Модернизация гусеничного трактора ВТ-150 (конструкторская часть дипломного проекта)

ID: 197658
Дата закачки: 14 Января 2019
Продавец: AgroDiplom (Напишите, если есть вопросы)
Посмотреть другие работы этого продавца

Тип работы: Диплом и связанное с ним
Форматы файлов: AutoCAD (DWG/DXF), Microsoft Word

Описание:
Содержание:
Введение…………………………………………………………………………….
1.1 Технические требования на машину……………………………………………….
1.1.1 Тип, назначение и место в системе машин…………………………………
1.1.2 Тяговые и скоростные показатели при работе трактора на стерне……….
1.1.3 Показатели, характеризующие проходимость и устойчивость
трактора……………………………………………………………………………..
1.1.4 Весовые показатели трактора……………………………………………….
1.1.5 Технический уход за трактором…………………………………………….
1.1.6 Надежность, долговечность, износостойкость…………………………….
1.1.7 Условия труда и техника безопасности…………………………………….
1.1.8 Унификация с тракторами других типов…………………………………..
1.1.9 Двигатель трактора………………………………………………………….
1.1.10 Силовая передача и тормоза……………………………………………….
1.1.11 Ходовой аппарат……………………………………………………………
1.2 Техническое задание………………………………………………………………..
1.3 Технические решения…………………………………………………………………
1.3.1 Классификация гусеничных цепей……………………………………………
1.3.2 Составная гусеница рельсового типа с приподнятыми
закрытыми шарнирами……………………………………………………………..
1.3.4 Литые гусеницы рельсового типа……………………………………………
1.3.5 Гусеницы с РМШ……………………………………………………………..
1.3.6 Резиноармированные гусеницы…………………………………………….
1.3.7 Патентное исследование………………………………………………………
1.3.7.1 Усовершенствованный шарнир гусеничной цепи……………………..
1.3.7.2 Уширенное звено гусеничной цепи……………………………………….
1.3.7.3 Трак гусеничной цепи……………………………………………………...
1.3.7.4 Гусеничная цепь транспортного средства………………………………...
1.3.7.5 Звено гусеничной цепи …………………………………………………….
1.3.7.6 Звено гусеничной цепи с ограничителем обратного прогиба.…………...
1.3.8 Тенденции развития конструкций движителей гусеничных тракторов……..

