2. По сцеплению движителя с опорной поверхностью, н·м

М_р = ,

где G_тр – вес трактора, Н;

Q₁ – вес пачки деревьев, приходящийся на трактор, Н;

φ – расчетный коэффициент сцепления гусеницы с опорной

поверхностью (принимается φ = 0,9…1,0);

r_к – радиус ведущего колеса трактора, м;

Uδп – передаточное число бортовой передачи;

β₂ – коэффициент запаса фрикциона, β₂ = 2,5…4.

За расчетный момент принимается меньший и по нему определяют внешний радиус диска фрикциона.

Сила сжатия дисков определяется по формуле, Н

Q = ,

где n – число поверхностей трения;

R_ср – средний радиус дисков, м.

R_ср = ;

R_н, R_вн – наружный и внутренний радиусы диска, м

Удельное давление на поверхность трения

g₀ = ,

где b – ширина поверхности трения, м

b = R_н- R_вн;

26

[g_доп] – допускаемое удельное давление,

[g_доп] = 0,4 МПа.

Износостойкость бортового фрикциона определяется работой буксования в процессе его включения и разгона трактора.

Работа буксования, Дж

I_б = ,

где ω_д – угловая скорость ведущего вала, рад/с.

ω_д = ;

n_д – обороты двигателя, об/мин;

ω_а – угловая скорость ведомого вала после разгона трактора

до момента слипания дисков. рад/с.

ω_а = ;

V_а – скорость движения трактора на первой передаче при

М_макс ;

β – коэффициент запаса сцепления, β = 2,5;

J_д – момент инерции вращающихся масс двигателя. КП

и заднего моста, кг·м².

J_д = 1,3 * J_м;

J_м – момент инерции маховика, J_м = 0,8 кг·м²;

J_а – момент инерции трактора с грузом, кг·м².

J_а = δ;

δ – коэффициент, учитывающий влияние вращающихся масс,

27

δ = 2,5…3

Критерием срока службы бортового фрикциона является удельная работа буксования, дж/м²

L = ,

где F – площадь поверхности трения, м

F = π ( R²_н – R²_вн)

Для надежно работающих фрикционов L = 500…6000 кДж/м².

4.2. Расчет пружин и механизма управления бортового фрикциона. Числом пружин Z_ПР и их наружным диаметром D_ПР – задаются, ориентируясь на модель прототипа. Обычно Z_ПР = 8…16, D_ПР = 25…30 мм. При числе пружин более 8 их устанавливают по две на один палец.

Необходимое усилие на одну пару нажимных пружин

Р_пр = ,

где 0,85 – коэффициент, учитывающий неравномерность

действия нескольких пружин.

Рабочее усилие одной пружины не должно превышать 500 Н. Методика расчета пружин такая же, как и для муфты сцепления.

Передаточное число привода механизма управления фрикционом должно быть таким, чтобы усилие на рычаге управления

Р_ру = 30 Н

U = .

Расчет механизма управления проводится по той же методике, что и для муфт сцепления. Минимальные зазоры между дисками в выключенном положении должны составлять 0,2 мм для дисков без накладок и 0,4…0,5 мм для дисков с накладками. Полный ход рычага

28

управления S_РУ не должен превышать 250 мм.

5. КОЛЕСНЫЙ ПЛАНЕТАРНЫЙ РЕДУКТОР

В конструктивно-аналитической части проекта кратко изложить: классификацию планетарных колесных передач; конструктивные особенности различных типов конечных передач колесных машин; устройство разнесенной двойной главной передачи; преимущества и недостатки.

5.1. Определение параметров колесного планетарного редуктора. При выборе числа сателлитов следует иметь ввиду, что с увеличением их числа в планетарном ряде поток мощности делится на число ветвей, равное числу сателлитов, благодаря чему уменьшается нагрузка на зубья шестерен каждой ветви. Повышение количества сателлитов ограничивается прочностью и в особенности жесткостью водила.

Передаточное число для колесного редуктора принимается

U_кр = 1,5…4.

Числом зубьев солнечной шестерни как правило задаются

Z_с = 8…20.

Число зубьев коронной шестерни и сателлита определяется по методике расчета планетарных передач.

