close

Вход

Забыли?

вход по аккаунту

;doc

код для вставкиСкачать
МЕХАНІКА, ЕНЕРГЕТИКА, ЕКОЛОГІЯ
57
УДК 621.833
И.С. Чернявский, канд. техн. наук, начальник КБ,
А.В. Устиненко, доцент, канд. техн. наук, старший научный сотрудник,
А.В. Бондаренко, канд. техн. наук, старший преподаватель
ОАО "Харьковский тракторный завод им. С. Орджоникидзе"
пр-т Московский, 275, г. Харьков, Украина, 61007
Национальный технический университет "Харьковский политехнический институт"
ул. Фрунзе, 21, г. Харьков, Украина, 61002
E-mail: [email protected]
АНАЛИЗ НАГРУЗОЧНОЙ СПОСОБНОСТИ ТРАНСМИССИИ ТРАКТОРА Т-150К
ПРИ УСТАНОВКЕ ДВИГАТЕЛЯ МОЩНОСТЬЮ 250 л.с.
Рассмотрена возможность повышения нагрузочной способности трансмиссии трактора
при сохранении ее габаритов. Проведен анализ напряженности основных элементов коробки
передач и раздаточной коробки трактора Т-150К при повышении мощности двигателя до 250л.с.
Ключевые слова: трактор, трансмиссия, зубчатая передача, нагрузочная способность,
напряжения.
ВВЕДЕНИЕ. АКТУАЛЬНОСТЬ ЗАДАЧИ
Современная промышленность и сельское хозяйство требуют повышения энергонасыщенности
тракторов. Так, в настоящее время изучается возможность установки на самый распространенный в
Украине трактор Т-150К двигателя мощностью 250л.с. Также внедряются в производство отдельные
модификации трактора с увеличенной скоростью движения на транспортном диапазоне. При этом реалии
отечественного тракторного производства накладывают жесткие ограничения на конструктивную
переработку агрегатов трактора, в том числе и трансмиссии, так как любая модернизация повлечет
существенное увеличение затрат на подготовку производства. В первую очередь это касается изменения
существующей конструкции картера, как одного из наиболее сложных и дорогостоящих элементов
трансмиссии.
Таким образом, возникает актуальная задача анализа резервов повышения нагрузочной
способности основных элементов тракторных трансмиссий: в первую очередь, зубчатых передач, а также
валов, подшипников и механизмов переключения. При этом необходимо использовать только
мероприятия, не влекущие за собой значительные изменения в конструкциях картеров.
1. КОНСТРУКТИВНЫЕ ОСОБЕННОСТИ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ ТРАКТОРА Т-150К
Рост мощности двигателей и новые требования к тракторам: увеличение числа передач,
обеспечение переключения на ходу, увеличение ресурса до 8000…10000 часов потребовали на рубеже
80-х годов модернизации ряда агрегатов трактора, и в первую очередь, трансмиссии [1, 2].
На рисунке 1 приведена кинематическая схема модернизированной коробки передач и
раздаточной коробки трактора Т-150К с двигателем СМД-60 (номинальная мощность N=165л.c., частота
вращения коленчатого вала n=2100об/мин) [3].
Она внедрена в серийное производство в 1986г., в ее основе лежат а.с. СССР №979178, патент
15690; а.с. СССР №1580067, патент 11820. Коробка имеет три диапазона по четыре переключаемых на
ходу передачи внутри каждого из них. Крутящий момент передается с первичного вала I на вторичный
вал II через одну из четырех пар зубчатых колес 23/40, 25/38, 28/36, 33/32, включаемых соответствующей
гидроподжимной муфтой. На первом диапазоне – через пары колес ходоуменьшителя 31/31 и 20/42 на
первичный вал III раздаточной коробки, далее через пару колес второго диапазона на выходные валы
заднего IV и отключаемого переднего V мостов. Второй и третий диапазоны обеспечиваются
соответственно парами колес 19/39 и 37/33. Задний ход обеспечивается колесами z = 44, z = 32, z=22, z=42.