1.4 Разработка конструкции………………………………………………………………
1.4.1 Конструктивное решение шарнира гусеничной цепи………………………..
1.4.2 Расчет сил и напряжений действующих в шарнире…………………………
1.4.3 Распределении давлений гусеничных движителей на почву…………….
1.4.4 Конструктивное решение звена гусеничной цепи…………………………...
1.5 Проверочные расчеты основных узлов машины………………………………..
1.5.1 Расчет муфты сцепления……………………………………………………
1.5.2 Определение нагрузок на подшипниковых опорах валов………………..
1.5.3 Определение частоты вращения вторичного вала
на отдельных передачах…………………………………………………………..
1.5.4 Распределение времени работы трактора на отдельных передачах…….
1.5.5 Определение ресурса подшипников………………………………………
1.5.6 Расчет подшипников заднего моста……………………………………….
1.5.7 Определение частоты вращения коронной шестерни и сателлитов
на отдельных передачах…………………………………………………………..
1.5.8 Определение ресурса подшипников……………………………………….
1.5.9 Расчет шестерен……………………………………………………………
1.5.10 Расчет геометрических параметров………………………………………
1.5.11 Определение частоты вращения шестерен на отдельных
передачах…………………………………………………………………………..
1.5.12 Расчет на контактную выносливость активных поверхностей
зубьев………………………………………………………………………………
1.5.13 Расчет на контактную прочность при действии максимальной
нагрузки……………………………………………………………………………
1.5.14 Расчет на глубинную контактную выносливость………………………
1.5.15 Расчет на глубинную контактную прочность при действии
максимальной нагрузки…………………………………………………………..
1.5.16 Расчет зубьев на выносливость при изгибе……………………………..
1.5.17 Расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкой…………….
1.5.18 Определение критериев необходимости расчета валов………………..
1.5.19 Расчет на статическую прочность………………………………………..
1.5.20 Определение критериев необходимости расчета полуоси
заднего моста……………………………………………………………………….
1.5.21 Расчет на статическую прочность………………………………………….
1.5.22 Расчет на усталостную прочность…………………………………………
1.6 Тяговый расчет……………………………………………………………………..
2.1 Анализ безопасности разрабатываемого объекта…………………………………
2.2 Обеспечение безопасности разрабатываемого объекта………………………….
2.3 Требования безопасности при погрузке, транспортировке………………………
2.4 Требования безопасности в конструкции………………………………………….
2.5 Требования безопасности при испытании гусеничного движителя……………..
2.6 Производственная санитария……………………………………………………….
2.7 Пожарная безопасность……………………………………………………………..
3.1 Назначение детали…………………………………………………………………..
3.2 Анализ технологичности конструкции…………………………………………….
3.3 Расчет размерной цепи………………………………………………………………
3.4 Определение типа производства……………………………………………………
3.5 Выбор оптимального метода получения заготовки……………………………….
3.6 Выбор технологических баз…………………………………………………………
3.7 Выбор методов обработки………………………………………………………….
3.8 Выбор технологического маршрута………………………………………………..
3.9 Припуски……………………………………………………………………………..
3.10 Расчет режима резания при токарной обработке…………………………………
3.12 Автоматизация технологических процессов……………………………………..
3.13 Расчет коэффициента использования оборудования…………………………….
4.1 Организация процесса исследования и разработки……………………………….
4.2 Маркетинговые исследования………………………………………………………
4.3 Экспертная оценка уровня конкурентоспособности товара………………………
4.4 Расчет затрат на проведение исследования и разработки…………………………
4.5 Расчет себестоимости и цены спроектированного изделия………………………
4.6 Оценка экономической эффективности проекта…………………………………..
4.7 Оценка доходности проекта………………………………………………………….
Список использованной литературы…………………………………………………….

В данной работе приводится разработка конструкции гусеничного движителя сельскохозяйственного трактора на базе ВТ-150. Усовершенствование направлено на повышение срока службы шарнира гусеничной цепи. Проводится расчет основных узлов трактора.