Принятая кинематическая схема планетарной передачи должна удовлетворять условию соосности, условию сборки и условию соседства.

По условию соосности число зубьев сателлитов

Z_со = .

По условию сборки в планетарных рядах сумма чисел зубьев солнечной и коронной шестерен должна быть кратна числу сателлитов. Для облегчения сборки делается кратным числу сателлитов не только сумма, но и число зубьев солнечной и коронной шестерен. Согласно этим условиям

29

γ = ,

где γ – целое число;

n_сат – число сателлитов, n_сат = 3.

γ₁ = ; γ₂ = .

По условию соседства все сателлиты должны размещаться, не задевая друг друга

Z_кор * sin › 2

Модуль шестерен, м.

m = ,

где [б_к] – допускаемое контактное напряжение, [б_к] = 300…320 МПа.

Для солнечной шестерни и сателлитов принимается легированная сталь 18ХГТ с твердостью на поверхности зубьев после цементации и закалки HRC = 58…63.

К_р – коэффициент. Для принятого материала и термической

обработки К_р = 0,7;

М_с – момент на солнечной шестерне при максимальной касательной силе на ведущих колесах, Н·м.

М_{с =} ;

Р_к^max – максимальная касательная сила, Н;

r_к – радиус ведущего колеса, м;

К_д – коэффициент динамической нагрузки, К_д = 1,3;

Е – приведенный модуль упругости, Е = 2,15*10¹⁰ Н/м²:

30

β_н –коэффициент неравномерности нагрузки, β_н = 1,5;

b – ширина шестерен (b = 0,015…0,02 м).

n_в – число ведущих колес.

Межосевое расстояние или радиус водила, м

А = .

Геометрические размеры шестерен планетарного колесного редуктора определяются по методике, изложенной в [2].

5.2. Расчет шестерен планетарного редуктора на прочность. Окружное усилие на радиусе солнечной и коронной шестерен, Н

Р_С = Р_КОР = .

Окружное усилие на сателлите, Н

Р_сат = .

Крутящий момент на оси коронной шестерни, Н·м

М_кор = Р_кор * R_кор = Р_с.

Крутящий момент на оси водила (по осям сателлитов), Н

Р_в = 2Р_с = 2Р_кор

Радиальное усилие в зацеплении, Н

31

R = P_c * tgα = P_кор * tgα,

где α – угол давления, α = 20˚.

Главный недостаток солнечных шестерен – усталостное выкрашивание поверхностного слоя зубьев. Зубья коронных шестерен нагружены меньше и практически не изнашиваются. Контактные напряжения в зубьях солнечных шестерен и сателлитов одинаковы, так как действует одна и та же нагрузка. Однако, допускаемые напряжения для солнечных шестерен, имеющих большое число циклов нагружения, будут меньшими.

[б_к] = ,

где [б_к] – допускаемые контактные напряжени, [б_к] = 1325 МПа.

Напряжение изгиба зубьев солнечных шестерен

б_и = ,

где Х_п – коэффициент приспособляемости двигателя, Х_п = 1,15;

f₀ – коэффициент высоты зуба, f₀ = 1;

ξ – коэффициент формы зуба, ξ = 0,141;

[б_и] – допускаемое напряжение на изгиб, [б_к] = 320 МПа.

Такое же напряжение будет и в зубьях сателлитов.

Подшипники подбираются по методике, изложенной в [2].

6. ПОДВЕСКА АВТОМОБИЛЯ

В конструктивно-эксплуатационной части представить в кратком изложении: классификацию автомобильных подвесок, конструктивные особенности подвески рассматриваемого автомобиля, обоснование принимаемого типа подвески.

6.1. Выбор параметров подвески

Статическая расчетная нагрузка Р_с на рессору, Н

32

Р_с = ,

где Z₀ = Z₁^ст - усилие для передней подвески, Н;

Z₀ = Z₂^ст - усилие для задней подвески машин 4 х 2 и

3 х 4, Н;

Z₀ = Z₂^ст + Z₃^ст - усилие для задней подвески машин 6 х 4

и 6 х 6, Н;

К₁ и К₂ – коэффициент неподрессоренных масс передней

и задней подвесок соответственно (табл. 6.1),

К₁ = , К₁ = ;

G_А – вес автомобиля без груза, Н;

m₁, m₂ – вес неподрессоренных деталей передней и задней

подвесок, Н.

