Елементарне нормальне навантаження dG, яке передається кожною із цих елементарних ділянок на опорну поверхню, становить 4 страница

(11.8)

Температура нагрівання деталей муфти за одне включення визначається за залежністю

(11.9)

де z_д – число поверхонь тертя деталі, нагрівання якої визначається;

427– механічний еквівалент тепла, Н∙м/Н∙кал;

С_д = 1,15 Н∙кал/Н∙град – теплоємкість чавунної або сталевої деталі;

G_д – вага деталі, Н.

Число натискних пружин муфти зчеплення сучасних тракторів і автомобілів становить z_пр = 9…12.

Навантаження на одну пружину в Н обчислюється за залежністю

(11.10)

де d – діаметр дроту, см;

d_ср – середній діаметр пружини, см;

τ – напруга скручування, Н/см².

Напруга скручування дроту пружини в Н/см² становить

(11.11)

де – відношення зовнішнього діаметру пружини до діаметру дроту;

К_τ = 1,18…1,30 – коефіцієнт врахування збільшення деформації в залежності від числового значення m.

Діаметр дроту пружини в см визначається за рівнянням

, (11.12)

де [τ] = 50000…70000 Н/см² – допустима напруга скручування для сталей ст. 35, ст. 65Г, ст. 60С2.

Робоча деформація прогину пружини в мм становить

(11.13)

де С_пр – коефіцієнт жорсткості пружини. Для тракторів С_пр = 50…70 Н/мм, для автомобілів С_пр = 15…30 Н/мм.

Додаткова деформація пружини в мм при виключенні муфти дорівнює

λ_д = ∆S · z, (11.14)

де ∆S – 0,5…1,0 мм – зазор між поверхнями тертя.

Робоче число витків пружини обчислюється за залежністю

(11.15)

де С = 10⁶ · 8 Н/см² – модуль зрушення пружності при крученні.

Мінімальна довжина пружини в мм у стиснутому стані становить

l_ст = z_в ∆h + (z_в + 2)d, (11.16)

де ∆h = 0,5…1,0 мм – припустимий зазор між витками пружини.

Довжина пружини в мм у вільному стані визначається так

l_в = λ_р + λ_s + l_ст = + ∆S · z + ∆h · z_в + d(z_в + 2). (11.17)

Передаточне число приводу керування зчепленням обчислюється за залежністю

(11.18)

де Р_вк – припустиме зусилля на важіль або педаль. Для тракторів Р_вк = 200…250 Н, для вантажних автомобілів Р_вк = 150…200 Н, для легкових автомобілів Р_вк = 90…150 Н.

Величина вільного ходу стакана виключення приймається S_в = 3…4 мм, повного ходу S_n = 100…150 мм.

Розрахункове зусилля для деталей приводу приймається рівним

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				-	- -
Колісні трактори				-	- -
Автомобілі				-	- -

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.

11.5. Розрахунок елементів з’єднувальних муфт і карданних механізмів

Напруження кручення валів в Н/см² дорівнює

(11.46)

де М_кр – розрахунковий крутний момент валу, Н·см;

W_кр – момент опору крученню, см³.

Для тракторних з’єднувальних муфт і карданних валів можемо застосовувати рівняння

(11.47)

або

, (11.48)

де М_{д max} – максимальний крутний момент двигуна, Н·см²;

d i d_в – зовнішній і внутрішній діаметри валів, см.

Для автомобільних карданних валів числове значення напруження кручення можна розраховувати за рівняннями

(11.49)

або

, (11.50)

де і_кI – передаточне число коробки на I-й передачі.

Напруга згину автомобільних карданних валів в Н/см² визначається за залежностями

(11.51)

(11.52)

де γ – кут нахилу карданного валу.

Приведена дотична напруга в Н/см² становить

(11.53)

Напруга від нерівномірності обертання карданного валу в Н/см² дорівнює

(11.54)

де (α – β) – різниця кутів повороту ведучого і веденого валів карданного механізму;

G = 8 · 10⁶ Н/см² – модуль пружності;

L – довжина карданного валу, см.

Повна дотична напруга кручення і згину карданного валу обчислюється так

τ = τ׳₁ + τ₂ ≤ 27,5 кН/см². (11.55)

Критичне число обертів відкритого карданного валу в хв^-1 визначається за залежністю

(11.56)

або

(11.57)

і повинна бути в 1,5…2,0 рази більшою максимально припустимого значення.

Припустима неврівноваженість становить 50…100 г.см.

Припустима напруга у вилках карданів і з’єднувальних муфт на згин становить [σ] = 3…12 кН/см², на кручення [τ] = 6…12 кН/см².