1.4 Разработка конструкции
1.4.1 Конструктивное решение шарнира гусеничной цепи

С целью увеличения срока службы гусеничной цепи трактора ВТ-150 принятого за прототип необходимо усовершенствовать шарнир, который и определяет долговечность гусеничного движителя.
Известен шарнир гусеничной цепи, состоящий из проушин звеньев гусеничной цепи, в которые вставлен палец. Палец зафиксирован в проушинах звеньев ограничителями, удерживающих его от осевого перемещения.
Недостатком известной конструкции является малый срок службы вследствие незащищенности трущихся поверхностей от попадания абразива.
Известен шарнир гусеничной цепи, содержащий проушины звеньев, соединительный палец, ограничительные шайбы между торцами средних проушин и втулки с фланцем в крайних проушинах, что исключает заход концов втулок в отверстия смежных проушин и обеспечивает свободное вращение и перекатывание втулок по пальцу и по поверхности отверстий проушины звеньев. От осевого перемещения палец удерживается трехлапой.
Недостатком данной конструкции является то, что между торцами втулок и ограничительными шайбами имеются зазоры в которые может проникать абразив.
Известен шарнир гусеничной цепи, принятый в качестве прототипа, который состоит из проушин звеньев гусеничной цепи, в которые устанавливаются плавающие втулки, общая длина которых больше ширины всех проушин на суммарную величину зазоров между проушинами. Втулки соединяются пальцем. Палец и втулки зафиксированы в проушинах звеньев ограничителями, установленными на палец с обеих сторон и состоящими из шайб и стопорных колец. В концевых проушинах между крайними втулками и шайбами установлены упругие уплотнительные кольца. Уплотнительные кольца, поджимая втулки, обеспечивают смыкание их торцов, что препятствует проникновению абразива в радиальные зазоры между пальцем и втулками.
Недостатком данной конструкции является то, что существует возможность захода концов втулок в отверстия смежных проушин, а следовательно втулки не смогут свободно вращаться и перекатываться по пальцу, это также может привести к деформации втулок.
Задача – создать шарнир гусеничной цепи защищенный от попадания абразива между трущимися поверхностями, а также создать условия сочетания скольжения и перекатывания втулок по пальцу и по поверхности проушин. Это достигается тем, что шарнир гусеничной цепи содержащий проушины с установленными в них плавающими втулками, соединительный палец, ограничители осевого перемещения пальца, размещенные на его концах, уплотнительные кольца, установленные между крайними втулками и ограничителями осевого перемещения пальца, снабжен ограничительными шайбами, наружный диаметр которых больше диаметра втулок, находящимися между торцами средних проушин и втулками, установленными в крайние проушины, выполненных с фланцем со стороны средней проушины, причем общая длина втулок и ограничительных шайб выполнена больше ширины всех проушин на суммарную величину зазоров между проушинами.
Снабжение шарнира ограничительными шайбами, наружный диаметр которых больше диаметра втулок, находящимися между торцами средних проушин и втулками, установленными в крайние проушины, выполненных с фланцем со стороны средней проушины обеспечивает невозможность захода концов втулок в отверстия смежных проушин, а следовательно втулки могут свободно вращаться и перекатываться по пальцу.
Выполнение общей длины втулок и ограничительных шайб больше ширины всех проушин на суммарную величину зазоров между проушинами обеспечивает смыкание их торцов, что препятствует проникновению абразива в радиальные зазоры между пальцем и втулками

Рисунок 1.15 Шарнир гусеничной цепи
Шарнир гусеничной цепи содержит проушины звеньев 1 гусеничной цепи, в которые устанавливаются плавающие втулки 2 с фланцем и плавающие втулки 3, межторцовые ограничительные шайбы 4, втулки соединяются пальцем 5. Палец и втулки зафиксированы в проушинах звеньев ограничителями, установленными на палец с обеих сторон и состоящими из шайб 6 и стопорных колец 7. В концевых проушинах между крайними втулками и шайбами установлены упругие уплотнительные кольца 8.
При работе шарнира плавающие втулки с радиальным зазором между поверхностями втулок проушин и пальцев, втулки с фланцем в крайних проушинах и ограничительные шайбы между торцами средних проушин обеспечивают невозможность осевого перемещения втулок и защемления их концов в смежных проушинах и создает при перегибе цепи условия сочетания скольжения и перекатывания втулок по пальцу и по поверхности проушин, таким образом увеличивается их износостойкость и надежность шарнира.
Для улучшения тягово-сцепных качеств трактора ВТ-150 грунтозацепы выполняются под углом 15º к поперечной оси звена, что позволяет увеличить коэффициент сцепления на 20%.

1.4.2 Расчет сил и напряжений действующих в шарнире

Расчету подвергаются проушины звеньев и пальцы. Исходными данными для расчета являются вес Gт(80000 Н) трактора и ширина bг гусеницы. Расчетное усилие, растяги¬вающее звенья гусеницы, ограничивается предельной силой по сцеп¬лению забегающей гусеницы с опорной поверхностью при повороте трактора на уклоне крутизной а = 30° в сторону подъема.
В этом случае расчетная сила, растягивающая звенья гусеницы (рис.1.16,а),

Р = 0,65*80000 *1 = 52000 (Н) (1.2)
где φ=1,0.

