УДК 631.37 : 629.114.2.002.2 (083)

'' Гос- публичная
Иаучйо - твхн'лче " ая

аиблиотека с ГД-

7m?



Рецензент И. Б. Барский

Введение написано проф. Б. П. Кашубой, главы 5—7, 12—14, 16, 17 и 19
написаны В. Я- Аниловичем, главы 1—4, 8—11, 15 и 18 — Ю. Т. Водолажченко.
В написании глав 5—7 принимал участие И. Ш. Чернявский.

Анилович В. Я., Водолажченко Ю. Т. Конструирование и расчет
сельскохозяйственных тракторов. Справочное пособие. Изд. 2-е, пере-
работ. и доп. М., «Машиностроение», 1976, 456 с.

В справочном пособии широко отражены результаты последних
проектно-конструкторских и исследовательских работ в области трак-
торостроения. В методике расчетов учтены действительные статисти-
ческие распределения нагрузок в элементах машин, что позволило
рассмотреть их долговечность с позиций теории надежности. Приведен
анализ новых конструктивных элементов: муфт сцепления с гидравли-
ческим управлением; коробок передач, переключаемых без разрыва
потока мощности; гидравлических амортизаторов в подвесках; подрес-
соренных остовов колесных тракторов и др.

Второе издание (1-е изд. 1966 г.) переработано в соответствии с но-
вым перспективным типажом тракторов.

Справочное пособие предназначено для инженеров-конструкторов
проектно-конструкторских организаций и заводов тракторного и сель-
скохозяйственного машиностроения.

Табл. 128, ил. 230, список лит. 34 назв.

А «.

038 (01)-76

(§) Издательство «Машиностроение», 1976 г.
ВВЕДЕНИЕ

Создание новых образцов тракторов и различных модифика-
ций серийно выпускаемых моделей является сложным процес-
сом, проводимым в несколько этапов (табл. 0.1). Для получения
качественно новой конструкции разработка деталей, узлов,
механизмов должна быть тесно связана с анализом литератур-
ных данных, расчетами и лабораторно-полевыми нсследова-'
НИЯМИ.

При эскизном проекте вспомогательные работы концентри-
руются вокруг анализа литературно-статистических данных
и расчетов, при техническом проекте центр тяжести перемещается
на экспериментальные работы. Рабочее проектирование ведется
в тесной увязке с разработкой (а в некоторых случаях с экспе-
риментальной проверкой) технологических процессов. На всех
этапах нужно строго придерживаться ГОСТов и нормалей.

Расчеты делятся на предварительные (проектировочные),
служащие для определения основных размеров машины по за-
данным показателям, и проверочные (оценочные), служащие для
проверки показателей машины с определенными параметрами
и размерами. Первые целесообразно выполнять конструктору,-
вторые более рационально поручать расчетному бюро.

Новый трактор создается на основе исходных данных, общих
требований и опыта эксплуатации аналогичных машин.

К тракторам предъявляются следующие требования:
заводом-изготовителем:

снижение металлоемкости, ограниченное до минимума при-
менение дефицитных материалов, широкое применение пласт-
масс, снижение стоимости исходных материалов;

технологичность конструкции — соответствие ее масштабам
и средствам производства, снижение стоимости изготовления;

конструктивная и технологическая преемственность с изде-
лиями завода;

унификация агрегатов, узлов и деталей в пределах завода
и отрасли;

соответствие ГОСТам, отраслевым и заводским нормалям;

легкость создания специализированных модификаций и
дальнейшей модернизации трактора;

эксплуатирующими организациями (совхозами, колхозами):
повышение производительности труда и сокращение вре-
мени на вспомогательные операции: пуск, составление рабочих
агрегатов, технические уходы;

хорошая проходимость (по местности, в междурядьях, на
склонах) и маневренность;

универсальность — возможность использования на разных
работах и на транспорте;

хорошая агрегатируемость с широким набором машин
и орудий;

высокая надежность;
0.1. Стадии разработки конструкторской документации и этапы выполнения работ

Стадии разработки	Этапы выполнения работ
Техническое предло- жение	Подбор материалов. Разработка технического предло- жения (ГОСТ 2.118—73) по результатам анализа техни- ческого задания (документам присваивается литера «П»). Рассмотрение и утверждение технического предложения
Эскизный проект	Разработка эскизного проекта по ГОСТ 2.119—73 (до- кументам присваивается литера «Э»). Рассмотрение и утверждение эскизного проекта
^Технический проект	Разработка технического проекта (документам при- сваивается литера «Т»). Изготовление и испытание ма- кетов. Рассмотрение и утверждение технического проекта
Разработка рабочей документации:  а)	иа опытную пар- тию  б)	на установочную серию	Разработка конструкторских документов с отработкой технологичности изготовления. Изготовление н заводские испытания опытной партии. Корректировка конструктор- z ских документов по результатам испытания опытной пар- тии (документам присваивается литера «О»). Изготовление, ведомственные и государственные испытания откоррек- тированной опытной партии  Выпуск конструкторской документации. Изготовление установочной серии в цехах основного производства на подготовленной оснастке. Испытание установочной серии в производственных условиях. Корректировка конструк- торских документов по результатам изготовления, испы- тания и оснащения технологического процесса ведущих составных частей изделия установочной серии (докумен- там присваивается литера «А»)

