничной цепи, мм
Радиус ведущего колеса, м
Радиус шины, мм
Максимальная скорость движения, км/ч |
2,69 1,95 1,36 0,905 0,595
2,29 - - -
4 - 5,42
11
134
0,238
-
12,8 |
3,75 3,22 2,68 1,96 1,67 1,43 1,19 0,86
2,5 2,14 1,78 1,3
3,64 1,41 3,62
11
150
0,263
-
9,75 |
2,9 2,44 2,16 1,85 1,35 1,14 1,00 0,86
3,64 3,08 2,7 2,32
4,59 - 4,6
-
-
0,75
610-660
35,4 |
9,74 (3,07) 8,03 (2,53) 6,65 (2,09) 5,53 (1,74) 5,02 (1,58) 4,13 (1,30) 3,43 (1,08) 2,85 (0,90)
2,92 - 6
-
-
0,8
700-665
33,75 |