Рисунок 1.16 Расчетная схема: а - гусеницы с ОМШ; б - проушины звена гусеницы
Для обеспечения равной прочности проушин должно соблю¬даться условие
(1.3)
где n, n’ и bi, bi’ - соответственно число и ширина проушин охватываемой и охватывающей сторон звена гусеницы.
Диаметр пальца из условия обеспечения требуемой износостойкости
(1.4)
где [р] = 10 МПа - допускаемое давление в проушинах звена гусени¬цы (параметр износостойкости).
d = 2*52000/(10*1000000*0.47) = 0.022 (м);
d = 22 мм
Число проушин охватываемой стороны звена гусеницы опреде¬ляют из условия ограничения напряжений среза в пальце:
(1.5)
где [τ]ср = 40 МПа - допускаемое напряжение среза.
n = 104000/(3.14*(0.022)²*40*1000000) = 1.7;
n = 2.
Для обеспечения равной прочности и износостойкости проуши¬ны охватываемой стороны должны быть одинаковой ширины:
(1.6)
С этой же целью крайние проушины охватывающей стороны звена выполняют в 1,5...2 раза уже средних, равных по ширине про¬ушин.
Радиус проушины определяют исходя из расчета ее на разрыв (рис.3.1,б):
(1.7)
где [σ]р = 30 МПа - допускаемое напряжение растяжения.
R = 52000/(30*1000000*0.47)+0.5*0.022 = 0.0256 (м);
R = 0.026 м
После конструктивной проработки звеньев гусеницы необходи¬мо выполнить поверочные расчеты звеньев и пальца с учетом зазора S между проушинами (см. рис. 1.16). В выполненных конструкциях S = 3 мм. Силу, нагружающую проушины звеньев, находят из выражений для сторон:
охватываемой
(1.8)
охватывающей

(1.9)
где P1…Рn - сила, нагружающая проушины охватываемой стороны звена гусеницы шириной соответственно b1…bn; P1’…Pn’ - сила, на¬гружающая проушины охватывающей стороны звена гусеницы ши¬риной соответственно b1’…bn’.
Соотношения получены при условии, что распределение усилия Р (рис.1.16), приложенного к гусенице, между проушинами прямо пропорционально изгибной жесткости пальца в точках фактического приложения сил в проушинах.
Поверочный расчет проушин выполняют для наиболее нагру¬женной проушины. Для охватываемой и охватывающей сторон звена гусеницы напряжение растяжения в проушинах определяют из выра¬жений:
(1.10)
σр = 22750/((2*0,026-0,022)*0,11) = 6893939 (Па) < [σ]р;
Давление в проушинах:
(1.11)
p = 22750/(0.11*0.022) = 9400826 (Па) < [p];
Поверочный расчет пальца гусеницы на срез выполняют для наиболее нагруженной средней проушины:
(1.12)
где k = 4/3 - коэффициент, учитывающий сложнонапряженное со¬стояние пальца при совместном действии напряжений изгиба и среза.
τср = 0,85*22750/(0,022)² = 39953512 (Па) < [τ]ср;

