Добавил:
ivanov666
Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз:
Предмет:
Файл:Расчёт систем и механизмов автотракторной техники шасси и оборудование. В 2 частях. Ч.2. Лабораторный практикум
.pdf
1.5. Основные параметры сцеплений (ГОСТ 12238–76)
β
Размеры фрикционных накладок, мм
Наружный диаметр
фрикционных дисков
Внутренний
диаметр
фрикционных
дисков
Толщина
фрикционных
дисков
Момент
двигателя,
Н·м,
не более
Частота
вращения,
об./мин,
не более
180 100; 120; 125 2,5; 3,0; 3,5;
4,0; 4,5
200 120; 130; 140 142 8000
215 140; 150; 160 186 8000
240 160; 180 235 7000
250 155; 180 201 5000
280 165; 180; 200 255 4500
300 165; 175; 200 3,5; 4,0; 4,5;
6,0
325 185; 200; 220; 230 372 4500
325
340 185; 195; 210 4,0; 4,5; 4,7;
5,0; 6,0
350 195; 200; 210; 441 (800) 4000
350 240; 290
88 8000
353 4500
402 (465) 4000
380 200; 220; 230; 490 (930) 3500
400 220; 240; 280 685 (1080) 3000
420 220; 240; 280 4,0; 4,5; 5,0;
6,0
В скобках приведены данные для двухдискового сцепления.
1080 (1420)
3000
Из формулы
(1.7)
находят
i:
М
=
i
ном
2
2
ср
. (1.8)
µπ
qbR
Износостойкость муфты сцепления нельзя оценивать только по силе на
жатия на поверхности трения. Муфта сцепления, удовлетворительно работаю
щая на одном тракторе, при установке её на трактор большей массы может ока
-
-
-
11
заться неработоспособной. Поэтому существенное значение имеет определение
30
π
(
)
=
работы буксования при трогании тракторного агрегата с места
2
ω
ном
−
β
+
, (1.9)
111
JJ
ад
где ω
ном
=
А
12
–
номинальная угловая скорость вала двигателя
:
; Jд –
суммарный мо
мент инерции маховика и других вращающихся и поступательно-движущихся
частей двигателя, приведённый к валу муфты
агрегата, приведённый к тому же валу
ном
;
=ω
С достаточной степенью точности можно принять
N
; Jа –
вала
момент инерции тракторного
. (1.10)
:
-
2,1...1,1 JJ
, (1.11)
мД
где
Jм –
момент инерции маховика, кг·м
2
(см.
табл
. 1.3).
Момент инерции тракторного агрегата определяют на основании равен
ства кинетической энергии эквивалентной массы и масс ею заменяемых по
формуле (влиянием вращающихся масс агрегата пренебрегают, что даёт ошиб
ку около
где
та –
зяйственного орудия
5%):
2
r
к
=
mJ , (1.12)
аа
u
т
масса тракторного агрегата, равная сумме масс трактора и сельскохо
(
масса последнего выбирается самостоятельно в зависи
мости от вида выполняемых работ, например, вспашка, посев, культивация и
тому подобное
); rк –
радиус ведущих колёс трактора (см. табл
. 1.3); ит –
переда
-
-
-
-
-
точное число трансмиссии на высшей передаче (см. табл
. 1.3).
Массу орудия, с которым работает трактор, можно вычислить исходя из
следующих соображений. В формулу
(1.12)
входит передаточное число
ит
при
включённой высшей передаче, а это означает, что трактор используется на
12
транспортных работах. Полагая, что трактор работает с прицепом, имеющим
аналогичную ему ходовую систему, и, зная силу тяги на крюке
Р
кр. min
при
включении высшей транспортной передачи, можно определить массу прицепа
P
m
=
пр
где
fпр –
коэффициент сопротивления передвижению тракторов с прицепом в
зависимости от состояния поля или дороги (табл
го падения, равное
9,81 м/
2
с
.
Для расчётов примем, что сила тяги на крюке
высшей передаче для трактора МТЗ
-80
min кр.
, (1.13)
gf
пр
составит
. 1.6); g –
Р
ускорение свободно
кр. min
при включении на
0,81, Т-150К – 1,73,
ДТ
-75 –
1,73, К-700 – 2,88 кН.