Рабочие ширины зубчатых венцов в коробке передач bw=30мм, в раздаточной коробке bw=37мм;
модуль зацеплений m=5мм (за исключением пары 19/39 с модулем m=6мм).
2. КОНСТРУКТИВНЫЕ
МЕРОПРИЯТИЯ,
ПОЗВОЛЯЮЩИЕ
ОБЕСПЕЧИТЬ
НАГРУЗОЧНУЮ СПОСОБНОСТЬ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС
Ранее проведенная оценка напряженности и долговечности зубчатых колес коробки передач и
раздаточной коробки [4] показала, что без переработки геометрии зацеплений и конструкции они
практически не имеют резервов для дальнейшего повышения энергонасыщенности или увеличения
ресурса при эксплуатации на типовом режиме. В связи с этим был предложен нижеследующий комплекс
конструктивных мероприятий [5], который позволяет обеспечить контактную и изгибную выносливость
зубьев колес коробки передач и раздаточной коробки трактора Т-150К при повышении мощности
Вісник СевНТУ: зб. наук. пр. Вип. 148/2014. Серія: Механіка, енергетика, екологія. — Севастополь, 2014.
58
МЕХАНІКА, ЕНЕРГЕТИКА, ЕКОЛОГІЯ
двигателя и сохранении ресурса 10000 часов, но не требует изменения межосевых расстояний (что дает
возможность сохранить конструкции картеров).
Рисунок 1 – Кинематическая схема коробки передач и раздаточной коробки трактора Т-150К
1. Для обеспечения контактной выносливости необходимо увеличить рабочие ширины зубчатых
венцов bw. При этом рекомендовано отказаться от сохранения равных ширин для всех зацеплений внутри
коробки передач и раздаточной коробки и назначать их исходя из расчета на контактную выносливость с
округлением по ряду нормальных линейных размеров Ra40. Максимальное увеличение ширины венца
ограничивается следующими факторами:
– имеющимися резервами компоновки зубчатых колес совместно с гидроподжимными муфтами на
ведомом валу коробки передач без увеличения его длины;
– максимально возможной выборкой зазоров между зубчатыми колесами и стенками картера
коробки передач и раздаточной коробки;
– максимально допустимым для зубчатых колес коробок передач коэффициентом ширины венца
ψbdmax = bw/d1, где d1 – делительный диаметр меньшего колеса пары.
2. Далее выполняется оценка изменения изгибных напряжений после увеличения рабочей ширины
венца по п.1. Если действующие напряжения оказываются выше допускаемых, то для обеспечения
изгибной выносливости предлагается:
– изменить коэффициенты смещения исходного контура для выравнивания изгибных напряжений
на переходных кривых зубьев ведущего и ведомого колес пары;
– если суммарный коэффициент смещения исходного контура в зацеплении xΣ = 0, то попытаться
уменьшить числа зубьев ведущего и ведомого колес пары на 1 (с одновременной проверкой изменения
передаточного отношения трансмиссии в допустимых пределах) и ввести положительные смещения
исходного контура, сохраняя исходное межосевое расстояние;
– в крайнем случае, если все предыдущие мероприятия не приводят к обеспечению изгибной
выносливости, увеличить модуль зацепления с одновременным подбором чисел зубьев из условия
сохранения передаточных отношений трансмиссии с допустимой погрешностью.
Что касается изменения конструкции с целью повышения скорости движения на III
(транспортном) диапазоне, то в ОАО "Харьковский тракторный завод им. С. Орджоникидзе" предложен
вариант, заключающийся в направлении потока мощности через ходоуменьшитель и замене зубчатой
Вісник СевНТУ: зб. наук. пр. Вип. 148/2014. Серія: Механіка, енергетика, екологія. — Севастополь, 2014.