Длина рессоры 1, количество листов n, ширина листов b, толщина листов h и другие выбираются на основании существующих аналогов и табл. 6.1. При выборе поперечного сечения листов необходимо соблюдать соотношение

6 ‹ ‹ 10.

Загрузка автомобиля увеличивает его собственную массу в 1,5…2 раза. При этом нагрузка на задние колеса может возрасти в 2…4 раза, что приводит к изменению собственной частоты колебаний подвесок и ухудшению плавности хода. Для обеспечения большей эластичности подвесок и улучшения плавности хода на грузовых автомобилях применяются двойные полуэллиптические рессоры.

Параметры подвесок грузовых автомобилей, которые можно принимать для расчета, приведены в таблице 6.1.

6.2. Расчет двойной полуэллиптической рессоры. Жесткость основной рессоры, Н/м

36

G_A = ,

где Е – модуль упругости первого рода (2.2 * 10⁵ МПа);

J₀ - суммарный момент инерции всех листов в среднем

сечении рессоры, м⁴;

J₀ = (n₁h₁³ + n₂h₂³ + …n_mh_m³)

δ_р – коэффициент деформации (в зависимости от конструкции

рессоры δ_р = 1,25…1,45);

I – полная длина рессоры, м;

n₁ – число листов рессоры толщиной h₁;

n₂ – число листов рессоры толщиной h₂ и т.д.;

b – ширина листов, м.

Нагрузка Р_СД, при которой включается дополнительная рессора, выбирается по таблице 6.1.

Расчетная нагрузка на основную рессору, Н

Р_со = Р_с - Р_сд

Статический прогиб f₀ основной рессоры, м

f₀ =

Жесткость дополнительной рессоры С₂ определяется аналогично.

Статический прогиб дополнительной рессоры

f₂ =

Величина зазора f₁ между коренным листом и опорами дополнительной рессоры, м

37

f₁ = f₀ – f₂

При уточненном расчете напряжение определяется в каждом отдельном месте с учетом расчетной нагрузки, силы сопротивления качению, тормозного усилия, реакции сопротивления боковому скольжению и монтажных напряжений, возникающих в процессе сборки. В курсовом проектировании можно ограничиться определением напряжений изгиба только в коренном листе по расчетной нагрузке, полагая, что все остальные факторы оказывают влияние на увеличение напряжения меньше, чем динамическая нагрузка, учитываемая коэффициентом динамичности.

Напряжение в коренном листе рессоры, Па

б = δ_р,

где I_э – эффективная длина рессоры, м

I_э = I – I₀;

I₀ – расстояние между стремянками, м;

h_к – толщина коренного листа, м.

Для изготовления рессор применяются рессорно-пружинные стали 55С2, 60С2ХА, 50ХГ, 65Г, 45ХНМФА..

При статическом прогибе допускается напряжение

400…500 МПа.

Энергоемкость подвески оценивается коэффициентом динамичности

К_д = ,

где Р_m – максимальная сила упругости, создаваемая рессорой,

которая определяется по принятому прогибу f_n

(табл. 6.1).

Напряжение в коренном листе от динамической нагрузки, Па

38

б = δ_р

При динамическом прогибе допускаются напряжения

900…1000 МПа.

Все выбранные и рассчитанные параметры не должны отличаться от рекомендованных в табл. 6.1.

Рессорный палец проверяется на смятие при статической нагрузке на рессору. Допускаемое напряжение на смятие

б_см = 0,3*10^б…0,9*10^б Н/м.

7. КОНЕЧНАЯ ПЕРЕДАЧА ТРАКТОРА

В конструктивно-аналитической части проекта представить в кратком изложении: классификацию конечных передач; конструктивные особенности конечных передач; аргументированное обоснование целесообразности применения в трансмиссии выбранного типа конечной передачи.

7.1. Определение параметров передачи и расчет шестерен. Тип конечной передаче принимается по прототипу, передаточное число U_бп – из тягового расчета. Межосевое расстояние между валами, (рис. 5), числа зубьев шестерен и модуль зацепления определяются при конструктивной проработке передачи из условия получения заданного дорожного просвета.

