Архив1 / docx56 / 4

3. Прочностные расчёты.

3.1. Расчёт ведущего колеса [2].

Расчет ведущего колеса. Венцы ведущих колес изготовляют из легированной стали методом литья или горячей штамповки с последующей механической обработкой поверхностей зубьев и без нее. Для повышения контактной прочности и износостойкости рабочие поверхности зубьев подвергают упрочняющей термической обработке до твердости HRC48...60.

Расчет зуба колеса на прочность проводится по изгибным и контактным напряжениям. Расчетное усилие определяется из условия максимального сцепления гусеницы с грунтом и передачи всего усилия одним зубом:

Рис. 3.1. Расчетная схема зуба

колеса

где P = 0,65φ; i - число зубчатых венцов у ведущего колеса (i = 1 у одновенцового колеса и i = 2 у двухвенцового). Здесь φ = 1,0.

При расчете зуба колеса на изгиб принимают, что расчетное усилие приложено к вершине зуба (рис. 3.1).

Напряжение изгиба зуба в опасном сечении, находящемся в его основании,

где h - высота зуба; a - ширина основания зуба; = 500...600 МПа -допускаемое напряжение изгиба.

Контактные напряжения в месте контакта цевки с зубом

где и - модуль упругости материала соответственно зубчатого венца колеса и цевки звена гусеницы; == 2,1 -105 МПа; - угол давления, заключенный между нормалью к профилю зуба и осью звена гусеницы; R и - радиус кривизны соответственно зуба ведущего колеса и цевки звена гусеницы; знак "+" для зуба с выпуклым профилем, а "-" - с вогнутым; = 2500...3000 МПа - допускаемое контактное напряжение.

Вывод: таким образом зубья ведущего колеса по контактному напряжению и напряжению изгиба отвечают требованиям прочности зубьев.

3.2. Расчёт выходного вала [2].

Поверочный расчет вала на сопротивление усталости. Здесь определяют запас прочности по пределу выносливости

где и – запас прочности по пределу выносливости соответственно при нормальных и касательных напряжениях; = 1,5...2,5- требуемый запас прочности по пределу выносливости.

Запасы прочности по пределу выносливости определяют из выражений:

где и – предел выносливости материала вала соответственно при нормальных и касательных напряжения; и - коэффициент снижения предела выносливости детали при нормальных и касательных напряжениях; и – амплитуда приведенных нормальных и касательных напряжений; и – средние нормальное и касательное напряжения цикла; и – коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла соответственно при нормальных и касательных напряжениях.

Коэффициенты снижения предела выносливости детали определяют из выражений

где и – коэффициенты концентрации напряжений в детали соответственно при нормальных и касательных напряжениях (если в сечении вала несколько концентраторов, то расчет ведут для большего); и – масштабный фактор соответственно при нормальных и касательных напряжениях; – технологический фактор (учитывает шероховатость поверхности); - коэффициент, учитывающий упрочняющую обработку.

Все перечисленные коэффициенты берут из справочной литературы.

Амплитуда приведенных нормальных напряжений , а касательных – , где – коэффициент долговечности; ; = 0,5.

Среднее нормальное напряжение цикла = 0.

Коэффициент долговечности

где – суммарное число циклов нагружения вала за время эксплуатации = 10000ч; m = 6 при твердости НВ350; m = 9 при твердости НВ>350; – коэффициент режима.

Суммарное число циклов нагружения вала за время эксплуатации и коэффициент режима его нагружения определяют из выражений

Здесь приняты те же обозначения, что и при расчете зубчатых передач.

При определении коэффициента долговечности выражению необходимо учитывать ограничение 0,61. В трансмиссиях тракторов при расчете валов в большинстве случаев = 1.

Поверочный расчет вала на жесткость. Целью этого расчета является определение суммарных прогибов валов и суммарных углов поворота их сечений в местах установки зубчатых колес и суммарных углов поворота сечений валов в опоpax с последующим сравнением полученных значений с допускаемыми нормами.

Прогибы и углы поворота вала постоянного сечения, находящегося под действием сосредоточенной силы F и момента (рис. 3.2.1.), определяют на основе обобщенных уравнений упругой линии и углов поворота сечения вала.