МЕХАНІКА, ЕНЕРГЕТИКА, ЕКОЛОГІЯ
59
пары раздаточной коробки 37/33 на пару 40/27. Однако следует учесть, что такая модернизация может
привести к снижению долговечности подшипников. Окончательный вопрос о целесообразности ее
внедрения с точки зрения прочности и долговечности элементов трансмиссии требует отдельного
исследования, выходящего за рамки данной работы.
tI=2000ч
tII=5400ч
tIII4=1000ч
tIII3=500ч
tIII2=500ч
tIII1=600ч
tII4=500ч
tII3=500ч
tII2=1700ч
tII1=2700ч
tI4=1000ч
tI3=500ч
tI1=200ч
tI2=300ч
3. РАСЧЕТ НАПРЯЖЕНИЙ В ЗАЦЕПЛЕНИЯХ ТРАНСМИССИИ
Основой для расчета послужила гистограмма нагружений по диапазонам и передачам для
типового режима эксплуатации, приведенная на рисунке 2.
tIII=2600ч
tΣ=10000ч
Рисунок 2 – Время работы на передачах для типового режима эксплуатации:
tΣ – регламентированный ресурс трансмиссии; tI, tII, tIІI – время работы на І, ІІ и ІІІ диапазонах;
tI1,…, tIII4 – время работы на передачах
Расчет контактных и изгибных напряжений в зацеплениях выполнялся на основе стандартной
методики ГОСТ 21354-87 [6] с уточнением допускаемых напряжений по данным натурных ускоренных
испытаний трансмиссий (проводились в ОАО "Харьковский тракторный завод им. С. Орджоникидзе") [7]
и математического моделирования усталостных процессов в зубьях [8]. Допускалось превышение
действующих напряжений над допускаемыми до 5 %. Результаты расчетов сведены в таблицу 1.
Анализ результатов показывает, что для всех зацеплений действующие напряжения превосходят
допускаемые. Также необходимо отметить значительные окружные скорости в зацеплениях,
достигающие 17,3 м/с (пара 33/32). По общепринятым нормативам [9] для прямозубых передач при такой
окружной скорости степень точности должна быть не ниже 7 по ГОСТ 1643-81. Однако серийные
зубчатые колеса изготавливаются гораздо грубее – со степенью точности 10-9-9, что приводит к высокой
динамической нагрузке в зацеплении. Так, для вышеупомянутой пары 33/32 коэффициент, учитывающий
внутреннюю динамическую нагрузку KFv = 1,81.
Таким образом, конструктивной переработке с применением вышеизложенных мероприятий
подлежат все зубчатые пары коробки передач и раздаточной коробки.
Расчет рабочих ширин зубчатых венцов коробки передач и раздаточной коробки по условию
обеспечения контактной выносливости зацеплений выполнялся на основе методики, разработанной в
процессе решения задачи оптимизации соосных ступенчатых приводов машин по массогабаритным
характеристикам [10]. Он привел к результатам, приведенным в таблице 2.
Анализ результатов в таблице 2 показывает, что для пар 20/42, 19/39 и 22/42 коэффициенты
ширины зубчатого венца превосходят предельные значения ψbdmax = 0,35…0,4, рекомендуемые для
коробок передач и раздаточных коробок трансмиссий тракторов [10]. Особенно велико это превышение
для пары раздаточной коробки 19/39, которая является одним из самых "слабых мест" всей трансмиссии.
Вісник СевНТУ: зб. наук. пр. Вип. 148/2014. Серія: Механіка, енергетика, екологія. — Севастополь, 2014.
МЕХАНІКА, ЕНЕРГЕТИКА, ЕКОЛОГІЯ
60
Таблица 1 – Прочностные характеристики зубчатых колес серийных коробки передач и раздаточной
коробки трактора Т-150К при установке двигателя N = 250 л.c., n = 2000 об/мин
Наименование
Обозн.
