Розрахунок планетарної коробки перемикання передач трактора класу 02

[ виправити ] текст може містити помилки, будь ласка перевіряйте перш ніж використовувати.

скачати

Зміст

1.Тяговий розрахунок трактора ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... 3

1.1. Вибір тягового діапазону ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... .3

1.2. Вибір оптимальних вагових параметрів трактора ... ... ... ... ... ... ... ......... 3

1.3. Вибір робочих швидкостей і передавальних чисел трансмісії ... ............ 7

1.4. Визначення потрібної потужності двигуна ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... .8

1.5. Визначення передатного числа трансмісії на першій передачі ... .. 8

2. Синтез схем планетарних коробок передач ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... .. 10

2.1. Побудова узагальненого кінематичного плану планетарної коробки передач .. ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... .... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... 10

2.2. Складання вихідних рівнянь і приведення вихідних рівнянь до найпростішого вигляду ... ... ... .... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... .. 13

2.3. Складання похідних рівнянь ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... .14

2.4. Перевірка складених рівнянь ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... .... ... ... ... .16

2.5. Відбраковування ТДМ ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... .... ... ... ... ... 16

2.6. Складання груп рівнянь ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... .... ... ... .20

2.7. Побудова структурних схем ТДМ і ПКП ... ... ... ... ... ... ... ... .... ... ... .. 21

3. Визначення чисел зубів шестерень у планетарній коробці передач ... ... 28

4. Кінематичний аналіз планетарної коробки передач ... ... ... .. ... .... ... ... 32

5. Силовий аналіз планетарної коробки передач ... ... ... ... ... ... ... ... .. ... ... .. 39

6. Бібліографічний список ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... .. 42

1.Тяговий розрахунок трактора.

Необхідні тягові показники трактора можуть бути досягнуті і ефективно використані тільки в тому випадку, якщо будуть правильно обрані його параметри: вага, швидкості руху (передавальні числа трансмісії) і потужність двигуна.

Вихідні дані:

Тип трактора: колісний, сільськогосподарський 4х2.

Тяговий клас: 0,2.

Трансмісія: гідромеханічна.

Прототип: відсутня.

    1. Вибір тягового діапазону

Тягові властивості трактора визначаються максимальним і мінімальним тяговими зусиллями, які визначають тяговий діапазон.

Так, як трактор даного тягового класу не пов'язаний з тракторами попереднього тягового класу, то тяговий діапазон приймаємо: .

де - Розрахункове тягове зусилля на нижчому робочої передачі,

тут - Коефіцієнт перевантаження по тязі; за даними НАТІ для колісних сільськогосподарських тракторів , Приймаємо .

    1. Вибір оптимальних вагових параметрів трактора.

Існуючі методики вибору вагових параметрів трактора при виконанні тягового розрахунку дозволяють підібрати вагу трактора таким чином, щоб тяговий ккд трактора, що працює з номінальною силою тяги на гаку при усталеному русі на горизонтальній ділянці шляху в певних грунтових умовах, перебував у зоні, близькій до його максимальну величину . Однак трактор - це різностороння машина, яка призначена для виконання різних сільськогосподарських та дорожньо-транспортних робіт, і отже, працює в найрізноманітніших грунтових умовах. Таким чином, підібраний вага може виявитися неоптимальним, якщо трактор буде працювати в інших умовах. У зв'язку з цим виникає необхідність багатофакторного підходу до вирішення завдання вибору вагових параметрів трактора при виконанні тягового розрахунку.

Як параметр оптимізації приймаємо значення тягового ккд трактора при роботі з номінальною силою тяги на гаку в даних грунтових умовах, яке визначається за формулою

де η ТР - ккд трансмісії; δ - величина буксування; Р Н - номінальна тягове зусилля за типажем, kH; Р f - сила опору коченню трактора, kH.

Певне таким чином значення тягового ккд відповідає вимогам, що пред'являються до параметра оптимізації. Однак, використовуючи його як параметр оптимізації, вираз можна спростити. Механічний ККД трансмісії в реальних машинах змінюється в залежності від навантаження і кутовий швидкості ведених валів. Так як ми розглядаємо значення тягового ккд тільки в одній точці, то з достатнім ступенем точності можна прийняти η ТР = const і параметр оптимізації представити у вигляді

Величина η залежить від буксування δ і сили опору коченню Р f, які при експлуатації трактора з номінальною силою тяги на гаку на даному грунтовому тлі залежать тільки від ваги трактора G Е. Вирішуючи методом послідовних наближень завдання оптимізації, знаходимо екстремальне, в даному випадку максимальне, значення параметра η і відповідне йому значення ваги трактора G Е.

Рішення виробляємо в такій послідовності.

1.2.1. Призначаємо область визначення фактора G Е. Область визначення експлуатаційного ваги G Е вибираємо відповідно до ваги трактора прототипу, на базі якого проектується нова машина або який вона повинна замінити:

де G ЕЛ - ліва гранична точка області визначення фактора G Е; G ЕП - права гранична точка області визначення фактора G Е.

Безліч G ЕЛ, G ЕП, являє собою діапазон пошуку, який включає граничні точки і точки, розташовані на кратне число кроків від них. Приймаються крок 0,5 kH. Всі подальші розрахунки виконуємо для кожної точки заданого пошуку.

1.2.2. Визначаємо силу опору коченню Р f за формулою

де f - коефіцієнт опору коченню трактора на даному грунтовому тлі.

1.2.3. Визначення величини буксування.

Величина φ КР, відкладена по осі абсцис, визначаємо за формулою

де G СЦ - зчіпний вага трактора, що розраховується за формулою

Тут λ-коефіцієнт навантаження ведучих коліс; для гусеничних тракторів і колісних тракторів 4К4 λ = 1, для колісних 4К2 λ = 0,8).

Для вирішення задачі за допомогою ЕОМ кожну криву δ = δ (φ КР) апроксимуємо двома прямими лініями виду a + b · φ КР і з + d · φ КР. Коефіцієнти a, b, c, d підбираємо з умови максимального наближення до кривої δ = δ (φ КР).

Коефіцієнти апроксимації кривих буксування δ = δ (Р КР).

Таблиця 1

Тип трактора

Вид грунтового фону

f

a

B

C

d

φ КР




Колісний

Стерня

0,1

0

0,2

-0,6

1,44

0,5


Поле, підготовлене під посів

0,18

0,03

0,4

-0,3

1,5

0,3


Грунтова дорога

0,05

0

0,11

-0,5

0,96

0,58


Бетонна або асфальтова дорога

0,02

0

0,11

-0,96

1,55

0,64

1.2.4. Визначаємо величину параметра оптимізації.