Розрахункове зусилля, яке діє на шину з’єднувальної муфти або палець хрестовини кардана в Н становить

(11.58)

де М_роз – розрахунковий момент, який передається шинам, Н·см;

l – відстань від вісі валу до середини шини, см;

γ – кут перекошування валів.

Напруга згину шини дорівнює

(11.59)

де а – відстань від основи до середини шини, см;

d – діаметр шини, см.

Напруга перерізу біля основи шини визначається так

(11.60)

Напруга зминання шини становить

(11.61)

де h – висота шини, см.

Напруга зминання гумових втулок розраховується за залежністю

(11.62)

де М_кр – розрахунковий крутний момент, Н·см;

R – радіус розміщення втулок у муфті, см;

Z – число втулок, які працюють одночасно;

d – діаметр пальців, см;

l – довжина втулки, см.

Механічні властивості гумових втулок такі: модуль зсуву гуми Е = 85 Н/см²; міцність на розрив σ_р = 1500 Н/см²; відносне подовження Δ l / l ≥ 350 %; залишкове подовження не менше 25%; міцність по шару 65…75; морозостійкість до – 40⁰С; теплостійкість до 170⁰С; довговічність 5000…6000 годин.

11.6. Розрахунок механізмів заднього моста

Момент який діє на зуб сателіта диференціала в Н/см² дорівнює

(11.63)

де М_диф – момент який передається диференціалом (через 2 протилежні зуба);

Z_c – число сателітів.

Максимальний крутний момент при заблокованому диференціалі в Н/см² становить

(11.64)

де φ_max – максимальний коефіцієнт зчеплення небуксуючого колеса;

G_к – вагове навантаження на ведуче колесо, Н;

і_кп – передаточне число кінцевої передачі.

Припустима напруга згину зуба шестерні становить [σ_u] = 30…40 кН/см².

Число зубів півосьових шестерень повинно бути кратним числу сателітів.

Допустима напруга зминання на вісях сателітів і на торцевих поверхнях піввісьових шестерень становить [σ_зм] = 7 кН/см².

Допустима напруга зрізу вісей сателітів становить [σ_зр] = 8…9 кН/см².

Розрахунковий крутний момент розвантаженої піввісі вантажних автомобілів в Н·см визначається за залежністю

(11.65)

а при заблокованому диференціалі

(11.66)

Напруга скручування розвантаженої піввісі із легованої сталі становить

(11.67)

Розрахунковий згинальний момент напіврозвантаженої піввісі легкового автомобіля в Н·см визначається так

(11.68)

де – згинальний момент у вертикальній площині від зчіпної ваги, Н·см;

в – відстань від вісі колеса до підшипника піввісі, см;

– згинальний момент у горизонтальній площині від дотичної сили 0,7Р_д ,Н·см;

r_к – робочий радіус ведучого колеса, см.

Складний опір на згин і кручення в Н/см² дорівнює

. (11.69)

Нерозвантажені піввісі колісних тракторів розраховуються аналогічно, але з урахуванням кругових і радіальних сил від встановлених на піввісі ведених шестерень кінцевих передач.

Гальмівний момент звичайного стрічкового гальма в Н·см визначається за залежністю

(11.70)

де – сила натягування набігаючої ділянки стрічки, Н;

е = 2,72 – основа натуральних логарифмів;

μ = 0,3 – коефіцієнт тертя гальмівної стрічки по барабану;

радіан – кут обхвату барабану;

R – радіус гальмівного барабану, см.

Умова рівноваги важеля гальма має вигляд

(11.71)

де а і в – плечі важелів набігаючої і збігаючої ділянок стрічки;

Р – сила на важелі включення гальма;

l – довжина важеля.

При а = в рівняння (11.71) записуємо так

(11.72)

Значення сили на важелі включення гальма в Н визначається рівнянням

(11.73)

де – передавальне число гальмівного важіля.

При μ = 0,3 і сила на важелі становить

(11.74)

Питомий максимальний тиск стрічки в Н/см² дорівнює

а мінімальний – (11.75)

де В ≤ 100 мм = 10 см – ширина стрічки.

Допустимий питомий тиск для райсбеста [q] = 40…80 Н/см², для металокераміки [q] = 100…120 Н/см². Числові значення для інших матеріалів приведені в табл. 9.3.

Товщина накладки становить δ = 4…8 мм, стрічки із ст. 40 1,5…2,5 мм.

Напруга розриву стрічки визначається за залежністю

(11.76)

де Z i d – число і діаметр отвору під заклепки провушин.

Максимальна питома потужність тертя не повина перевищувати допустимих значень (табл. 9.1) і в кг/с·см² визначається так

(11.77)

Дата добавления: 2017-02-01