ведущих
Числа зубьев колес
ведомых
Коэффициент смещения ведущих
исходного контура колес ведомых
Расчетный крутящий момент на
ведущем колесе, Н·м
Частота вращения ведущего колеса
пары, об/мин
Окружная скорость, м/с
Напряжения изгиба
действующие
на переходной
кривой зуба при
приложении
нагрузки в вершине, допускаемые
МПа
действующие
Контактные
напряжения, МПа
допускаемые
Требуемый ресурс, ч
Расчетная долговечность, ч
Передачи КП
2
3
25
28
38
36
0,55
0
0,55
0,55
4
33
32
0
0
I
31
31
0
0,64
I
20
42
0,64
0
Диапазоны РК
I+ІІ
III I+ІІ+ІІІ З.Х.
19
37
33
44
39
33
33
32
0,3
0,525
0
0,434
0,324
0
0
0,238
З.Х.
22
42
0,525
0
z1
z2
x1
x2
1
23
40
0,55
0,55
Т
882
882
882
882
839
821
1503
1503
760
1287
916
n
2000
2000
2000
2000
2062
2062
1150
1150
561
1316
1810
V
σF1
σF2
σFP1
12
630
636
439
13,1
627
635
439
14,7
734
635
438
17,3
785
789
437
16,7
484
412
437
10,8
538
633
440
6,7
698
674
433
11,1
633
715
436
4,8
468
468
437
15,2
798
812
434
10,4
669
679
439
σFP2
435
436
436
437
437
435
427
437
437
437
435
σH
σHP
1359
1097
3500
115
1328
1104
2500
85
1345
1145
1500
15
1456
1115
2500
15
1260
1109
2000
70
1392
1100
2000
70
1533
1015
7400
100
1272
1089
2600
30
1131
983
10000
3700
1479
1149
300
12
1428
1149
300
25
t
Lh
Примечание: все ограничения расчетной долговечности – по условию изгибной выносливости
Таблица 2 – Рабочие ширины зубчатых и коэффициенты ширины венцов, обеспечивающие контактную
выносливость зацеплений коробки передач и раздаточной коробки трактора Т-150К при установке
двигателя N = 250 л.c., n = 2000 об/мин
Наименование
Обозн.
Передачи КП
2
3
45
42
Диапазоны РК
I+ІІ
III I+ІІ+ІІІ
80
50
50
З.Х.
З.Х.
Рабочая ширина зубчатого венца, мм bw
63
60
Коэффициент ширины зубчатого
ψbd
0,39
0,36
0,3
0,31
0,31
0,3
0,3
0,39
0,6
0,7
0,55
венца
Примечание: жирным шрифтом выделены коэффициенты ширины зубчатого венца, превышающие предельные значения,
рекомендуемые для тракторных трансмиссий
1
45
4
50
I
48
I
60
Учитывая, что валы трансмиссии из-за большой длины не обладают достаточной жесткостью
(подробнее об этом будет сказано ниже), применение таких широких венцов приведет к резкому
возрастанию неравномерности распределения нагрузки по длине зуба из-за больших прогибов и углов
поворота (увеличение коэффициентов KHα и KHβ) [11]. Также следует заметить, что их размещение без
переделки конструкции картера и гидроподжимных муфт (которые в свою очередь тоже подлежат
усилению) будет весьма проблематичным.
Несмотря на вышесказанное, была произведена оценка изгибной выносливости зубчатых колес
при увеличенных ширинах зубчатых венцов. Результаты расчетов приведены в таблице 3.
Таблица 3 – Характеристики изгибной выносливости зубчатых колес с увеличенными ширинами венцов
коробки передач и раздаточной коробки трактора Т-150К при установке двигателя
N = 250 л.c., n = 2000 об/мин
Наименование
Числа зубьев колес
Напряжения изгиба
на переходной
кривой зуба при
приложении
нагрузки в вершине,
МПа
Обозн.