Рис. 3.2.1. Схема вала, нагруженного положительными

сосредоточенной силой F и изгибающим моментом

Уравнение упругой линии

= 0,09.

Уравнение углов поворота сечения вала

= рад,

где J – осевой момент инерции сечения вала; E = 2,1 Мпа – модуль упругости первого рода для стали; x – текущая координата сечения вала, в котором определяют прогиб у и угол поворота θ; и – прогиб и угол поворота вала в начале координат при х = 0.

Уравнение получается дифференцированием по х. Показанные на рис. 3.2.1. направления действия силы F и момента считаются положительными.

Под силой F и моментом следует понимать все действующие на вал силы и моменты, включая реакции в опорах с учетом их знака.

Вывод: таким образом выходной вал по статической прочности и сопротивлению усталости отвечает нормам прочности валов.

3.3. Расчёт подшипников [2].

Работоспособность подшипника при статическом нагружении оценивают по статической грузоподъемности , а при динамическом - по динамической грузоподъемности С.

Статическая грузоподъемность представляет собой статическую нагрузку (радиальную для радиальных и радиально-упорных и осевую для упорных и упорно-радиальных подшипников), вызывающую в наиболее нагруженной зоне контакта общую остаточную деформацию тела качения и колец, равную 0,0001 диаметра тела качения.

=70,8 кН,

Здесь i - число рядов тел качения в подшипнике; z - число тел качения в одном ряду; - диаметр соответственно ролика, мм; - номинальный угол контакта, равный углу между линией действия результирующей нагрузки на тело качения и плоскостью, перпендикулярной оси подшипника; - фактическая длина контакта ролика с кольцом, имеющим наименьшую протяженность контакта, мм.

Работоспособность подшипника при статическом нагружении обеспечивается при условии

,

где - эквивалентная статическая нагрузка.

Для радиальных и радиально-упорных шариковых и роликовых подшипников в качестве принимают наибольшее значение из рассчитанных по формулам

для радиальных роликовых подшипников

= 64,3 кН;

где и - статическая нагрузка соответственно радиальная и осевая; и - коэффициенты соответственно радиальной и осевой статических нагрузок.

Расчет подшипников качения на сопротивление усталости. Основным показателем сопротивления усталости подшипников качения является динамическая грузоподъемность С - расчетная нагрузка (радиальная для радиальных подшипников) которую подшипник может выдержать в течении расчетного срока службы, равного оборотов внутреннего кольца. Под расчетным сроком службы понимается число оборотов, при котором признаки усталости металла не появляются менее чем у 90 % подшипников из данной группы, работающих в одинаковых условиях. Таким образом гарантируется 90%-ная надежность подшипника.

Стандартные подшипники качения подбирают по каталогу на основании экспериментальных кривых контактной усталости по динамической грузоподъемности С (при частоте вращения n 10 ). При n = 1...10 расчет ведут по n = 10 .

Требуемая динамическая грузоподъемность

,

где - приведенная эквивалентная нагрузка на подшипник; L - количество млн. оборотов подшипника за срок службы; р = 3,33 - для роликоподшипников.

Вывод: таким образом подшипники при статической нагрузке и сопротивление усталости отвечают нормам прочности подшипников.

Заключение.

Результаты расчётов показывают на целесообразность применения ведущего колеса трактора ДТ-75М для трактора Т70С с соответствующим изменением параметра (число зубьев увеличено с 13 до 23). При этом скорость Т-70С не изменится.

Список использованных источников.

1. Трактор T-70C: Учеб. пособие для сред. Т65 сел. проф.-техн. училищ/А. Ф. Крыстя, А. П. Новиков, Ю. Г. Урасов, М. М. Харлап.— М.: Высш. школа, 1979.— 150 с.

2. Шарипов В.М. Конструирование и расчет тракторов: Учебник для студентов вузов. – М.: Машиностроение, 2009. – 752 с.

3. Савочкин В.А. Тяговый расчет трактора. Методические указания для выполнения курсовой работы по дисциплине «Теория трактора». – М.: МГТУ «МАМИ», 2001. - 53 с.

33