Порівнюючи кожну наступну, певну таким чином величину з попередньою, знаходимо максимальне значення параметра оптимізації, фіксуємо експлуатаційна вага трактора, що відповідає цій максимальну величину.

1.2.5. Знайдене значення експлуатаційного ваги є оптимальним для трактора, що працює в даних умовах. Для того щоб знайти оптимальне значення експлуатаційного ваги трактора, що працює в різних грунтових умовах, необхідно в залежності від призначення проектованого трактора або, орієнтуючись на трактор-прототип, проаналізувати умови його експлуатації та визначити ймовірність роботи проектованого трактора на різних грунтових фонах. Кінцевим результатом цієї частини роботи є вибір кількості грунтових фонів, на яких експлуатується трактор, і визначення ймовірностіi) його роботи на кожному з них.

Таблиця 2

Вид грунтового фону

1

Поле, підготовлене під посів

0,18

0,12

2

Стерня

0,1

0,05

3

Грунтова дорога

0,05

0,21

4

Бетонна або асфальтова дорога

0,02

0,62

Вводимо підготовлені дані в програму TTOPT

Таблиця 3


Позначення в програмі

Позначення у формулах

1

2

3

4

Коефіцієнт опору коченню

A1

0,18

0,1

0,05

0,02

Перший коефіцієнт апроксимації

A2

0,03

0

0

0

2-ий коефіцієнт апроксимації

A3

0,4

0,2

0,11

0,11

Третя коефіцієнт апроксимації

A4

-0,3

-0,6

-0,5

-0,96

Четвертий коефіцієнт апроксимації

A5

1,5

1,44

0,96

1,55

Точка зламу

A 6

0,3

0,5

0,58

0,64

Імовірність роботи на даному грунтовому тлі

A7

0,3

0,3

0,2

0,2

Ліва гранична точка області визначення фактора

GEL

2

2

2

2

Коефіцієнт завантаження провідних коліс

RL

0,8

0,8

0,8

0,8

Номінальне тягове зусилля

PN

2

2

2

2

Права гранична точка області визначення фактора

GEP

8 0

8 0

8 0

8 0

Результат роботи програми

Оптимальний ККД

OPTIM

0, 49

0,72

0,85

0,92

Оптимальний експлуатаційна вага

GEOPT

9,3

5,8

5,1

4,9


ZWESA

2,5

1,5

1,2

1,0

Розрахувавши за допомогою програми TTOPT оптимальну вагу трактора в різних грунтових умовах, величину експлуатаційного ваги трактора визначаємо за формулою:

;

1.3. Вибір робочих швидкостей і передавальних чисел трансмісії.

Діапазон передач повинен охоплювати швидкості і тягові зусилля, що визначаються характером виконуваних трактором операцій. Розрізняють діапазони швидкостей:

· Уповільнених чи допоміжних для одержання особливо низьких швидкостей руху, які обумовлюються операціями технологічного процесу;

· Основних робочих швидкостей, на яких виконується більшість сільськогосподарських операцій;

· Транспортних швидкостей, застосовуваних для перевезення вантажів і холостих переїздів.

У тяговому розрахунку здійснюємо вибір швидкостей і передавальних чисел тільки діапазону основних робочих швидкостей.

Діапазон основних робочих швидкостей визначаємо за формулою

де γ g min - мінімально допустимий коефіцієнт завантаження двигуна на вищій передачі; γ g min = 0,85 - для проектованих сільськогосподарських тракторів загального призначення.

При проектуванні тракторів нижча основна робоча швидкість приймається в межах , Вибираємо

Ряд основних швидкостей трактора будуємо за принципом геометричної прогресії, яка передбачає однакову ступінь зміни завантаження двигуна при переході з однієї передачі на іншу. Основне рівняння ряду швидкостей має наступний вигляд:

;

де q - знаменник геометричної прогресії, визначається формулою

Тут Z = 4 - число основних передач, яке вибираємо за базовим трактора; V Н (z) - швидкість на вищій робочої передачі.

1.4. Визначення потрібної потужності двигуна.

Номінальна потужність двигуна знаходиться з умови реалізації розрахункового тягового зусилля на заданій нижчої робочої швидкості :

За потрібної потужності вибираємо двигуна: з номінальною потужністю

10 кВт.

1.5. Визначення передатного числа трансмісії на першій передачі.

Число передач коробки передач приймаємо рівним п'яти, а щоб поліпшити перекриття між ступенями, поєднується точка Р кр.рас з точкою гідротрансформатора, що має η г мах, а точка переходу на вищу передачу - у момент переходу на режим гідромуфти.

Передаточне число трансмісії на I передачу ί ТР (1).

де f-коефіцієнт опору коченню на найбільш ймовірний грунтовому тлі, що зустрічається при експлуатації трактора, в нашому випадку для поля підготовленого під посів f = 0,02; М т - момент спільної роботи двигуна і гідротрансформатора в режимі η г max.; r k - динамічний радіус колеса, м; - Механічний ККД трансмісії, який включає внутрішні втрати в ходовій системі: для сільськогосподарських колісних тракторів , Приймаємо ; ККД гідротрансформатора = 0,87.

Для колісного трактора класу 0,2 .

Приймаючи U 5 = 1, знаходимо передавальні числа на інших передачах планетарної коробки передач: U 1 = 2,52; U 2 = 2; U 3 = 1,6; U 4 = 1,26.

2. Синтез схем планетарних коробок передач

2.1. Побудова узагальненого кінематичного плану планетарної коробки передач

Синтез схем ПКП виконується в такій послідовності.

У курсовій роботі розглядається п'ятиступінчаста ПКП з двома ступенями свободи, що забезпечує п'ять передач переднього ходу.

Використовуючи рівняння кінематики ТДМ [1, 2.8], побудуємо узагальнений кінематичний план ПКП (ОКП ПКП). Він являє собою графічну залежність частот обертання центральних ланок n p, ПКП від частоти обертання веденого вала n вм при постійній частоті обертання ведучого валу п ещ, прийнятої за одиницю:

n p = f (n вм) при n вщ = 1.

Підставивши в рівняння [1, 2.8] n вщ = 1, одержимо

[1,2.9]

З отриманого виразу видно, що залежність n р = f (n вм) має лінійний характер і на ОКП ПКП представляється прямою лінією. Побудувати цю залежність можна по двох точках.

Першу точку визначимо для режиму блокування всіх ланок ПКП, при якому

Для ПКП плани швидкостей всіх гальмівних ланок повинні пройти через точку з координатами (1; 1).

Другу точку на ОКП ПКП знайдемо при включеній р передачі, коли в рівнянні [1,2.9] n p = 0. У результаті частота обертання веденого вала

Ця точка на плані має координати .