ведущих
ведомых
действующие
допускаемые
σF1
σF2
σFP1
1
23
40
422
424
439
σFP2
435
z1
z2
Передачи КП
2
3
25
28
38
36
419
523
424
454
439
438
436
436
4
33
32
472
474
437
I
31
31
488
416
437
I
20
42
335
393
440
Диапазоны РК
I+ІІ
III I+ІІ+ІІІ
19
37
33
39
33
33
327
469
375
419
529
375
433
436
437
З.Х.
44
32
504
513
434
З.Х.
22
42
416
421
439
437
437
435
427
437
435
437
437
Превышение действующих напряжений над допускаемыми может быть устранено
предложенными выше конструктивными мероприятиями. Однако решение этой задачи было отложено
до принятия окончательного решения о целесообразности применения таких зубчатых колес.
И в заключение проанализируем возможность обеспечения при помощи конструктивных
мероприятий (в первую очередь – увеличения модуля) изгибной выносливости зубчатых колес коробки
Вісник СевНТУ: зб. наук. пр. Вип. 148/2014. Серія: Механіка, енергетика, екологія. — Севастополь, 2014.
МЕХАНІКА, ЕНЕРГЕТИКА, ЕКОЛОГІЯ
61
передач и раздаточной коробки при сохранении ширин венцов. Результаты корректировки параметров
зацеплений, а также расчетов изгибных напряжений сведены в таблицу 4.
Отметим, что реализация этого варианта усиления трансмиссии трактора Т-150К возможна лишь
при кардинальном изменении подходов к проблеме контактной долговечности. А именно:
– переход на химико-термическую обработку, обеспечивающую повышение твердости активных
поверхностей зубьев;
– повышение степени точности зубчатых колес с одновременным снижением шероховатости
поверхностей зубьев;
– в идеале существенное повышение нагрузочной способности может дать подход,
заключающийся в реализации гарантированного многопарного зацепления [12], который был успешно
реализован в опытной коробке передач трактора "Беларус". Однако его внедрение в производство ХТЗ в
наше время маловероятно, т.к. он требует длительного времени на подготовку производства и повлечет
за собой коренную модернизацию станочного парка, что приведет к резкому возрастанию себестоимости
тракторов.
Таблица 4 – Геометро-конструктивные параметры и характеристики изгибной выносливости зубчатых
колес коробки передач и раздаточной коробки трактора Т-150К с модулем зацепления m = 7 мм и
базовыми ширинами венцов при установке двигателя N = 250 л.c., n = 2000 об/мин
Наименование
ведущих
Числа зубьев колес
ведомых
Коэффициент смещения ведущих
исходного контура колес ведомых
Напряжения изгиба
действующие
на переходной
кривой зуба при
приложении
нагрузки в вершине, допускаемые
МПа
Обозн.
z1
z2
x1
x2
σF1
σF2
σFP1
1
17
29
0,19
0,032
445
443
439
σFP2
435
Передачи КП
2
3
18
20
27
26
0,4
0,142
0,392 0,08
397
425
395
422
439
438
436
436
4
23
22
0,390
0,402
389
387
437
I
22
22
0,311
0,311
315
315
437
I
14
30
0,343
0,28
367
361
440
437
437
435
Диапазоны РК
I+ІІ
III I+ІІ+ІІІ З.Х.
16
26
23
31
33
23
23
23
0,45 0,489 0,47 0,321
0,509 0,47 0,151 0,321
443
424
297
435
437
426
325
439
433
436
437
434
427
437
437
437
З.Х.
16
30
0,2
0,022
424
420
439
435
4. ОЦЕНКА НАГРУЖЕННОСТИ ВАЛОВ И ПОДШИПНИКОВ ТРАНСМИССИИ
Расчет валов на прочность и жесткость проводился по общепринятым инженерным методикам.