1.4.3 Распределении давлений гусеничных движителей на почву

Среднее давление qср - наиболее распространенный критерий, используемый в качестве одного из основных агротехнических параметров в техническом задании на трактор. Принят в качестве показателя для оценки допустимого воздействия ходовых систем на почву в соответствии с ГОСТ 24096—80. Достоинство - простота определения.
Максимальное (фактическое) давление движителей на почву qmax - часто применяемый критерий, рекомендуемый Координационным Советом по проблеме воздействия ходовых систем сельскохозяйственной техники на почву при ВАСХНИЛе. Максимальное давление движителей на почву qmax определяют с помощью расчетных зависимостей и экспериментально с применением сложной измерительной аппаратуры.
Решение задачи о распределении давлений под опорной поверх¬ностью гусеницы еще более сложно, чем решение такой задачи для колес, так как в первом случае опорные колеса (катки) гусеничного движителя катятся по промежуточной опоре и, следовательно, приходится учитывать также и свойства третьего тела- гусеницы.
Создание гусеничного движителя было продиктовано необходи¬мостью снижения давления мобильной техники на деформируемое опорное основание при сохранении или даже уменьшении общих габаритов гусеничного движителя по отношению к колесному, что обеспечивало повышение тягово-сцепных свойств, мобильности и тягового КПД техники. Однако изначально и до недавнего времени определялось не фактическое, а среднее статическое давление гусеничного движителя на опорное основание, что соответствует равномерному распределению давления по длине опорной поверх¬ности гусеницы. В связи с тем, что гусеничные движители боль¬шинства отечественных сельскохозяйственных тракторов имели значительно более высокую продольную неравномерность распре¬делений давлений, чем колесные, примерно равное изменение свойств почвы достигалось при существенно более низком среднем статическом давлении гусеничных движителей, чем пневмоколесных движителей. Это фактически было зафиксировано в ГОСТ 24096-80 на основные параметры сельскохозяйственных тракторов, обес¬печивающие требования агротехники, в которых среднее давление гусеничных движителей на почву огра¬ничено величиной, равной 45 кПа. Показатель «наибольшее из средних условных давлений движителей, кПа» вошел также в систему показателей качества продукции в части сельскохозяйственных тракторов, определяемую ГОСТ 4.40-84.
Результаты многочисленных исследований показывают, что степень деформирования почвогрунтов определяется действую¬щим, а не средним давлением, в связи с чем, в частности в п.82 ГОСТ 7057-54 «Тракторы сельскохозяйственные: Методы полевых испытаний» было записано: «Для гусеничных тракторов дополни¬тельно должны быть определены максимальное и минимальное удельные давления при статическом состоянии и при работе трактора на второй передаче с нормальным тяговым усилием на крюке».
Давление на почву гусеничного трактора рекомендуется определять двумя методами: по среднему и по максимальному значениям. Среднее qc условное давление в кПа одиночного гусе¬ничного движителя трактора, а также с некоторыми уточнениями по заменившему ГОСТ 7057-54 аналогичному стан-дарту ГОСТ 7057-73 и стандарту на методы испытаний сельскохозяйственных тракторов ГОСТ 7057-81 определяют по формуле
(1.13)
где mдв - масса, создающая статическую нагрузку каждого движителя, кг; g - ускорение земного тяготения, м/с2; bг. -ширина гусеницы, м; lус - условная длина участка гусеницы, находящейся в контакте с основанием, м (lус = l1 + l2 +l3); l1 -проекция на опорную площадку межцентрового расстояния между ведущим колесом и задним опорным катком (при наклоне ветви гусеницы между ними к опорной площадке более 2°, l1 принимают равной нулю), м; l2 - проекция на опорную площадку межцентрового расстояния между крайними опорными катками, м; l3 - проекция на опорную площадку межцентрового расстояния между направляющим колесом и передним опорным катком (при наклоне ветви гусеницы между ними к опорной площадке более 5° l3 принимают равной нулю). При l1 = 0 и l3 = 0, lyc принимают равной l2 плюс шаг гусеницы tг, м.
qc = 4000*9,8/(1000*0,47*2) = 41,7 (кПа) – для гусеничного движителя ВТ-150 со стандартным звеном
qc = 4000*9,8/(1000*0,67*2) = 29,3 (кПа) – для гусеничного движителя ВТ-150 со звеном для слабонесущих грунтов
Определение максимального давления qм основано на учете не всей проекции опорной поверхности гусеницы, а только ее звеньев, число которых равно числу опорных катков iк.
(1.14)
Авторы утверждают, что формула (1.14) дает завышен¬ные значения давления и справедлива для работы на твердой несминаемой почве, а также при lк > 3tг, где lk - расстояние между осями соседних катков.
Для ВТ-150 со стандартным звеном максимальное давление движителя на почву:
qм = 4000*9,8/(1000*0,47*0,158*0,57) = 926 (кПа)
Для ВТ-150 с широким звеном максимальное давление движителя на почву:
qм = 4000*9,8/(1000*0,67*0,158*0,57) = 650 (кПа)
Изучение результатов многочисленных исследований показывает, что практически все изменения в конструкции ходовой системы, при¬водящие к снижению контактных давлений, способствуют улучшению тягово-сцепных свойств.
Анализ формулы Кулона(1.15), отражающей закономерности сдви¬га почвы, показал, что с уменьшением нормального давления σ, каким бы способом это ни достигалось, значение коэффициента сцепления φ движителя с почвой увеличивается
(1.15)
где φ - угол внутреннего трения в почве.