Таким чином графік залежності n p = f (n вм) на ОКП ПКП являє собою пряму, що проходить через точки з координатами (1; 1), . Перша точка (1; 1) фізично означає, що механізм зблокований і частоти обертання всіх центральних ланок ПКП рівні частоті обертання ведучого валу, прийнятої за одиницю ( ). Друга точка визначається для випадку зупинки гальмівного ланки n p = 0.

Вона визначає частоту обертання веденого вала ПСП при включеній р передачу ( ).

Частота обертання ведучого валу ( ) На ОКП ПКП представляється прямої, що проходить через точку (1; 1) паралельно осі абсцис.

При розбивці передавальних чисел між агрегатами трансмісії, з метою спрощення конструкції ПКП, передбачаємо в ній пряму передачу з передавальним числом u р = 1. Це зменшує на одиницю число ТДМ, що входять у схему ПКП. Необхідно, щоб пряме була найбільш часто використовувана передача, так як ККД такої передачі близький до одиниці.

ОКП для передавальних чисел проектованої ПКП представлені на рис. 1. Цей план є загальним для будь-яких схем ПКП, що реалізують задані передавальні числа. Він дозволяє визначити абсолютні і відносні частоти обертання центральних ланок ПКП на нейтралі і на всіх передачах. Частота обертання веденого вала n вм виражається відрізками осі абсцис або ординатами штрихпунктирними променя, проведеного через початок координат і одиничну крапку. Частоти обертання гальмівних ланок n р на включаються передачах і нейтралі визначаються ординатами їх променів.

Відносні частоти обертання центральних ланок визначаються вертикальними відрізками між їх променями.

Відносна частота обертання максимальна на першій передачі між провідною ланкою n вщ і n 4.

Рис. 1. ОКП ПКП для заданих передавальних чисел

Високі відносні частоти обертання центральних ланок можуть призвести до неприпустимо великим частотах обертання підшипників сателітів. Тут необхідно зазначити, що гранична швидкохідність підшипників кочення обмежується в каталозі граничною частотою обертання кілець. Під граничною швидкохідність підшипника розуміється найбільша частота обертання кілець, за межами якої розрахункова довговічність підшипника не гарантується.

Крім основних кінематичних параметрів ОКП ПКП дозволяє визначити моменти блокувальних фрикціонів при різних варіантах блокування ланок для одержання прямої передачі.

2.2. Складання вихідних рівнянь і приведення вихідних рівнянь до найпростішого вигляду

Для цього використовується рівняння [1, 2.8]. У результаті отримаємо чотири вихідних рівняння:

У наведених рівняннях [1, 2.4-2.6] найменший коефіцієнт дорівнює плюс одиниці і коефіцієнти при частотах обертання центральних ланок розташовуються в порядку зростання за абсолютною величиною.

Рівняння 1 та 2 за своєю структурою повністю відповідають рівнянням [1, 2.4-2.6]. Тому перепишемо їх без зміни.

У рівнянні 3 і 4 коефіцієнти при частотах обертання n 2, n 3, n 4 менше одиниці. Для приведення даних рівнянь до найпростішого виду розділимо їх відповідно на 0,6 і 0,26 і перепишемо у порядку зростання за абсолютною величиною коефіцієнтів при частотах обертання центральних ланок. У результаті отримаємо

.

2.3. Складання похідних рівнянь

Похідні рівняння відрізняються від вихідних і один від одного комбінацією входять до рівняння частот обертання центральних ланок.

Загальна кількість вихідних і похідних рівнянь W визначається числом можливих сполучень із загального числа частот обертання гальмівних ланок р, ведучого і веденого ланок (всього р + 2 ланки) по три, так як в кожне рівняння входять частоти обертання трьох центральних ланок ТДМ.

У загальному вигляді

У розглянутому прикладі р = 4. Тоді

Отже, до чотирьох вихідним рівнянням треба додати 16 похідних.

Перша група похідних рівнянь виходить винятком з вихідних рівнянь частоти обертання веденого ланки n вм. Для цього розглядаються попарно два рівняння. При цьому з чотирьох рівнянь

Отже, з чотирьох вихідних рівнянь виключенням з них частоти обертання веденого ланки можна отримати наступне число комбінацій по два рівняння n вм можна отримати 6 похідних рівнянь.

Для виключення з рівнянь 1 і 2 n вм множимо рівняння 2 на (-2,52 / 2) і підсумовуємо його з рівнянням 1. У результаті отримаємо рівняння

Інші п'ять похідних рівнянь отримані аналогічно:

(З рівнянь 1 і 3);

(З рівнянь 1 і 4);

(З рівнянь 2 і 3);

(З рівнянь 2 і 4);

(З рівнянь 3 та 4).

Після приведення отриманих рівнянь до найпростішого виду отримаємо:

Друга група похідних рівнянь виходить винятком з вихідних рівнянь 1-4 частоти обертання ведучого ланки n вщ.

Тут, як і в раніше розглянутому випадку, з чотирьох вихідних рівнянь виключенням з них частоти обертання ведучого ланки n вщ можна отримати 6 похідних рівнянь:

(З рівнянь 1 і 2);

(З рівнянь 1 і 3);

(З рівнянь 1 і 4);

(З рівнянь 2 і 3);

(З рівнянь 2 і 4);

(З рівнянь 3 та 4).

Після приведення отриманих рівнянь до найпростішого виду отримаємо:

Решта відсутні чотири рівняння визначимо з рівнянь 5-10 виключенням з них частоти обертання ведучого ланки n вщ або з рівнянь 11-16 виключенням з них частоти обертання веденого ланки n вм. У результаті отримаємо:

(З рівнянь 11 і 12);

(З рівнянь 12 і 16);

(З рівнянь 14 і 15);

(З рівнянь 11 і 15).

Після приведення отриманих рівнянь до найпростішого виду маємо:

2.4. Перевірка складених рівнянь

Рівняння перевіряються за наступними параметрами. Найменший коефіцієнт при частоті обертання центральної ланки в кожному рівнянні повинен бути дорівнює одиниці. Найбільший по абсолютній величині коефіцієнт повинен бути на одиницю більше від середнього. Комбінація частот обертання центральних ланок, які входять у кожне рівняння, не повинна повторюватися.

У даному випадку всі рівняння 1-20 відповідають вище перерахованим вимогам.

Всі отримані рівняння переносяться в табл. 1, в якій передбачають колонки 3, 4, 5 і 6 для запису характеристик ТДМ, відносних максимальних частот обертання сателітів, структурних схем ТДМ і загальної оцінки механізму.