Расчетный момент, как и при расчете механизма поворота, определяется для двух случаев:

по максимальному моменту двигателя на низшей передаче

М_р = 0,5 * М_е^макс * U_тр * η_тр ,

где U_тр – передаточное число трансмиссии на первой передаче до

конечной передачи;

η_тр – к.п.д. трансмиссии, η_тр = 0,8…0,82;

по сцеплению движителя с опорной поверхностью.

М_р = ,

39

где U_бп – передаточное число конечной передачи;

η_бп – к.п.д. конечной передачи, η_бп = 0,85…0,90;

φ – коэффициент сцепления;

r_к – радиус ведущего колеса трактора.

За расчетный момент принимается меньший из полученных.

Ширина ведущей шестерни (длина зуба) определяется из условия прочности зуба на изгиб

В =

где Y – коэффициент формы зуба, зависящий от числа зубьев,

высоты зуба и угла зацепления;

[б_и] – допускаемое напряжение на изгиб, [б_и] = 250 МПа.

Полученная величина В округляется до целого значения в большую сторону.

Геометрические размеры шестерен определяются по методике, изложенной в [2].

Зубья шестерен проверяются на удельную нагруженность, Н/м

q = ,

где [q_доп] – допустимая удельная нагрузка на единицу длины зуба,

[q_доп] = 600 кН/м;

Р_р – расчетное усилие, Н

Р_р =

и на максимальные контактные напряжения

τ_к = 0,418* ≤ [τ_к] ,

где Е – модуль упругости первого рода. Е = 200…220 МПа;

[τ_к] – допускаемое контактное напряжение, [τ_к] =1200 МПа;

40

ρ₁ и ρ₂ – радиусы кривизны поверхности зубьев ведущей и

ведомой шестерен, м

ρ₁ = r_но1 * sinα; ρ₂ = r_но2 * sinα ;

α – угол давления. Для некорригированных шестерен α = 20˚.

В полюсах зацепления шестерен конечной передачи действуют окружная сила Р_р и радиальная R_р.

В общем случае движения на ведущие колеса трактора действуют:

1. касательная сила тяги Р_к;

2. реакция со стороны почвы на ведущее колесо G_в. Условно принимают, что G_в = 0,2(G + Q₁);

3. при повороте трактора или при движении на косогоре ведущее колесо воспринимает боковые реакции почвы

F = μ(G + Q₁)/4 (коэффициент сопротивления повороту μ принимается равным 1).

Силу предварительного натяжения гусеницы обычно не учитывают.

Нанеся действующие силы и моменты на конкретную схему, определяют реакции опор валов и проводят их расчет обычными методами.

Валы конечной передачи рассчитываются на изгиб и кручение. Вал должен быть достаточно прочным, обладать высокой жесткостью, поэтому запас прочности по пределу упругости принимается 5…10.

Напряжение изгиба

б_и = ,

где d₁ – диаметр у основания шлица, м;

d₂ – внутренний диаметр вала (если вал полый).

Напряжение кручения, МПа

τ_кр = + [τ_кр],

41

где [τ_кр] – допускаемое напряжение на кручение, [τ_кр] = 10 МПа;

М_р – расчетный крутящий момент на валу.

Суммарное напряжение в сечении

б_с = [б_с] ,

где [б_с] – допускаемое суммарное напряжение, [б_с] = 6…7 МПа.

Подшипники подбираются по коэффициенту работоспособности, исходя из среднего нагрузочного режима. Методику подбора подшипников смотри [2].

На ведущем валу устанавливают роликоподшипники радиальные с короткими цилиндрическими роликами тяжелой серии.

Для ведомого вала подшипники выбираются радиальные, шариковые и роликовые тяжелой серии с короткими роликами для наиболее нагруженной опоры.

8. КОЛЕСНЫЙ ТОРМОЗ АВТОМОБИЛЯ

В конструкторско-аналитической части проекта кратко излагаются: требования к колесным тормозным механизмам, их классификация, условия работы, конструкции барабанно-колодочных тормозных механизмов, силы, действующие на колодки, сравнительная характеристика различных схем барабанно-колодочных тормозных механизмов, тенденции развития конструкций тормозных систем.