В результате были получены следующие ориентировочные значения коэффициентов запаса прочности п:
для первичного вала п = 2,1…4,7; для вторичного вала п = 2,2…5,5 при работе на ІІ и ІІІ диапазонах. При
работе на І диапазоне запас прочности по проточке у передней опоры вала п = 0,97…2,05; для вала
ходоуменьшителя п = 1,4…5,5 (шлицевой участок под шестерней z = 20) при работе на передачах
ходоуменьшителя. При работе в режиме заднего хода п = 1,7…3,0; для первичного вала раздаточной
коробки п = 2,5…5,6 при работе на ІІ и ІІІ диапазонах.
Как видно из результатов, конструктивная переработка с точки зрения прочности необходима
только для участка вторичного вала с проточкой у передней опоры.
Что касается жесткости валов, расчет выявил недопустимо большой прогиб первичного вала
коробки передач y = 0,23…0,24 мм, что превосходит общепринятое [9] допускаемое значение [y] = 0,2 мм.
Это значение, по мнению многих специалистов в области зубчатых передач и редукторостроения [11],
является завышенным, так как приводит, как сказано выше, к резкому возрастанию неравномерности
распределения нагрузки по длине зуба. Прогибы и углы поворота сечений для всех остальных валов
лежат в допустимых пределах.
Также отметим, что напряжения смятия для всех шлицевых соединений в коробке передач и
раздаточной коробке не превышают допускаемые.
Проверка подшипников по условию динамической грузоподъемности (контактной долговечности)
проводилась по стандартным методикам. Результаты расчета приведены в таблице 5.
Анализ результатов показывает, что для большинства подшипников требуемая долговечность
обеспечена. В тех случаях, когда она недостаточна (например, подшипник 313 вторичного вала),
возможна замена на подшипники с большей динамической грузоподъемностью. Такое конструктивное
мероприятие ранее было успешно выполнено для одной из опор первичного вала раздаточной коробки
(подшипник 313 заменен на 92313).
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
Выполнена оценка возможности обеспечения нагрузочной способности трансмиссии трактора
Т-150К при установке на него двигателя мощностью 250 л.с. В процессе выполнения расчетов и
проработки комплекса конструктивных мероприятий получены следующие результаты.
Вісник СевНТУ: зб. наук. пр. Вип. 148/2014. Серія: Механіка, енергетика, екологія. — Севастополь, 2014.
МЕХАНІКА, ЕНЕРГЕТИКА, ЕКОЛОГІЯ
62
1. Контактные и изгибные зацепления для всех зацеплений превосходят допускаемые;
соответственно расчетный ресурс зацеплений существенно меньше потребного (таблица 1).
2. Предложен вариант обеспечения нагрузочной способности зацеплений за счет увеличения
рабочих ширин венцов (таблица 2, 3). Однако применение подобной модернизации повлечет за собой
переделку конструкции картера и гидроподжимных муфт, а также может привести к резкому
возрастанию неравномерности распределения нагрузки по длине зуба.
Таблица 5 – Долговечность подшипников валов коробки передач и раздаточной коробки трактора Т-150К
при установке двигателя N = 250 л.c., n = 2000 об/мин (90 %-ная вероятность безотказной работы)
Наименование Обозн.