2.5. Відбраковування ТДМ

Відбраковування ТДМ за величиною характеристики планетарного ряду к. Для схем ТДМ зі змішаним зачепленням шестерень характеристика планетарного ряду може змінюватися в межах 1,5 <до <4,0 (4,5).

Для синтезу схем ПКП будемо використовувати тільки ТДМ зі змішаним зачепленням шестерень, для яких 1,5 <до <4,0.

Тоді за величиною характеристики планетарного ряду до в табл. 3 відбраковує рівняння 1, 2, 3, 5, 8, 9, 10, 13, 15, 16, 17 і 20 (див. графу 3 та 6 таблиці).

Відбраковування ТДМ за величиною відносних частот обертання сателітів п Во. Тут розглядаються тільки механізми, у яких характеристика планетарного ряду до перебуває в прийнятних межах.

Для схеми ТДМ зі змішаним зачепленням шестерень відносні частоти обертання сателітів визначаються, як і в простій передачі при нерухомому воділе.

Таблиця 3

Аналіз схем ТДМ на можливість подальшого використання

Рівняння кінематики ТДМ


До

Структурна схема

Примітка

1

2

3

4

5

6

1

1,12



Виключити за К

2

1



Виключити за К

3

1,33



Виключити за К

4

3,85

4,2


Придатне

5

4,85



Виключити за К

6

1,63

3,15


Придатне

7

1,92

1,64


Придатне

8

4,02



Виключити за К

9

1,37



Виключити за К

10

1,22



Виключити за К

11

1,9

1,37


Придатне

12

1,54

2,25


Придатне

13

4,76



Виключити за К

14

1,5

2,4


Придатне

15

2,86

1,86


Придатне

16

1,33



Виключити за К

17

1,26



Виключити за К

18

2,17

1,57


Придатне

19

3,29

0,9


Придатне

20

8,34



Виключити за К

Відносні частоти обертання сателітів n Під визначаємо по одному з виразів [1, 2.11-2.13]. При цьому n Під визначаємо для тієї передачі, на якій вони максимальні, а максимальні вони там, де відносні частоти центральних ланок найбільші. У нашому випадку, у відповідності з ОКП ПКП (див рис. 1), найбільші відносні частоти обертання центральних ланок на першій передачі.

Абсолютні частоти обертання центральних ланок ПКП для даної передачі визначимо з ОКП ПКП (рис. 1).

Тут:

; ;

;

;

;

Для четвертого ТДМ з табл. 3 для визначення n Під використовуємо вираз [1, 2.11]. Тут ; ; .

Підставляючи ці значення у вираз [1,2.11], отримаємо

Значення за абсолютною величиною для рівняння 4 заносимо в графу 4 табл. 1.

Для шостого ТДМ з табл. 3 для визначення n Під використовуємо вираз [1, 2.13]. Тут ; ; ; . Підставляючи ці значення у вираз [1, 2.13], отримаємо

Для сьомого ТДМ з табл. 3 для визначення n Під використовуємо вираз [1, 2.13]. Тут ; ; ; . Підставляючи ці значення у вираз [1, 2.13], отримаємо

На одинадцятий ТДМ з табл. 3 для визначення n Під використовуємо вираз [1, 2.11]. Тут ; ; ; . Підставляючи ці значення у вираз [1, 2.1 1], отримаємо

На дванадцятий ТДМ з табл. 3 для визначення n Під використовуємо вираз [1,2.13]. Тут ; ; ; . Підставляючи ці значення у вираз [1, 2.13], отримаємо

Для чотирнадцятий ТДМ з табл. 3 для визначення n Під використовуємо вираз [1,2.13]. Тут ; ; ; . Підставляючи ці значення у вираз [1,2.13], отримаємо

Для п'ятнадцятий ТДМ з табл. 3 для визначення n Під використовуємо вираз [1,2.13]. Тут: ; ; ; . Підставляючи ці значення у вираз [1,2.13], отримаємо

Для вісімнадцятого ТДМ з табл. 3 для визначення n Під використовуємо вираз [1,2.13]. Тут ; ; ; . Підставляючи ці значення у вираз [1,2.13], отримаємо

Для дев'ятнадцятого ТДМ з табл. 3 для визначення n Під використовуємо вираз [1,2.13]. Тут ; ; ; .. Підставляючи ці значення у вираз [1,2.13], отримаємо

При виборі ТДМ для складання схеми ПКП одним з основних обмежень є гранична відносна частота обертання n Під сателітів, яка повинна задовольняти умові нормальної роботи підшипникових вузлів протягом заданого терміну служби машини.

Застосовувані для сателітів серійні підшипники кочення допускають під навантаженням відносну частоту обертання кілець n Під до 6000 хв -1, а без навантаження - до 10000 хв -1. Тому, при n Під <6000 хв -1 рівняння кінематики ТДМ вважається придатним для подальшого дослідження, при 6000 ≤ n Під ≤ 10000 мін -1 - умовно придатним, а при n Під> 10000 хв -1 - непридатним.

Умовно придатні ТДМ використовуються, якщо на передачу з максимальними відносними частотами обертання сателітів вони працюють без навантаження. Встановити, як навантажений механізм, можна тільки після побудови схеми ПКП.

Для досліджуваної схеми ПКП частота обертання ведучого валу n вщ = 2000 хв -1. Тоді придатними є рівняння 7, 11, 12, 14, 15, 18 і 19 (див. графу 4 і 6 табл. 1).

Шукана схема ПКП повинна включати чотири ТДМ, так як вона повинна забезпечувати отримання чотирьох передач з передавальними числами .

2.6. Складання груп рівнянь

Із семи рівнянь, куди входять придатні 7, 11, 12, 14, 15, 18 і 19 рівняння, що описують відповідні ТДМ, потрібно скласти різні комбінації по чотири рівняння в групі, так як в ПКП чотири передачі з передавальними числами :

Отже, можна скласти 35 неповторюваних груп рівнянь по чотири рівняння в кожній групі. Можливі комбінації груп рівнянь наведені в табл. 4. З складених неповторюваних комбінацій груп рівнянь відбраковує групи, в яких кожна з р + 2 частот обертання центральних ланок не зустрічається хоча б один раз. Отже, для складання схеми ПКП із заданими передавальними числами в кожній групі рівнянь повинні бути присутніми частоти обертання гальмівних ланок, а також частота обертання ведучого n вщ і веденого n вм ланок. За ознакою відсутності будь-якого з перерахованих ланок відбраковує 14 груп рівнянь (в табл. 4 відзначені курсивом).