8.1. Определение параметров тормоза. Торможение машины производится с целью снижения скорости движения, быстрой остановки и удержания ее на уклоне.

Тормозной момент, требуемый для остановки автомобиля на горизонтальном пути без учета сопротивления перекатыванию, определяется по формуле

М_т = ,

где j – замедление при торможении. Рекомендуется принимать

j = (4…2,5) м/с²;

r_к – радиус ведущего колеса, м;

42

U_б – передаточное число от тормоза к ведущему колесу,

U_б = 1;

n – число одновременно работающих тормозов;

G – полный вес автопоезда, Н;

Тормозной момент, необходимый для удержания автомобиля на уклоне

М_т = * (sinα + f * cosα) ,

где α – угол уклона;

f – коэффициент сопротивления качению.

Для дальнейшего расчета принимается максимальный тормозной момент. Тормозной момент перераспределяется по осям автомобиля, величины которых должны обеспечить доведение до юза колес на сухой дороге с асфальтобетонным покрытием при полной нагрузке автопоезда.

По рекомендациям [1, 3]

,

где М_т1 и М_т2 – тормозные моменты колес передней и задней осей

автомобиля.

А – коэффициент, А = 0,5…1,0.

Тип колесного тормоза и его размеры (r_б, а, с, е) выбираются самостоятельно или принимаются по прототипу.

Для обеспечения эффективной вентиляции барабана необходимо, чтобы зазор между барабаном и диском составлял 20…30 мм.

8.2 Расчет тормоза. Требуемые значения разжимающих сил

Р₁ = и Р₂ = ,

где μ_т – коэффициент трения между колодками и барабаном,

43

μ_т = 0,3…0,35;

r_б – радиус барабана.

Ширина фрикционной накладки колодки определяется исходя из допускаемого давления

[Р] = N/(r_б * в * β) 2 МПа,

где N – равнодействующая нормальных реакций тормозного

барабана, приложенная в середине дуги накладки;

в – ширина тормозной накладки;

N = ;

β – угол обхвата колодки, рад. Угол обхвата в градусах составляет 90˚…120˚.

Срок службы накладок зависит не только от давления Р, но и от их энергонапряженности, которая оценивается работой трения на единицу поверхности накладок – удельной работой трения L_УД.

L_УД = (4…10) * 10⁴ Дж/м²,

где V_а – скорость автопоезда в начале торможения, км/час;

∑F_общ – суммарная площадь всех фрикционных накладок, м².

Коэффициент эффективности тормоза

К_э = М_т/[(P₁ + P₂) * r_б] ,

где М_т – суммарный тормозной момент на колесе отдействия двух колодок, Н*м;

Р₁ и Р₂ – силы , действующие со стороны разжимного устройства на колодки, Н;

r_б – радиус тормозного барабана, м.

Температура нагрева тормозного барабана

t_б = ,

44

где G_б – вес барабана;

с – удельная теплоемкость барабана. Для чугуна

с = 482 Дж/(кг * К), для алюминия с = 880 Дж/(кг * К).

Повышение температуры барабана за одно полное торможение с начальной скорости V_а = 30 км/ч не должно быть больше 15˚.

8.3. Расчет тормозного барабана. При расчете барабан рассматривается как состоящий условно из двух частей: собственно барабана и диска, соединенных шлицами.

Предварительно задаются соотношениями (рис. 6)

I = (0,3…0,4) В, S₁ = 0.75 * S

Расчет ведется для наиболее нагруженного тормозного барабана. Таким является барабан переднего колеса, у которого среднее удельное давление максимальное. Барабан представляется как тонкостенный цилиндр бесконечной длины. Расчет ведется по формуле тонкостенных сосудов

Р_ср D = 2 * б_р * S,

где Р_ср – среднее давление на внутренней поверхности барабана,

Р_ср = ‹ [Р],

где [Р] – допускаемое удельное давление; [Р] = 0,6 МПа.

Для нормальной работы барабана должно выдерживаться неравенство

б_р = ‹ 200 * 10⁴ Н/м²,

где б_р – напряжение сопротивления разрыву в диаметральном

сечении;

В – ширина барабана, м;

β₀ – угол обхвата накладок, рад.;

S – расчетная толщина стенки барабана, м;

D – диаметр барабана, м.