1.6. Коэффициенты сопротивления передвижению тракторов с прицепом
:
-
Коэффициент сопротивления
Состояние поля, дороги
Целина, плотная залежь 0,05…0,07 0,03…0,05
Двух-трёхлетняя залежь, луг 0,06…0,07 0,06…0,08
Стерня 0,07…0,08 0,09…0,10
Вспаханное поле 0,08…0,09 0,12…0,18
Вспаханный торфяник 0,14…0,18 0,14…0,20
Боронованное или культивированное поле 0,08…0,10 0,16…0,18
Песок влажный 0,10 0,08…0,10
Песок сухой 0,15 0,25…0,30
передвижению трактора
гусеничного колёсного
Грунтовая сухая дорога 0,05…0,07 0,03…0,05
Укатанная снежная дорога 0,06 0,03
Ледяная дорога 0,03 0,02
13
Абсолютная величина работы буксования
Fi
A не
определяет износостой
-
кость муфт сцепления, имеющих разные размеры поверхностей трения, поэто
му для получения сопоставимых результатов пользуются удельной работой
буксования
:
А
где
l =
F –
площадь одной поверхности трения
Для надёжно работающих муфт сцепления
, (1.14)
.
l = 500…600
кДж/м
2
.
Для
муфт сцепления с накладками из металлокерамики удельная работа буксования
может быть приблизительно в
2
раза больше
.
Помимо проверки износостойкости муфты следует проверить её детали
на нагрев. В однодисковых муфтах сцепления наиболее теплонагруженным яв
ляется нажимной диск, в многодисковых
–
стальные диски без накладок. Пото
му нагрев деталей муфт сцепления, а значит, и износостойкость фрикционных
-
-
-
элементов обусловлены не только работой буксования, но и значением массы
тех деталей, которые воспринимают выделенную теплоту. Прирост температу
ры детали за одно включение муфты сцепления составит
:
А
tγ=∆ , (1.15)
Cm
д
где γ
нагрев данной детали
для чугунных
ления, т.е. ведомого диска (см. табл
–
доля общего количества выделяемой муфтой теплоты, расходуемая на
– 540
; С –
Дж/(кг·К
теплоёмкость материала детали (для стальных
); тд –
масса наиболее нагреваемых деталей сцеп
. 1.3).
– 462,
При определении теплового режима сцепления рассчитывают температу
ру ведущих
(
ведомых) дисков, так как маховик имеет в сравнении с ними
большую массу и температура нагрева его сравнительно не велика. Поэтому
при расчётах можно условно принимать, что не происходит теплоотдачи в ок
-
-
-
-
ружающую среду. Температура детали за одно включение не должна повы
шаться более чем на
дисков не должна превышать
10…15 °С, а
200…350 °С.
при повторных включениях на поверхностях
Снижение перепада температур
возможно при увеличении массы ведущих дисков и создании необходимой
циркуляции воздуха во внутренней полости корпуса сцепления
14
.
-
где
Доля теплоты γ, идущей на нагрев данной детали
i
д
=γ
, (1.16)
i
Σ
iд –
число поверхностей трения у данной детали
:
; iΣ –
число пар поверхно
-
стей трения муфты сцепления
.
Если в результате проверки дисков на износостойкость и нагрев окажет
ся, что удельная работа трения или температура при их нагреве больше допус
каемых, то необходимо внести конструктивные изменения (размеры) в муфту
сцепления
.
-
-
15
Лабораторная работа 2
РАСЧЁТ СТУПЕНЧАТЫХ КОРОБОК ПЕРЕДАЧ
АВТОТРАКТОРНОЙ ТЕХНИКИ
Цель работы:
дику расчёта основных конструктивных параметров деталей коробок передач
Оборудование:
автотракторной техники
изучить особенности устройства, принцип работы и мето
.
плакаты, схемы, отдельные детали и узлы коробок передач
.
Порядок выполнения работы
1.
Изучить
место их расположения и приёмы проведения эксплуатационных регулировок
2.
Составить
детали и узлы коробок передач автотракторной техники
отчёт о проделанной работе
.
.
Краткие теоретические сведения
Коробка передач служит для преобразования крутящего момента и часто
ты вращения, развиваемых коленчатым валом двигателя с целью получения
-
,
-
различных тяговых усилий на ведущих колёсах в различных условиях эксплуа
тации. Например, на автомобилях УАЗ
-3741,
ГАЗ
-3308 «
Садко» устанавливает
ся механическая четырёхступенчатая коробка с синхронизаторами на всех пе
редачах переднего хода; на ГАЗ
тиступенчатая коробка с синхронизаторами на всех передачах; на ЗИЛ
«
Бычок
»,
ЗИЛ
-433310,
КамАЗ
механическая пятиступенчатая с синхронизаторами на всех передачах
первой и заднего хода
); на
-4325,
ЗИЛ
-3302,
ГАЗ
МАЗ
-433180,
-3309,
-437040,
Урал
-6367 –
ГАЗ
-2752 –
МАЗ
-533602,
механическая пя
КрАЗ
девятиступенчатая меха
-5301
-65101 –
(
кроме
ническая с планетарным демультипликатором и с синхронизаторами на всех
передачах (кроме первой и заднего хода
На тракторах Т
-0,2.03,
КМЗ
-012
низированная коробка передач; на тракторах ВТЗ
синхронизированная коробка передач; на ЛТЗ
).
установлена пятиступенчатая несинхро
-55,
-2027 –
ЛТЗ
шестиступенчатая не
-60АВ –
восьмиступенча
-
-
-
-
-
-
-
-
16
тая несинхронизированная коробка передач; на ЛТЗ
-120Б,
ЛТЗ
-155, РТ-М-160 –
механическая, шестидиапазонная, четырёхступенчатая без разрыва потока
мощности внутри диапазонов; МТЗ
-320 «
Белрус
» –
шестидиапазонная, шестна
дцатиступенчатая с зубчатыми муфтами лёгкого включения; на МТЗ
550Е/552Е,
ключением передач без нагрузки; на МТЗ
МТЗ
-570/572 –
девятиступенчатая несинхронизированная с пере
-590,
МТЗ
-900 –
четырнадцатисту
пенчатая, синхронизированная, двухдиапазонная, со встроенным понижающим
редуктором; ХТЗ
лическим управлением
Коробки передач классифицируются по
− способу изменения передаточного числа –
тые и комбинированные
− числу ступеней переднего хода –
пенчатые
;
-150К,
.
;
ХТЗ
-17221 –
механическая, трёхдиапазонная с гидрав
:
ступенчатые, бесступенча
трёх
-,
четырёх
-,
пяти- и многосту
-
-
-
-
-
-
-
− положению осей – с
говальные
), с
вращающимися осями валов (планетарные) и комбинированные
− способу управления – с
лекторным, командным и непосредственным управлением
неподвижными осями валов (двух
-,
трёх- и мно
автоматическим, полуавтоматическим, пресе
.
;
Содержание отчёта
На формате бумаги вычерчивается принципиальная кинематическая схе
ма коробки передач трактора или автомобиля (марка выдаётся преподавателем
),
на которой должны быть показаны общие её элементы. Основными элементами
автотракторных коробок передач, определяющими их срок службы, служат
шестерни, валы, подшипники и муфты. Через эти звенья передаётся силовой
поток при включении любой передачи
.
Для расчёта прямозубых цилиндрических шестерён тракторных транс
-
-
-
-
миссий была разработана отраслевая нормаль ОН
-13-124-62,
базирующаяся на
известной формуле Льюиса, широко применяемой в общем машиностроении
но переработанной с учётом следующих дополнительных предпосылок
Точность
1.
изготовления шестерён на автомобильных и тракторных за
.
водах обеспечивает одновременное нахождение в зацеплении двух пар зубьев
,
,
17
поэтому принимается, что для получения достаточной зоны двухпарного зацеп
-
ления зубья должны иметь нормальную высоту, т.е. что
сумма высоты головки и
рабочей высоты ножки зуба равна у них двум модулям.
2.
Наиболее
перехода зацепления из двухпарного в однопарное, т.е.
опасным, с точки зрения прочности зуба, является
когда нагрузка передаёт
момент
ся только одной парой зубьев, в отличие от предыдущего периода, когда в ра
боте одновременно участвовали две пары зубьев
3.
На
переходном участке от профиля зуба к окружности впадины воз
никает местная концентрация напряжений, которая снижает прочность зуба
4.
Напряжение
изгиба в опасном сечении зуба должно быть ниже его
.
.
предела выносливости, чтобы зуб выдерживал, не ломаясь, любое число циклов
нагружения
Согласно нормали ОН
нии зуба определяется по следующей формуле
.
-13-124-62,
напряжение изгиба σ
, [
кгс/см
2
]:
, в
опасном сече
изг
-
-
-
-
5,1
Р
окр
, (2.1)
mcb
зз
где
=σ
изг
Р
– окружное усилие на начальной окружности зуба, кгс;
окр
ный параметр, характеризующий прочность зуба шестерни;
см;
b
– высота головки зуба, см.
з
Величина окружного усилия:
М
0,5
кр
, (2.2)
zm
1
з
где
М
– крутящий момент, передаваемый шестерней на соответствующей пе-
кр
редаче, Н·м;
Р =
окр
z
– число зубьев ведущей шестерни.
1
При расчёте крутящего момента воспользуемся следующей формулой:
с –
комплекс-
т
– модуль зуба,
з
′
i
ММ
дкр
1
,
′
=
′
i
ММ
дкр
2
,
′
=
′
i
ММ
дкр
3
где
′
=
М
– максимальный момент двигателя машины, на которой установлена ко-
д
робка передач, которую можем определить по выражению:
18
и т.д., (2.3)
⋅
где
2
1
9550
Р
М
д
Р
– номинальная мощность двигателя, кВт (табл. 2.4);
дв
дв
=
N
вала
, (2.4)
N
– номинальная
вала
частота вращения коленчатого вала двигателя, об./мин (табл. 2.4); ...,,
′′
ii
–
передаточное отношение пары шестерён на соответствующих передачах
(Прил. А1, А2, А3 и А4).
В таблице 2.1 представлены некоторые параметры коробок передач оте-
чественных тракторов.
Минимальное число зубьев без подрезания у основания
гированных шестерён можно принимать
z =
12…14. При выборе числа зубьев
z =
17, для корри-
необходимо учитывать, что нечетное число суммы зубьев передачи предпочтительнее, так как уменьшается возможность получения суммы чисел зубьев с
общим множителем, что обуславливает неравномерность износа контакта зуба.
Значения комплексного параметра
c
зависят от передаточного числа u па-
ры шестерён, геометрии зацепления (системы корригирования и угла зацепления α
) и числа зубьев рассчитываемой шестерни. При практических расчётах
ω
аналитически определить комплексный параметр
с
трудно, поэтому его уста-
навливают по номограмме (рис. 2.1). По оси абсцисс отложены числа зубьев, а
по оси ординат – комплексный параметр
с
, подсчитанный для модуля, равного
единице.
Из преобразованной формулы (2.1) определяют модуль зуба:
М
zc
кр
[ ]
изг
, (2.5)
m
3
435,1σψ=
з
где ψ – коэффициент ширины, который для коробок передач принимают равным 5,5…6; [σ
] – допускаемое напряжение изгиба, которое согласно реко-
изг
мендациям должно быть равным 300 МПа, что позволит обеспечить
2.1. Параметры коробок передач
Параметр МТЗ-80 Т-150К ДТ-75 К-700
Р
, кВт 58,6 111 55 147,15
дв
N
, об./мин 2240 2000 1700 1700
вала
19
а1за2
−
=
α
π
α
α
+
cos
2
Рис. 2.1. Номограмма для определения комплексного параметра с:
сплошные линии – корригированная ведущая шестерня;
штрихпунктирные линии – корригированная ведомая шестерня;
штриховые линии – некорригированная ведущая шестерня
25 %-ный запас по пределу выносливости. У косозубых шестерён автомобиль-
ных коробок передач допускаемые напряжения изгиба находятся в пределах
1500…2500 у грузовых и 1800…3500 кгс/см2 – у легковых автомобилей. Чем
тяжелее условия работы, для которых предназначен автомобиль, тем ниже
должно быть допускаемое напряжение.
По номограмме рис. 2.2,
а
в зависимости от числа зубьев и угла зацепле-
ния определяем высоту головки зуба ведущей шестерни.
Высота головки зуба ведомой шестерни:
2 hmh
Толщину зуба ведущей шестерни
s
по начальной окружности определя-
ω2
ем по номограмме, изображённой на рис. 2.2,
. (2.6)
б
, а для ведомой – по формуле:
cos
α
−
22
ω
ω
m
= 1.
з
= ss . (2.7)
ω
cos
Номограммы, изображённые на рис. 2.1 и 2.2, даны для модуля
Для получения численного значения параметра при другом модуле необходимо
найденную по номограмме величину умножить на модуль.
Межцентровое расстояние между соосными валами коробки передач:
cos
mzz
=
а
ω
з21
ω
. (2.8)
20
Соседние файлы в предмете [НЕСОРТИРОВАННОЕ]