Таблиця № 4

7 .11.12.14

7 .11.12.15

7 .11.12.18

7 .11.12.19

7 .11.14.15

7 .11.14.18

7 .11.14.19

7 .11.15.18

7 .11.15.19

7 .11.12.15

7 .11.14.15

7 .12.14.18

7 .12.14.19

7 .12.14.15

7 .12.15.18.

7 .12.15.19

7 .12.18.19

7 .14.15.18

7 .14.15.19.

7 .12.14.18

7 .12.15.18.

7.15.18.19

7.14.18.19

11.12.15.19

11.12.18.19.

11.14.15.19

11.14.18.19

11.12.15.18

11.12.14.18

11.12.14.15.

11.12.15.19

11.12.15.18

11.12.14.15.

11.12.14.19

11.15.18.19

Більш компактна конструкція ПКП виходить, якщо характеристики до планетарних механізмів, які становлять групу рівнянь, досить близькі за величиною. Тому структурні схеми ПКП будуємо лише для тих груп рівнянь, в яких характеристика до відрізняється не більше ніж на одиницю (див. табл. 4). У табл. 4 ці групи рівнянь виділені жирним шрифтом з підкресленням (13 груп).

2.7. Побудова структурних схем ТДМ і ПКП

Розглянемо з табл. 3 придатне рівняння 7 кінематики ТДМ:

У даному рівнянні сонячна шестірня є провідною ланкою з частотою обертання n вщ, епіцікліческая шестерня - гальмівним ланкою з частотою обертання n 2, а водило - гальмівним ланкою з частотою обертання n 1.

Перенесемо структурну схему для рівняння 7 кінематики ТДМ в графу 5 табл. 3. Аналогічно сроім структурні схеми для решти придатних рівнянь і переносимо в табл. 3. При цьому у кожної ланки на структурній схемі ставимо індекс, який вказує, з яким гальмівним ланкою (1, 2, 3, 4), ведучим (вщ) або веденим (вм) валом ця ланка з'єднується.

З виділених 13 груп рівнянь (див. табл. 4) вдалося побудувати 6 структурних схем ПКП, наведених на рис. 2.

Рис. 2. Структурні схеми ПКП

Вибір структурної схеми ПКП виробляємо:

- Щодо забезпечення вимог компонування ПСП в машині;

- За мінімальною шаруватості валів;

- По можливості оптимальної установки блокувального фрикціону для включення прямої передачі;

- Щодо забезпечення максимального ККД ПКП.

Вимоги компонування. Яке взаємне розташування ведучого і веденого валів ПКП найбільш доцільно, залежить від прийнятої загальної схеми компонування трансмісії. Вимогам компонування трансмісії задовольняють схеми з співвісним розміщенням ведучого і веденого валів, тобто схеми 6, 23, 18, ​​8 і 22 на рис. 2. Однак у схемах 18, 8 і 22 неможливо забезпечити роботу ПКП на всіх передачах, тому для подальшого розгляду приймаємо схеми 6 і 23.

Установка блокувального фрикціону. Відповідно до ОКП ПКП (див. рис. 1) найменший розрахунковий момент блокувального фрикціону виходить при блокуванні на нейтралі провідної ланки з гальмівним ланкою четвертої передачі:

У решти до подальшого аналізу схемах 6, 23, 18, ​​8 і 22 (див. рис. 2) таке блокування виконати неможливо.

У схемах 6, 23 найменший з можливих розрахунковий момент блокувального фрикціону виходить при блокуванні провідної ланки (вщ) з гальмівним ланкою (1) першої передачі. Тут розрахунковий момент блокувального фрикціону

Отже, щодо забезпечення мінімального розрахункового моменту блокувального фрикціону структурні схеми 6, 23 ПКП ідентичні. На зазначених структурних схемах (див. рис. 2) блокувальні фрикціони, блокуючі провідне і гальмівне ланка першої передачі, позначені буквою Ф. Однак у схемі 6 'утруднений висновок гальмівного ланки другого передач, тому для подальшого розгляду приймаємо схему 6.

Визначення ККД ПКП. При виборі схеми ПКП ККД визначається на найбільш часто використовуваної передачі, не вважаючи пряму. Для визначення ККД ПКП зручний метод, запропонований проф. М. А. Крейнесом.

Загальна методика визначення ККД ПКП на будь-який включеній передачі представлена ​​у вигляді наступних етапів:

1) за кінематичною схемою ПКП з використанням рівнянь кінематики ТДМ визначаємо кінематичне передавальне число u р на р передачу (див. вираз 2.19);

2) за висловом [1, 2.21] визначаємо знаки показників ступеня х i у η 0;

3) за висловом [1, 2.20] визначаємо силове передавальне число на р. передачі;

4) по вираженню [1, 2.18] визначаємо ККД ПКП η р на р передачі.

Приймаємо, що найбільш часто використовуваної буде друга передача, яка реалізується при гальмуванні другого гальмівного ланки з частотою обертання n 2.

Аналітичне визначення кінематичного передавального числа ПКП.

а). На структурній схемі ПКП виділяємо працюючі (навантажені) на розглянутій передачі планетарні ряди. Не навантажені ті ряди, в яких хоча б одна ланка вільно.

У схемі 23 (рис. 2) не навантажений планетарний ряд 18, у якого вільно водило, поєднане з вимкненим гальмом (4) четвертої передачі. Планетарні ряди 7, 11 і 14 навантажені.

б). Для кожного працюючого (навантаженого) планетарного ряду складаємо рівняння кінематики, виражене через характеристику до ряду / див. вираз (2.4) /. У нашому випадку для 7, 11 і 14 планетарних рядів (мал. 2) рівняння кінематики мають вигляд:

[1,2.22]

в). Складаємо рівняння зв'язку. Рівняння зв'язку складаємо на підставі кінематичної або структурної схеми 6 ПКП (див. рис. 2). З представленої схеми ПКП слід, що

n в7 = n В11; n А7 = n вщ; n А11 = n А14 = n вм; n С14 = n с7 = n В18; n В14 = n с11 = n з18 = 0.

г). У рівняннях кінематики і зв'язку частоти обертання всіх ланок, пов'язаних з ведучим і веденим валами, замінюються на n вщ і n вм. У результаті рівняння кінематики [1,2.22] приймуть вигляд:

[1,2.23]

д). Для визначення передаточного числа ПКП на другій передачі вирішуємо систему рівнянь [1,2.23]. Спочатку з другого і третього рівнянь отриманої системи рівнянь [1,2.23] визначаємо

Оскільки і , То прирівнявши ці рівняння отримаємо

У підсумку

е). Для перевірки виконаних аналітичних викладок в отримане рівняння з табл. 3 підставляємо значення характеристик планетарних рядів . У результаті отримаємо

Так як отриманий вираз u 2 дорівнює заданому, то висновок вираження виконано правильно.