валов
подш-в
313
Первичный вал
311
311
Вторичный вал
313
408
Вал ходоуменьшителя
50408
310
Вал заднего
хода
310
Первичный вал 92313
РК
2411КМ
Вал привода
12311
заднего моста
(работает только 313
задний мост)
Вал привода
12311
заднего моста
(работают оба
313
моста)
313
Вал привода
переднего моста 311
І диапазон по передачам ІІ диапазон по передачам
1
2
3
4
1
2
3
4
2429 5094 0,9·106 1786 2429 5094 0,9·106 1786
2040 1865 480 0,8·106 2040 1865 480 0,8·106
3225 6460 0,5·106 1099 2058 3907 0,5·106 1067
143 160 135 733 8291 5444 1438 1,3·106
1655 1446 1224 1110
324 283 239 219
555 773 1133 2181 0,3·106 0,5·106 0,7·106 1,3·106
392 539 794 1534 1229 1687 2500 4841
ІІІ диапазон по передачам
1
2
3
4
2429 5094 0,9·106 1786
2040 1865 480 0,8·106
2058 3907 0,5·106 1067
8291 5444 1438 1,3·106
21217 28836 42915 82511
0,3·106 0,4·106 0,6·106 1,2·106
Задний ход по передачам
1
2
3
4
2429 5094 0,9·106 1786
2040 1865 480 0,8·106
3225 6460 0,5·106 1099
143 160 135 733
3441 4540 6276 11140
3,1·106 4,2·106 5,5·106 9,3·106
189 250 347 609
263 346 483 849
1483 2048 3007 5807
1040 1440 2110 4080
-
-
-
-
79698
-
-
0,3·106 2016
-
-
7817
-
-
-
-
-
-
-
-
637
-
-
2064 73081
-
-
0,2·106
-
-
-
-
-
-
-
-
1076
-
-
4205
-
-
2102
-
-
-
-
-
-
-
-
398
-
-
1272 22292
-
-
69574
-
-
-
-
-
-
-
-
2280
27292
-
-
7340 12040
87485 0,1·106
-
-
38812
0,3·106
-
-
-
-
546
3. Увеличение модуля всех зацеплений до 7 мм и подбор коэффициентов смещения исходного
контура обеспечивает требуемую изгибную выносливость при сохранении базовых рабочих ширин
венцов (см. таблицу 4). Однако реализация этого варианта усиления трансмиссии трактора Т-150К
возможна лишь при кардинальном изменении подходов к проблеме контактной долговечности.
4. Прочность валов и шлицевых соединений находится в допустимых пределах за исключением
участка вторичного вала с проточкой у передней опоры, который может быть усилен за счет
конструктивной переработки.
5. Жесткость первичного вала коробки передач является недостаточной, что негативно скажется
на распределении нагрузки в зацеплениях, особенно в случае увеличения рабочих ширин венцов.
6. Для большинства подшипников требуемая долговечность обеспечена (см. таблицу 5). При
необходимости возможна замена на подшипники с большей динамической грузоподъемностью.
Таким образом, можно сделать заключение, что повышение энергонасыщенности трактора до
мощности двигателя 250 л.с. без коренной переработки зубчатых зацеплений коробки передач и
раздаточной коробки, а также первичного вала коробки передач представляется весьма проблематичным.
Наиболее целесообразным, на взгляд авторов, представляется дальнейшая конструктивная проработка
варианта трансмиссии с увеличенным модулем и кардинальным изменением подходов к проблеме
контактной долговечности зацеплений. Однако и такая модернизация может не достичь желаемого
результата.
Библиографический список использованной литературы
1. Устиненко В.Л. Напряженность зубчатых передач отечественных тракторов / В.Л. Устиненко,
И.С. Чернявский, В.Я. Злобинцева // Детали машин. — 1973. — № 17. — С. 50–54.
2. Чернявский И.С. Эффективность работы КБ расчетов и научных исследований на Харьковском
тракторном заводе / И.С. Чернявский // Тракторы и сельхозмашины. — 2002. — № 1. — С. 16–20.
3. Модернизированная коробка передач тракторов семейства Т-150К / И.С. Чернявский [и др.] //
Экспресс-информация: Тракторное и сельскохозяйственное машиностроение. Сер.1: Тракторы и
двигатели. — М.: ЦНИИТЭИтракторосельхозмаш, 1987. — Вып. 4. — 8 с.
4. Чернявский И.С. Оценка напряженности и долговечности зубчатых передач трансмиссии
трактора Т-150К / И.С Чернявский., А.В. Устиненко // Вісник СевНТУ. Сер.: Механіка, енергетика,
екологія: зб. наук. пр. –– Севастополь, 2012. — Вип. 133. — С. 44–48.
