11.3. Особливості розрахунку фрикційних муфт повороту

Розрахунковий момент повороту по двигуну в Н м визначається за залежністю

(11.19)

де М_дн – номінальний момент двигуна, Н∙м;

і_кІ і і_гол – передаточні числа коробки передач на першій передачі і головної передачі;

– механічний ККД трансмісії до муфти повороту.

Величина розрахункового моменту по зчепленню гусениць з ґрунтом в Н м дорівнює

(11.20)

де φ = 1,2 – коефіцієнт зчеплення;

G – експлуатаційна вага трактора, Н;

r_к – робочий радіус ведучого колеса, м;

і_кn – передаточне число кінцевої передачі.

Розрахунок муфт повороту здійснюють по меншому моменту.

Коефіцієнт запасу муфти повороту становить β = 1,2…2,5.

Хід виключення муфти повороту в мм дорівнює

λ_s = ∆S·z, (11.21)

де ∆S – зазор між дисками у виключеному стані. Без накладок ∆S = 0,2…0,25 мм, з накладками ∆S = 0,4…0,5 мм.

Робота виключення муфти повороту в Н м визначається за рівнянням

L_м.п = 0,1Q_вик·λ_s·η_пр, (11.22)

де Q_вик = 1,2 Q – сила стискування дисків у виключеному стані, Н;

η_пр = 0,6…0,8 – механічний ККД важільного механізму виключення.

Зусилля на важелі Р_вк≤60 Н, робочий хід S_р=350 мм, холостий хід S_х =100 мм. При L_м.п > 2000 Н см необхідно застосовувати сервопривід.

11.4. Основи розрахунку коробок передач

Розрахунковий момент по двигуну в Н м становить

(11.23)

а по зчепленню з ґрунтом при φ = 1,2 для гусеничних тракторів дорівнює

(11.24)

для колісних тракторів при φ = 0,7 визначається за залежністю

, (11.25)

де K_п – коефіцієнт можливого перевантаження двигуна. Числове значення К_п знаходиться в межах 1,05…1,15 для Вітчизняних автомобільних двигунів, 1,10…1,25 – тракторних дизелів, 1,10...1,45 – зарубіжних тракторних дизелів;

– передаточне число трансмісії від ведучих коліс до розрахун-

кової деталі;

Z_ш – число шин ведучих коліс;

Q_ш – вантажопід’ємність машини, Н.

Розрахунок здійснюється по меншому моменту.

Напруга згину у зубцях циліндричних шестерень в Н/см² визначається за залежністю

, (11.26)

де – кругове зусилля, Н;

Д_о = m · z – діаметр початкової окружності шестерні, см;

m – модуль зубців шестерні, см;

z – число зубців. Для косозубих шестерень приведене число зубців ;

β – кут нахилу зубців;

t_н – нормальний крок шестерні, см;

φ – коефіцієнт форми згину, який залежить від числа зубців,

висоти зубця і кута зачеплення;

в – довжина зубця, см.

Допустима напруга згину для робочих передач [σ_u] = 25 кН/см², для не постійно працюючих – [σ_u] = 40 кН/см².

Розрахунковий модуль шестерні в см визначається за рівнянням

(11.27)

де ψ – коефіцієнт довжини зубця.

Питоме навантаження на зуб дорівнює .

Контактна напруга на поверхні зубців дорівнює

(11.28)

де Е = 2·10³…2,2·10³– модуль пружності першого роду, кН/см²;

α₁ = 14,5⁰…22,5⁰ – кут зачеплення.

і – радіуси кривизни поверхні зубців ведучої та веденої шестерень, см.

Для косозубих шестерень числові значення радіусів кривизни визначаються за залежностями

; (11.29)

. (11.30)

Необхідний модуль (при умові відсутності викришування зубців) в см розраховується за рівнянням

(11.31)

де і – передаточне число пари шестерень. При зовнішньому зачепленні приймають значення (і + 1), при внутрішньому – (і – 1);

z₂ – число зубців веденої шестерні.

Для конічних шестерень з прямими зубами напруга згину у зубцях становить

(11.32)

де Р – кругова сила, яка прикладена до середнього радіусу шестерні r_ср, Н;

t_ср = π m_ср– крок шестерні по середньому перерізу зубця, см;

у₁ – коефіцієнт форми зубця, який приймається в залежності від приведеного числа зубців ведучої шестерні

δ – половина кута при вершині конуса.