Рисунок 1.17 - Зависимость коэффициента сцепления φ звена гусеницы от давления на почву: 1-рыхлый песок; 2-луг; 3-плотный грунт
Аналогичный анализ проведен В. А. Скотниковым для различных почв и грунтов.

Рисунок 1.18 – Экспериментальные зависимости коэффициента сцепления (а, в) и трения (б) от давления на почву: 1, 2 –торф с разной влажностью; 3, 4 - соответственно плотный и рыхлый песок; 5 – глина; 6 – болото; 7 – луг; 8 – глина; 9 – рыхлый песок
Однако данные Л.В. Сергеева, полученные при испытаниях гусеничных машин с различными давлениями на грунт, показывают, что это возрастание φ возможно до определенного предела, соответствующего области реальных значений давлений современных гусеничных машин (сплошная линия на рис. 1.19), а в зоне низких давлений коэф¬фициент сцепления уменьшается (пунк¬тирная линия на рис. 1.19).

Рисунок 1.19 – Зависимость коэффициента сцепления от среднего давления гусеничных машин

1.4.4 Конструктивное решение звена гусеничной цепи

Для того чтобы обеспечить возможность работы трактора на слабонесущих грунтах необходимо предусмотреть возможность установки гусеничных цепей, состоящих из широких звеньев.
Такой движитель необходим для работы трактора в рисоводческом хозяйстве, а также при работах на заболоченной местности.
С этой целью предлагается конструкция звена гусеницы на основе стандартного звена с боковыми уширителями в виде трапеций и прямоугольной формы.
Гусеница с трапецевидными уширителями должна обеспечить среднее давление на грунт не более 35 кПа, а с прямоугольными не более 30 кПа.

Рисунок 1.20 – Звено гусеницы с прямоугольными уширителями

Рисунок 1.21 – Звено гусеницы с трапецевидными уширителями

1.5 Проверочные расчеты основных узлов машины
1.5.1 Расчет муфты сцепления
Поверхность трения дисков сцепления Fт
dт1 =350 мм dт2 = 210 мм Rср = (см) (1.16)
(см2) (1.17)
Усилие сжатия дисков Р
Согласно каталога муфт сцепления ЧАЗ(г.Чебоксары) для кожуха с дисками А52.22.000СБ берем пружину А52.22.009-02 (диаметр проволоки 5,5 мм, Д=44 мм). Усилие предварительного сжатия – Р1 = 93 (кГс).
П = 12 – количество пружин в муфте сцепления
Усилие сжатия дисков Р = 93∙12 = 1116 (кГс)
Удельное давление на поверхности трения – q
(кГс/см2) (1.18)
Момент трения муфты сцепления МТ
МТ = Р∙μ∙z∙Rср; (1.19)
Для сухого трения асбестовой накладки коэффициент трения μ=0,3;
Z – количество пар трения = 4;
МТ = 1116∙0,3∙4∙14 = 187,5 (кгс∙м);
Коэффициент запаса муфты сцепления К0
Для дизеля Д260.14 мощностью 130 л.с. К0=3,2

Размер файла: 11,5 Мбайт
Фаил: