3. Основание использования критерия топливной экономичности при проектировании привода рулонного пресс-подборщика

По данным, полученным в результате исследования топливной экономичности трактора МТЗ-80 видно, что при некоторой недогрузке трактора (работа двигателя на оборотах меньше номинальных) имеет место снижение расхода топлива, снижение же скорости движения за счет снижения числа оборотов двигателя можно компенсировать переходом на более высокую передачу и за счет этого можно получить еще снижение расхода топлива.

Этот эффект нужно использовать при работе трактора с некоторыми сельхозмашинами, не требующими полной загрузки трактора (такие операции как: кошение, сгребание сена в валки, подбор и прессование и другие).

С целью проверки возможности работы трактора на экономичных оборотах двигателя с достаточным запасом мощности в агрегате с рулонным пресс-подборщиком был проанализирован мощностной баланс трактора ТЗ-80 при прессовании сена в агрегате с ПРП-1,6 (рис. 14 и 15). При этом установлено, что при работе с рулонным пресс-подборщиком требуется не более 40% мощности двигателя с учетом расхода мощности на самопередвижение агрегата, потери мощности на привод рабочих органов сельхозмашины. Значит при подборе и прессовании сена рулонным пресс-подборщиком возложена работа трактора с неполной загрузкой двигателя при оборотах меньше номинальных.

Топливно-энергетический баланс МТА при прессовании сена приведен на рис. 15 для 3 и 6 передач, из которого видно, что расход топлива растет пропорционально нагрузке, минимальный расход топлива при оборотах двигателя 1700 об/мин. Где удельный расход топлива определялся:

, л/га (23)

где V – скорость движения агрегата, км / ч;

Рис 14.

Рис. 14

4. Проектирование редуктора

4.1. Кинематический расчет редуктора

4.1.1. Определение необходимых передаточных чисел

В процессе работы пресс-подборщика на экономичных оборотах двигателя для создания оптимальных оборотов рабочих органов частота вращения на выходном валу редуктора должна быть 314 об/ мин. Так как вал отбора мощности трактора МТЗ-80 зависимый и при номинальных оборотах двигателя 2200 об/мин частота вращения ВОМ равна 540 об/мин, то при экономичных оборотах 1700 об/мин частота вращения вала отбора мощности равняется 417 об/мин. определим необходимое передаточное число u, обеспечивающее работу редуктора в этом диапазоне по формуле:

u=n₁/n₂ /3/ (24)

где n₁ – частота вращения ведущего вала, об/мин.

n₂ – частота вращения ведомого вала, об/мин.

u=

4.1.2. Определение мощности на валах редуктора

Из таблицы выбираем необходимую затрачиваемую мощность на привод рабочих органов при оборотах двигателя 1700 об/мин.

Она составляет N_СХМ= 11,4 кВт.

Число оборотов на валах редуктора:

n₁ =417 мин^-1

n₂ = 314 мин^-1

4.1.3. Определение скорости вращения валов редуктора

/3/ (25)рад/с

рад/с

4.1.4. Определение крутящих моментов

/3/ (26)

М₁=11,4·10³/43,7 =260,8 Н·м= 260,8·10³ Н·м

М₂=11,4·0,89/32,9 = 308,4·10³ Н·м

М₂= N₁·η/ω₂ Н·м (27)

где η = η_3П· η_ПКП=0,91·0,98=0,89 – КПД редуктора

4.2. Расчет зубчатой передачи

4.2.1. Геометрия зубчатой передачи

Анализируя редуктор на серийном ПРП-1,6 приступаем к расчету геометрии зубчатых конических колес и шестерни, задаваясь тем же производственным модулем зацепления m_e=6.

Прежнее число зубьев шестерни и колеса

Определяем число зубьев разрабатываемого редуктора:

/3/ (28)

/3/ (29)

Внешний делительный диаметр:

, мм /3/ (30)

мм

мм

По ГОСТ 2185-66 разрешается отклонение d_e ± 3% от 125 мм и 160 мм. Отклонение соблюдается, принимаем

d_e1=126 мм и d_e2 = 168 мм /4/

Окружной шаг:

Р_ei=, мм /18/ (31)

Р_e1=мм

Р_e2= мм

Высота зуба:

h_ei=2,2 m_e /18/ (32)

h_e1=h_e2=2,2·6=13,2 мм

Высота головки зуба:

h_аe1=h_аe2= m_e=6 мм /18/ (33)

Высота ножки зуба:

h_fe1=h_fe2= 1,2·m_e=1,2·6=7,2 мм (34)

Угол делительного конуса:

tgб₁= /18/ (35)

б₁=arctg0,75=37º

tgб₂= /18/ (36)

б₂=arctg1,33=53º

Внешний диаметр вершин зубьев:

d_aei= m_e(Z_i+2,0cosб_i) /18/ (37)

d_ae1=6(28+2,0cos37º)=135,6 мм

d_ae2=6(28+2,4cos53º)=175,2 мм

Внешний диаметр впадин зубьев:

d_fei= m_e(Z_i-2,4cosб_i) /18/ (38)

d_fe1=6(21-2,4cos37º)=114,5 мм

d_fe2=6(28-2,4cos53º)=159,3 мм

Косинус расстояния:

R_ei=/18/ (39)

R_e1=мм

R_e2=мм

Ширина венца зубчатого колеса:

в_е1= в_е2=/18/ (40)

Толщина обода венца:

e₂=h_e2=13,2 мм /18/ (41)

Диаметр ступицы:

d_ei≈(1,6…1,8)Д_Вi , мм /18/ (42)

где Д_В – диаметр вала, мм;

d_e1 =1,75·32=56 мм

d_e2 =1,65·40=66 мм