СХЕМА ТРАНСМИССИИ ТРАКТОРА. РАСЧЕТ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ

 

На листе 3 курсового проекта представляется кинематическая схема трансмиссии проектируемого трактора. При этом для коробки перемены передач производится расчет ее основных элементов и вычерчивается в масштабе конструктивно-кинематическая схема КПП.

Расчет коробки передач можно подразделить на две части:

а) Определение передаточных чисел, обеспечивающих заданные тяговые и

экономические показатели трактора;

b) Определение режимов нагружения деталей и расчет их основных размеров.

Можно рекомендовать следующий порядок расчета.

1. Тип коробки передач и ее кинематическую схему принимают согласно прототипу.

2. Проведя тяговый расчет, определяют общие передаточные числа трансмиссии трактора при включении различных передач.

3. Распределяют общие передаточные числа трансмиссии по механизмам трактора.

4. Находят передаточные числа коробки передач.

5. Устанавливают расчетные режимы и определяют основные размеры деталей коробки передач, одновременно производя компоновку и увязку размеров.

Тяговый расчет производится методом, изложенным выше (см. раздел 1) При уточнении передаточных чисел следует в первую очередь стремиться I обеспечению необходимых скоростей. Для эффективного выполнения агротехнических требований у сельскохозяйственного трактора предусмотри ш четыре диапазона скоростей движения: рабочие — 9...15 км/ч; дополнительны (пониженные) - 4...8 км/ч для первого диапазона; транспортные - 17...35 км/ч л колесных и не менее 16 км/ч для гусеничных тракторов (ГОСТ 24096 - 80).

Общее передаточное число трансмиссии iобщ складывается из передаточных чисел механизмов, составляющих трансмиссию:

iобщ = iк iо iкп

где i_К, iо, iкп - соответственно передаточные числа - коробки передач, центральной и конечной передачи. ^/

По аналогии с существующими тракторами или по конструктивна соображениям намечают передаточные числа центральной и конечной передач. Передаточные числа конечных передач тракторов находятся в пределах 4...6, если передача осуществляется одной парой шестерен, и 8...12 при применении двух парных или других сложных передаточных механизмов. Централы передачи выполняют с меньшими передаточными числами, чем конечные Планетарные механизмы поворота гусеничных тракторов при прямолинейном движении находятся во включённом состоянии и являются, таким образом, частью общей кинематической схемы трансмиссии; их передаточное число одноступенчатых механизмах принимают около 1,5.

Передаточные числа центральной и конечной передач ограничь габаритами трактора и величиной дорожного просвета. Целесообразно принимать их по возможности большими, что дает возможность уменьшить размеры коробки передач.

Зная передаточные числа центральной и конечной передачи, находят передаточные числа коробки передач, необходимо подобрать числа зубьев шестерён коробки. Следует иметь в виду, что некоторые передачи в коробке могут получиться повышающими.

Передаточное число к.-ой ступени коробки передач равно произведению передаточных чисел, обеспечиваемых всеми включенными последовательно в кинематическую цепь трансформаторами (парами зубчатых зацеплений).

Главными размерными параметрами зубчатой передачи являются межосевое

Расстояние aω и нормальный модуль mп.

 

,

 

 

где Zшi и Zкi – число зубьев шестерки и колеса, ведущих и ведомых

звеньев, i - ой пары зубчатого зацепления;

β -угол наклона линии зуба (принимает β = 18...28).

 

В тракторных трансмиссиях чаще всего используют прямозубые передачи, у которых β = 0

Числа зубьев Zm1 и Zк1 для каждой зубчатой пары определяют из системы уравнений:

 

 

 

Полученное по этой формуле значение Z , округляют до ближайшего целого числа и уточняют значение угла β по формуле:

 

 

При наличии информации об аналогах ее можно использовать для выбора m_п с учетом назначения и тягового класса трактора, а межосевое расстояние аω (мм) определить по эмпирической формуле:

 

где Ка = 8 — 10; iimax- максимальное передаточное число i - ой пары

зубчатого зацепления: М_1Н - вращающий момент на шестерне, принимаемый при расчетах на контактную и изгибную выносливость (см. ниже).

Для уменьшения относительного скольжения и снижения напряжений зубчатые колеса корригируют. Коэффициенты смещений исходного контура для шестерни и колеса обозначают соответственно х_ш и х_к. Несмещенная (х_ш = х_к = 0) и равно смещенная (х_ш + х_к = 0) зубчатые передачи имеют коэффициент суммы смещений х = 0. Если принять для j - ой пары зубчатого зацепления, входящей в КПП, z j< z i где z j- значение, определяемое по формуле (3.1), то для данной пары зубчатого зацепления получим передачу с положительным коэффициентом суммы смещений х > 0. Это дает возможность корректировать передаточные числа отдельных пар зубчатых зацеплений, приближая их значения к расчетным и обеспечивая минимальные отклонения передаточных чисел коробки передач от заданных значений.

Таким образом, все пары зубчатых зацеплений, входящих в данную КПП, могут иметь различные значения z ij, отличающееся от z i, но не более чем на 1 или 2 зуба. При этом z ij < z i, так как в противном случае х < 0, что значительно ухудшает показатели надежности зубчатой пары.

Загруженность элементов коробки передач оценивают подводимыми к ним крутящими моментами. Потери на трение в зубчатых зацеплениях при этом

не учитывают. Расчет шестерен производится на момент двигателя с проверкой возможности реализации этого момента по сцеплению.

При расчете момента по сцеплению колесных тракторов принимается вес на задние колеса, равный грузоподъемности шин считая, что остальной вес может быть дополнен балластом.

Момент по сцеплению колесных тракторов определяется по формуле:

 

где Р_о - грузоподъемность баллона для принятого давления в кН;

φ - коэффициент сцепления ведущих колес с фунтом;

r - динамический радиус качения ведущего колеса в м.

Для гусеничных тракторов момент по сцеплению определяют по формуле:

 

 

где G- полный вес трактора в кН;

φ - коэффициент сцепления с грунтом для гусеничных тракторов;

rк - радиус ведущего колеса в м.

Прочностные параметры шестерен рассчитываются по известным формулам (см. курс "Детали машин")