46

9. БОРТОВАЯ ПЕРЕДАЧА АВТОМОБИЛЯ

В конструктивно-аналитической части проекта представить в кратком изложении: классификацию бортовых передач колесных машин, аргументированное обоснование целесообразности применения ее в трансмиссии автомобиля.

9.1. Определение параметров передачи и расчет шестерен. Тип бортовой передачи принимается по прототипу, передаточное число U_бп – из тягового расчета. Межосевое расстояние между валами , числа зубьев колес и модуль зацепления определяются при конструктивной проработке передачи.

Минимальная ширина шестерен (длина зуба) из условия прочности зуба на изгиб

в = ,

где М_р – расчетный момент на ведомой шестерне при

максимальной касательной силе на ведущем колесе, Н·м

М_р = ,

где Р_к^макс – максимальная касательная сила тяги автомобиля, Н;

r_к – радиус ведущего колеса, м;

n_в – число ведущих колес автомобиля;

у – коэффициент формы зуба, зависящий от числа зубьев,

высоты зуба и угла зацепления;

z₁ – число зубьев ведущей шестерни;

[б_и] – допускаемое напряжение на изгиб, [б_и] = 250 МПа.

Полученная величина "в" округляется до целого числа в большую сторону.

Геометрические размеры шестерен определяются по методике, изложенной в [2].

Зубья шестерен проверяются на удельную нагруженность и на максимальные контактные напряжения.

47

9.2. Расчет валов и подбор подшипников. Реакции опор валов определяются по общепринятой методике. Валы бортового редуктора рассчитываются на изгиб, кручение и суммарное напряжение. Валы должны иметь высокую жесткость, поэтому запас прочности по пределу упругости принимается равным 5…10.

Шлицы рассчитываются на срез и смятие.

Подшипники подбираются по нагрузке наиболее нагруженных опор.

Методику подбора подшипников смотри [2].

48

Приложения

Приложение 1. Краткая техническая характеристика

трелевочных тракторов

Основные параметры	Марка трактора
	ТДТ-55А	ТТ-4	ЛТ-157	К-703
Завод-изготовитель Двигатель Колесная формула Масса эксплуатационная, кг Допускаемая нагрузка на щит, кН Ширина колеи, м База, м Удельное давление на грунт, МПа Тяговое усилие лебедки, кН Максимальное тяговое усилие, кН	Гусеничный		Колесный
	Онежский тракторный СМД-14ВН - 9000 40 1,69 2,32 0,043 77,5 58	Алтайский тракторный А-01Л - 13000 60 2 2,72 0,045 120 88	Харьковский тракторный СМД-60 4 х 4 9400 25 1,91 2,86 0,12 72,5 40	Кировский С-Петербург ЯМЗ-240В 4 х 4 15000 - 2,115 3,2 0,19 120 65

49

Продолжение прилож. 1

Основные параметры	Марка трактора
	ТДТ-55А	ТТ-4	ЛТ-157	К-173
Передаточные числа коробки передач: Вперед I перед. (IX перед.) II (X ) III (XI ) IV (XII ) V (XIII ) VI (XIV ) VII (XV ) VIII (XVI ) Назад I передача II III IV Передаточные числа заднего моста: главная передача планетарный механизм бортовая передача Число зубьев ведущего колеса Шаг гусеничной цепи, мм Радиус ведущего колеса, м Радиус шины, мм Максимальная скорость движения, км/ч	2,69 1,95 1,36 0,905 0,595 2,29 - - - 4 - 5,42 11 134 0,238 - 12,8	3,75 3,22 2,68 1,96 1,67 1,43 1,19 0,86 2,5 2,14 1,78 1,3 3,64 1,41 3,62 11 150 0,263 - 9,75	2,9 2,44 2,16 1,85 1,35 1,14 1,00 0,86 3,64 3,08 2,7 2,32 4,59 - 4,6 - - 0,75 610-660 35,4	9,74 (3,07) 8,03 (2,53) 6,65 (2,09) 5,53 (1,74) 5,02 (1,58) 4,13 (1,30) 3,43 (1,08) 2,85 (0,90) 2,92 - 6 - - 0,8 700-665 33,75