Вісник СевНТУ: зб. наук. пр. Вип. 148/2014. Серія: Механіка, енергетика, екологія. — Севастополь, 2014.
МЕХАНІКА, ЕНЕРГЕТИКА, ЕКОЛОГІЯ
63
5. Чернявский И.С. Анализ резервов повышения нагрузочной способности зубчатых передач
трансмиссии трактора Т-150К / И.С Чернявский., А.В. Устиненко, А.В. Бондаренко // Вісник СевНТУ.
Сер.: Механіка, енергетика, екологія: зб. наук. пр. — Севастополь, 2013. — Вип. 139. — С. 298–302.
6. ГОСТ 21354-87. Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внешнего зацепления.
Расчет на прочность. — Введен 01.01.1989. — М.: Изд-во стандартов, 1989. —76 с.
7. Чернявский И.С. Ускоренные стендовые испытания зубчатых передач и подшипников на
машиностроительных заводах / И.С. Чернявский, И.В. Травкин, Ю.К. Шаповалов // Вестник НТУ "ХПИ".
Тем. вып. "Технологии в машиностроении": сб. науч. тр. — Харьков: НТУ "ХПИ", 2003. — Вып. 8. —
Т. 2. — С. 10–19.
8. Кириченко А.Ф. Совершенствование стандартных прочностных расчетов зубчатых передач на
основе моделирования усталостных процессов / А.Ф. Кириченко, А.В. Устиненко, В.В. Танасевский //
Вестник НТУ "ХПИ". Тем. вып. "Проблемы механического привода": сб. науч. тр. — Харьков: НТУ
"ХПИ", 2006. — Вып. 22. — С. 110–114.
9. Шарипов В.М. Конструирование и расчет тракторов: учеб. для студ. вузов / В.М. Шарипов. —
М.: Машиностроение, 2009. — 752 с.
10. Бондаренко О.В. Оптимізація співвісних ступінчастих приводів машин по масогабаритним
характеристикам на прикладі тривальних коробок передач: автореф. дис…. канд. техн. наук: спец.
05.02.02 "Машинознавство" / О.В. Бондаренко. — Харків, 2013. — 20 с.
11. Заблонский К.И. Зубчатые передачи. Распределение нагрузки в зацеплении / К.И. Заблонский.
— К.: Техніка, 1977. — 208 с.
12. Супин В.В. Расчет и проектирование зубчатых передач многопарного зацепления трансмиссий
трактора "Беларус": автореф. дис…. канд. техн. наук: спец. 05.02.02 "Машиноведение, системы приводов
и детали машин" / В.В. Супин. — Минск, 2013. — 21 с.
Поступила в редакцию 22.03.2014 г.
Чернявський І.С., Устиненко О.В., Бондаренко О.В. Аналіз резервів навантажувальної здатності
трансмісії трактора Т-150К при установці двигуна потужністю 250 л.с.
Розглянуто можливість підвищення навантажувальної здатності трансмісії трактора при
збереженні її габаритів. Проведено аналіз напруженості основних елементів коробки передач та
роздатної коробки трактора Т-150К при підвищенні потужності двигуна до 250 л.с.
Ключові слова: трактор, трансмісія, зубчаста передача, навантажувальна здатність, напруження.
Chernyavskij I.S., Ustinenko A.V., Bondarenko A.V. Analysis of reserves of loading ability for tractor
Т-150K transmission with 250 hp engine power
Possibility of reserves of loading ability increase for tractor transmission gears with conservation of its
dimensions is considered. The analysis of stress level for main elements of gearbox and transfer box for tractor
Т-150K with increase of engine power to 250 hp is carried out.
Keywords: tractor, transmission, gear, loading ability, stress.
Вісник СевНТУ: зб. наук. пр. Вип. 148/2014. Серія: Механіка, енергетика, екологія. — Севастополь, 2014.
1/--страниц
Пожаловаться на содержимое документа