Середній модуль в см визначається за залежністю

(11.33)

де m – торцовий модуль, см.

Контактна напруга на поверхні зубців в Н/см² становить

(11.34)

Довжина зубця визначається за залежністю

в ≥ 0,25 L, (11.35)

де L – довжина початкового конуса, см.

Для конічних шестерень зі спіральним зубом напруга згину у зубцях в Н/см² становить

(11.36)

де Р׳ – кругова сила, яка діє по нормалі до поверхні зубця, Н;

– довжина зубця шестерні, см;

β – кут між дотичною до спіралі в середньому перерізі зубця і віссю шестерні;

у₂ – коефіцієнт форми зубця, який приймається по приведеному числу зубців .

Контактна напруга в Н/см² розраховується за рівнянням

(11.37)

де α – кут профілю інструменту;

α₁ – кут зачеплення;

r_{1 екв}, r_{2 екв} – еквівалентні радіуси ведучої та веденої шестерень.

Числові значення еквівалентних радіусів шестерень в см визначаються за залежністю

. (11.38)

Результуючий момент при розрахунках валів становить

(11.39)

де М_кр і М_зг – крутний і згинальний моменти, які визначаються по передачах і геометричним розмірам, Н·м.

Напруга згину дорівнює

(11.40)

де d – діаметр валу, см. Для шліцьового валу ;

d₁ i d₂ – найбільший і найменший діаметри шліців, см.

Напруга стиску шліців в Н/см² визначається за залежністю

(11.41)

де Р – кругова сила, сила яка діє на шліци, Н;

0,8 – коефіцієнт нерівномірності роботи шліців;

h – висота шліців, см;

l ≥ 1,2 d – довжина маточини у рухомих з׳єднаннях.

Для рухомих з׳єднань [σ_см] = 3000 Н/см², для нерухомих [σ_см] = 5000…10000 Н/см².

Коефіцієнт працездатності підшипників кочення розраховується так

, (11.42)

де Q_екв = R + m(A ±S) – еквівалентне навантаження, Н;

R – радіальне навантаження, Н;

m=1,5 – коефіцієнт приведеного вісьового навантаження для раді- альних підшипників;

А – вісьове навантаження на підшипник, Н;

S – результуюча вісьових сил у радіально-упорного підшипника, Н;

n – число обертів деталі, хв^-1;

t׳ – час роботи підшипника до появи піттинга, г;

К_д=1,3…1,5 – динамічний коефіцієнт, який враховує характер навантаження коробок передач;

К_к – коефіцієнт, що враховує вплив обертання зовнішнього або внутрішнього кільця. При обертанні внутрішнього кільця К_к=1, а зовнішнього – К_к=1,35.

Приведене навантаження при змінних режимах роботи в Н становить

(11.43)

де – відношення числа обертів n_і на даній передачі до умовного числа n обертів, що приймалися при розрахунках;

γ_і – частина часу роботи підшипника на даній передачі від зага- льного часу роботи. Числові значення γ_і приймаються із табл. 11.2;

Q_і – еквівалентне навантаження на підшипник при роботі на даній (і-й) передачі, Н.

Розрахунковий час роботи (довговічність) підшипника до появи піттинга в годинах визначається за залежністю

(11.44)

Числове значення для тракторних трансмісій повинно бути не меншим

Таблиця 11.2

Частина часу роботи машини на кожній передачі γ_і у %

від загального часу роботи

Тип машини	передача
	І	ІІ	ІІІ	ІV	V
Гусеничні трактори	25 20 15	65 40 30	10 30 30	- 10 15	- - 10
Колісні трактори	15 10 10	70 30 30	15 45 30	- 15 20	- - 10
Автомобілі	2 2 2	5 3 3	93 5 5	- 90 50	- - 40

t׳=6000 г; для автомобільних (виходячи із максимального пробігу до капітального ремонту (при 160 000 км і середній експлуатаційній швидкості 50 км/г)) – t׳ = 3500…4000 г.

Питомий тиск на підшипники ковзання становить

(11.45)

де Q – навантаження на підшипник, Н;

l – довжина втулки, см;

d – діаметр валу, см.

Відношення l/d = 1,3…1,7, товщина втулок – 0,4…0,6 мм.