Визначення знаків показників ступеня х i b η 0.

Для структурної схеми 5 ПКП відповідно до виразу [1, 2.2 5],

Тоді, використовуючи вираз [1, 2.2 1],

Аналогічно визначаємо

Силове передавальне число на другій передачі визначаємо за словами [1, 2.2 0]. Тоді для структурної схеми 5 маємо

Визначення ККД ПКП на другій передачі. Для структурної схеми 5 ПКП

На рис. 3 приведена кінематична схема ПКП, виконана за структурною схемою 6 (див. рис. 2). Гальмом Т 1 включається перша передача. У цьому випадку під навантаженням працюють планетарні ряди 7, 11 і 14. Гальмом Т 2 включається друга передача. У цьому випадку під навантаженням працюють планетарні ряди 7, 11 і 14. Гальмом Т 3 включається третя передача. У цьому випадку під навантаженням працюють планетарні ряди 7, 11 і 14. Гальмом Т 4 включається четверта передача. У цьому випадку під навантаженням працюють планетарні ряди 7, 11, 14 і 18. Фрикціоном Ф включається п'ята (пряма) передача.

Рис. 3. Кінематична схема ПКП

Таким чином, використовуючи метод синтезу ПКП, вибрали найбільш раціональну її кінематичну схему.

3. Визначення чисел зубів шестерень у планетарній коробці передач

У ТДМ, які відносяться до співвісним зубчастим механізмам, не можна довільно призначати числа зубів шестерень, так як необхідно, перш за все, забезпечити збіг осей обертання їх центральних ланок. Крім того, за наявності кількох сателітів необхідно забезпечити можливість складання механізму, а також відсутність зачіпання сателітів одного ряду один за одного. При цьому число зубів найменшою шестерні ТДМ має виключати ймовірність підрізання ніжки зуба.

Таким чином, при підборі чисел зубів шестерень ТДМ необхідно забезпечити дотримання умов співвісності, складання і сусідства.

Умова співвісності. Виконання цієї умови забезпечує співвісність центральних зубчастих коліс ТДМ. Для найбільш компактного і найпоширенішого в схемах ПКП одновенцового ТДМ зі змішаним зачепленням шестерень умова співвісності записується у вигляді:

m Z з = mZ a +2 m Z B 0,

де m - модуль зачеплення; Z з, Z a, Z B 0 - число зубів відповідно сонячної шестірні, епіциклу і сателіта.

Так як модуль у всіх шестерень однаковий, то

Z c = Z a +2 Z Bo. [1,2.29]

З умови співвісності [1,2.29] випливає важливе практичне правило при підборі числа зубів: сонячна шестірня і епіцикл повинні мати або парне чи непарне число зубів, щоб їх різниця була парному величиною. В іншому випадку сателіти будуть мати дробове число зубів.

Умова збірки. Ця умова визначає можливість складання ТДМ, тобто можливість одночасного зачеплення сателітів із центральними зубчастими колесами.

Розглянемо як приклад одновенцовий ТДМ зі змішаним зачепленням шестерень [1, рис. 2.1, а], у якого сателіт В повинен одночасно знаходитися в зачепленні з сонячною шестірнею а і епіциклом с. Це можливо тільки за умови, коли

[1,2.30]

де d - число сателітів; γ-будь-яке ціле число.

Таким чином, умова складання одновенцового ТДМ зі змішаним зачепленням шестерень полягає в тому, що сума чисел зубів сонячної шестірні й епіциклу повинна бути кратна числу сателітів.

Умова сусідства. Виконання цієї умови виключає зачіпання сателітів один про одного і надмірні втрати потужності на '"барботаж" масла (зазор між вершинами зубів двох сусідніх сателітів повинен бути більше 3 ... 5 мм). Умова сусідства найчастіше перевіряють графічно. Встановлено, що для забезпечення зазору між вершинами зубів сателітів більше 3 ... 5 мм зазор між їх початковими колами повинен бути не менше 0,2 діаметра початкової окружності найменшою шестерні планетарного ряду.

Підбір чисел зубів необхідно починати з найменшої шестерні, число зубів якої має бути не менше 12-14. Таким чином, Z mn = 12-14, що виключає ймовірність підрізання ніжки зуба.

У ТДМ зі змішаним зачепленням шестерень і одновенцовимі сателітами [1, рис. 2.1, а] в залежності від характеристики до ряду менше число зубів може мати сонячна шестірня або сателіт.

Якщо характеристика планетарного ряду до> 3, то Z min - на сонячній шестірні. Тоді з умови складання [1,2.30]

[1,2.31]

Якщо до <3, то Z min - на сателіті. Тоді з умови співвісності

[1,2.32]

Підставляючи Z a з виразу [1,2.31] в [1,2.32], отримаємо

[1,2.33]

При до = 3 сонячна шестірня і сателіт мають однакове число зубів та їх визначення можна проводити за висловом [1,2.31] або [1,2.33].

Розглянемо отриману схему 6 ПКП, представлену на рис. 3. Для забезпечення достатньої простоти конструкції ТДМ, що входять у схему ПКП, приймемо для всіх її чотирьох рядів однакове число сателітів-d = 3. Розглянь послідовно всі чотири планетарних ряду, що входять у схему ПКП.

Для планетарного ряду 7 до 7 = 1.92. Так як , То за висловом [1,2.33], приймаючи γ = 30, визначимо число зубів сонячної шестірні

Тоді число зубів епіциклу

а число зубів сателіта

При цьому уточнене значення характеристики планетарного ряду

Для планетарного ряду 11 до 11 = 1,9. Так як , То за висловом [1,2.33], приймаючи γ = 32, визначимо число зубів сонячної шестірні

Тоді число зубів епіциклу

а число зубів сателіта

При цьому уточнене значення характеристики планетарного ряду

Для планетарного ряду 14 до 14 = 1,5. Так як , То за висловом [1,2.33], приймаючи γ = 40, визначимо число зубів сонячної шестірні

Тоді число зубів епіциклу

а число зубів сателіта

При цьому уточнене значення характеристики планетарного ряду

Для планетарного ряду 18 до 18 = 2.17. Так як , То за висловом [1,2.31], приймаючи γ = 42, визначимо число зубів сонячної шестірні

Тоді число зубів епіциклу

а число зубів сателіта

При цьому уточнене значення характеристики планетарного ряду

Оскільки при підборі чисел зубів шестерень планетарних рядів характеристики рядів 7, 11 і 18 змінилися незначно, то слід уточнити значення передавального числа ПКП для найбільш часто використовуваної передачі, виключаючи пряму. У нашому випадку ми взяли, що найбільш часто використовується в експлуатації буде друга передача.

Тоді для неї, відповідно до виразу [1,2.28], уточнене значення кінематичного передавального числа

яке відрізняється від початкового значення u 2 = 2 всього на 0,4%.

Примітка: при підборі чисел зубів шестерень планетарних рядів коробки передач допускається коригування передавальних чисел до 3%.

У нашому разі передаточне число на найбільш часто використовуваної передачі змінилося всього на 0,4%, що допустимо. Отже, числа зубів шестерень планетарних рядів підібрані вірно.

4. Кінематичний аналіз планетарної коробки передач

Завданням кінематичного аналізу є уточнення передавальних чисел ПКП (якщо при підборі чисел зубів шестерень планетарних рядів змінювалися їх характеристики к) та аналітичне визначення абсолютних частот обертання всіх центральних ланок і відносних частот обертання сателітів на всіх передачах.

Кінематичний аналіз ПКП заснований на використанні рівнянь кінематики ТДМ.

Розглянемо схему ПКП (рис. 3) і проаналізуємо її роботу на всіх передачах.

Для цього запишемо рівняння кінематики для всіх ТДМ, що входять у схему ПКП, в порядку їх розташування на схемі:

Перша передача. Вона забезпечується включенням гальма Т 1. Тут під навантаженням працюють планетарні ряди 7, 11 і 14.

Перепишемо рівняння кінематики ТДМ для зазначених планетарних рядів:

При включенні гальма Т 1 на даній передачі (див. рис. 3) n в7 = n В11 = 0; n А7 = n вщ; n А11 = n А14 = n вм.

Вирішуючи рівняння кінематики з урахуванням рівнянь зв'язку, визначимо передавальне число PKP:

Зі схеми ПКП випливає, що:

З рівняння кінематики для планетарного ряду 7, 14 і 18 з урахуванням рівнянь зв'язку визначимо

З рівняння кінематики для планетарного ряду 11, 14 і 18 з урахуванням рівнянь зв'язку визначимо

З рівняння кінематики для планетарного ряду 18 з урахуванням рівнянь зв'язку визначимо

Визначимо відносні частоти обертання всіх сателітів ПСП при включеній першій передачі. Для цього використовуємо вираз [1,2.11]. У результаті отримаємо:

Для оцінки можливості використання заданої схеми ПКП необхідно оцінити абсолютні частоти обертання всіх її ланок. Тому в табл. 5 заносимо результати виконаних розрахунків за абсолютною величиною (без урахування знаків).

Друга передача. Забезпечується включенням гальма Т 2 і тут під навантаженням працюють планетарні ряди 7, 11 і 14.

Передаточне число було визначено раніше і його величина

Частоти обертання центральних ланок ПСП і відносних частот обертання сателітів на другій передачі визначаємо аналогічно.

Перепишемо рівняння кінематики ТДМ для зазначених планетарних рядів:

При включенні гальма Т 2 на даній передачі (див. рис. 3) n в7 = n В11; n А7 = n вщ; n А11 = n А14 = n вм; n С14 = n с7 = n В18; n В14 = n с11 = n з18 = 0.

Зі схеми ПКП випливає, що:

З рівняння кінематики для планетарного ряду 7, 14 і 18 з урахуванням рівнянь зв'язку визначимо

З рівняння кінематики для планетарного ряду 11 і 7 з урахуванням рівнянь зв'язку визначимо

З рівняння кінематики для планетарного ряду 18 з урахуванням рівнянь зв'язку визначимо

Визначимо відносні частоти обертання всіх сателітів ПСП при включеній першій передачі. Для цього використовуємо вираз [1,2.11]. У результаті отримаємо:

Третя передача. Вона забезпечується включенням гальма Т 3. Тут під навантаженням працюють планетарні ряди 7, 11 і 14.

Перепишемо рівняння кінематики ТДМ для зазначених планетарних рядів:

При включенні гальма Т 3 на даній передачі (див. рис. 3) n в7 = n В11; n А7 = n вщ; n А11 = n А14 = n вм; n С14 = n с7 = n В18 = 0; n В14 = n с11 = n з18.

Вирішуючи рівняння кінематики з урахуванням рівнянь зв'язку, визначимо передавальне число PKP:

Зі схеми ПКП слід, що

З рівняння кінематики для планетарного ряду 11,14 і 18 з урахуванням рівнянь зв'язку визначимо

З рівняння кінематики для планетарного ряду 11 і 7 з урахуванням рівнянь зв'язку визначимо

З рівняння кінематики для планетарного ряду 18 з урахуванням рівнянь зв'язку визначимо

Визначимо відносні частоти обертання всіх сателітів ПСП при включеній першій передачі. Для цього використовуємо вираз [1,2.11]. У результаті отримаємо:

Четверта передача. Вона забезпечується включенням гальма Т 4. Тут під навантаженням працюють планетарні ряди 7, 11, 14 і 18.

При включенні гальма Т 4 на даній передачі (див. рис. 3) n в7 = n В11; n А7 = n вщ; n А11 = n А14 = n вм; n С14 = n с7 = n В18; n В14 = n с11 = n з18; n а18 = 0.

Вирішуючи рівняння кінематики з урахуванням рівнянь зв'язку, визначимо передавальне число PKP:

Зі схеми ПКП слід, що

З рівняння кінематики для планетарного ряду 7,14 і 18 з урахуванням рівнянь зв'язку визначимо

З рівняння кінематики для планетарного ряду 11,14 і 18 з урахуванням рівнянь зв'язку визначимо

З рівняння кінематики для планетарного ряду 11 з урахуванням рівнянь зв'язку визначимо

Визначимо відносні частоти обертання всіх сателітів ПСП при включеній першій передачі. Для цього використовуємо вираз [1,2.11]. У результаті отримаємо:

Частоти обертання всіх центральних ланок ПСП і

відносні частоти обертання сателітів, об / хв

Таблиця 5

Передача

1

2

3

4

Навантажені ряди ПКП

7, 11, 14

7, 11, 14

7, 11, 14

7, 11, 14, 18

n А7 = n вщ

2 0 00

2 0 00

2 0 00

2 0 00

n А11 = n А14 = n вм

758

962

1258

15 63

n в7 = n В11

0

328

667

1163

n С14 = n С6 = n В18

1000

641

0

744

n В14 = n с11 = n з18

393

0

503

1072

n а18

2378

2096

1142

0

n В07

4000

3344

2667

1674

n В0 11

1630

1363

1270

860

n В0 14

4604

3848

3020

1964

n В0 1 серпня

2170

2291

1798

1172

З аналізу частот обертання всіх ланок ПКП видно, що при роботі під навантаженням вони не перевершують допустимих меж.

Таким чином, отримана в результаті синтезу схема ПКП забезпечує роботу всіх підшипників в області допустимих для них частот обертання.

5. Силовий аналіз планетарної коробки передач

Силовий аналіз ПКП проводиться з метою визначення максимальних крутних моментів, що навантажують фрикційні елементи і шестерні планетарних рядів, що необхідно для їх подальшого розрахунку.

Крутні моменти, що діють на ланки планетарного ряду. У ТДМ зі змішаним зачепленням шестерень [1, рис. 2.1] абсолютні величини моментів М а на сонячній шестірні, М в на воділе і М с на епіцикли зв'язані співвідношеннями:

М в = М а (1 + к); (2.34)

М з = М а к; (2.35)

(2.36)

Відзначимо основні властивості цих співвідношень:

1) вони справедливі для будь-якого режиму роботи ТДМ (блокування, обертання двох ланок при загальмованому третьому ланці, обертання всіх ланок під навантаженням);

2) якщо момент однієї з ланок дорівнює нулю, то два інших теж рівні нулю і весь ТДМ не навантажений (ця властивість використовується при визначенні навантажених лав ПКП);

3) знаючи момент, підведений до одного ланці, можна визначити два інших моменту;

4) збігаються за напрямком моменти сонячної шестірні й епіциклу спрямовані проти моменту водила і весь ТДМ урівноважений.

Визначення гальмівних моментів. Гальмівні моменти по відношенню до ПКП є зовнішніми. Крім гальмівного моменту при включенні передачі з передавальним числом і р ≠ 1 на ПКП діють ще два зовнішніх моменту: на її провідному М вщ і відомому М вм валах (рис. 4).

Рис. 4. Схема зовнішніх моментів, що діють на ПКП з двома ступенями свободи

Запишемо умова рівноваги системи:

де М Тр - момент тертя гальма на р. передачі.

Приймаючи

М вм = М вщ u р η р,

отримаємо

Нехтуючи втратами в ПКП (помилка не перевищує 3%), остаточно отримаємо

(2.43)

Вираз [1,2.43] дозволяє визначити розрахунковий момент гальма на будь-якій передачі в ПКП з урахуванням знака передавального числа u р.

Визначимо розрахункові моменти на сонячних шестернях всіх планетарних рядів обраної нами раніше схеми ПКП (див. рис. 3), її гальм і блокувального фрикціону. Тут необхідно розглянути роботу ПКП на всіх передачах.

Перша передача. Під навантаженням працює планетарні ряди 7, 11 і 14.

Розрахунковий момент гальма першої передачі визначимо за виразом [1,2.43] і рівнянням кінематики і зв'язку для цих рядів.

Тоді

Момент на сонячній шестірні планетарного ряду 7, 11 і 14

(Див. рис. 3)

Друга передача. Під навантаженням працює планетарні ряди 7, 11 і 14.

Розрахунковий момент гальма другої передачі визначимо за виразом [1, 2. 43] і рівнянням кінематики і зв'язку для цих рядів.

Тоді

Момент на сонячній шестірні планетарного ряду 7, 11 і 14

(Див. рис. 3)

Третя передача. Під навантаженням працює планетарні ряди 7, 11 і 14.

Розрахунковий момент гальма третьої передачі визначимо за виразом [1, 2. 43] і рівнянням кінематики і зв'язку для цих рядів.

Тоді

Момент на сонячній шестірні планетарного ряду 7, 11 і 14

(Див. рис. 3)

Четверта передача. Під навантаженням працює планетарні ряди 7, 11, 14 і 18.

Розрахунковий момент гальма четвертої передачі визначимо за виразом [1, 2. 43] і рівнянням кінематики і зв'язку для цих рядів.

Тоді

Момент на сонячній шестірні планетарного ряду 7, 11, 14 і 18

(Див. рис. 3)

П'ята передача. Включено блокувальний фрикціон Ф і під навантаженням працюють планетарні ряди 7, 11 і 14

Результати виконаних розрахунків занесені в таблицю 6.

Навантаження на елементи ПКП

Таблиця 6

Передача

Розрахунковий момент у долях від М вщ


М Т1

М Т2

М Т3

М Т4

Ф

М А7

М А11

М А14

М а18

1

1,64

0

0

0

0

1

1,09

1,09

0

2

0

1,08

0

0

0

1

0,43

0,43

0

3

0

0

0,67

0

0

1

0,27

0,27

0

4

0

0

0

0,28

0

1

0,34

0,34

0,28

5

0

0

0

0

3

1

1,3

1,3

0

Розрахунки планетарних рядів коробки передач необхідно виконувати за максимальними навантажуючим моментів, величини яких представлені в табл. 6.

Бібліографічний список

  1. Шаріпов В. М., Крумбольт Л. М., Маринчині А. П. Планетарні коробки передач колісних і гусеничних машін. / За заг. ред. В. М. Шаріпова .- М.: МГТУ «МАМІ», 2000.-142 с.

  2. Проектування повнопривідних колісних машин: У 2 т. Т. 1. Учеб. Для вузів / Б.А. Афанасьєв, Н.Ф. Бочаров, Л.Ф. Жеглов; Під ред. А.А. Полунгяна. - М.: Із МГТУ ім. Н.Е. Баумана, 1999. - 488 с.

  3. Довідник НИИАТ: 12 - е вид. перероблене. і доп. - М.: Транспорт, 1984. - 546 с.

  4. Баженов С.П. Методичні вказівки до курсової роботи з теорії автомобіля і трактора для очної та очно-заочної форми навчання спеціальності «Автомобіле-і тракторобудування» / С.П. Баженов .- Липецьк: ЛДТУ, 2001. - 35 с.

  5. Конструювання вузлів і деталей машин: Учеб. посібник для техн. спец. вузів / П.Ф. Дунаєв, О.П. Льоліком. - М.: Вищ. шк., 2000. - 447 с.

Додати в блог або на сайт

Цей текст може містити помилки.

Транспорт | Курсова
208.3кб. | скачати


Схожі роботи:
Розрахунок планетарної коробки перемикання передач трактора класу 0 2
Діагностика та ремонт коробки передач гусеничного трактора
Загальне пристрій коробки передач автомобіля
Виготовлення вторинного валу коробки передач автомобіля ГАЗ-53
Розробка технологічного процесу термічної обробки сталевої деталі Вал коробки передач
Розрахунок коробки швидкостей металорізальних верстатів Кінематичний розрахунок
Тяговий розрахунок трактора і автомобіля 2
Тяговий розрахунок трактора ДТ 75М
Тяговий розрахунок трактора і автомобіля
© Усі права захищені
написати до нас