обеспечение безопасности и удобства работы водителя;

снижение трудоемкости ухода, приспособленность к механизации и автома-
тизации обслуживания и ухода;

повышение топливной экономичности и уменьшение расхода смазки;

уменьшение номенклатуры горюче-смазочных материалов;

приспособленность к климатическим (зональным) условиям;

совершенство внешних форм и окраски;

ремонтными предприятиями:

минимальная стоимость набора запчастей на один трактор в год;

одновременность ремонта основных агрегатов;

минимальная трудоемкость и потребность в специальном инструменте и
оснастке для разборки и сборки, сокращение типоразмеров крепежа;

сохранение базовых поверхностей и базовых осевых линий;

уменьшение трудоемкости ремонта;

сокращение номенклатуры запасных частей;

внешнеторговыми организациями:

патентная чистота;

выпуск модификаций, приспособленных к особым климатическим условиям;

повышение конкурентоспособности;

возможность агрегатирования с машинами и орудиями зарубежных фирм;
возможность отправки компактными агрегатами, легко собираемыми на месте;
хорошая сохраняемость.
0.2. Классификация тракторов по назначению

Тип	Основные выполняемые работы	Характерные требования
Сельскохозяйственный: общего назначения универсальный, про- пашной 	  специальные: виноградниковый болотный		  крутосклонный  Самоходное шасси: универсальное . . . уборочное .....  горное 	  Промышленный: общего назначения  болотный ...... трелевочный	  специальный ....	Пахота,	боронование,  сплошная культивация и др.  Междурядные работы  Работа в виноградниках  Работа на переувлажнен- ных почвах  Работа на склонах  Возделывание овощей  Уборка сменными навес- ными комбайнами и ра- бота на транспорте  Обработка плантаций .на крутых склонах  Землеройные работы с бульдозером и скре- пером  Добыча торфа, мелиора- ция  Вывозка срубленных ство- лов деревьев  Укладка газо- и нефте- проводов, разработка карьеров	Проходимость по сырой почве  Переменная колея, дорож- ный просвет 0,5—0,8 м  Габаритная ширина не бо- лее 1 м  Давление до 0,25 кгс/см2  Способность работать чел- ночно	*  Возможность установки на раме больших машин  Легкость смены рабочего оборудования и пере- стройки для транспорт- ных работ  Дорожный просвет 1,2 м, стабилизация от опро- кидывания  Наличие передней и зад- ней навесных систем, несколько передач зад- него хода для челноч- ного движения  Давление 0,12—0,2 кгс/см2  Наличие лебедки для под- тягивания и щита для укладывания стволов

Тракторы классифицируют по конструктивным признакам [28] и по назна-
чению (табл. 0.2). Для увязки с рабочими орудиями трактор должен соответство-
вать утвержденному типажу (табл. 0.3). За основной классификационный признак
типажа принято номинальное тяговое усилие Рн. Для сельскохозяйственных
тракторов номинальным называют тяговое усилие, при котором работающий
на стерне нормальной плотности и влажности трактор обеспечивает наибольший
тяговый к. п. д. Для промышленных тракторов номинальным называют наиболь-
шее тяговое усилие, развиваемое трактором при работе на низшей передаче,
на рыхлой почве нормальной влажности, предельное по условию сцепления
с почвой. Поэтому один и тот же трактор по промышленной классификации
будет иметь номинальное тяговое усилие приблизительно на 70% больше, чем
по сельскохозяйственной. Класс трактора обозначается- номинальным тяговым
усилием, выраженным в тс.

Современное тракторостроение характеризуется повышением мощности
тракторов, их тягово-сцепных качеств, улучшением условий труда трактористов,
повышением надежности.
ago
о о .
Sgs

3
х
5
К
о
5
§
<а

см X  *	<*	о.	«  3	_?	X	х  <м	g	*	то  X	л	«	в у  ео	*»	о	О с£  _	а	а	о  5	а	В	Э §  2	си	«	«2  §	л	в	в 5  2	х	о	с 5  S	х	ах	а. £  Щ > С	Со

। Общего назначения ! Общего назначения для лесостепной ! и степной зон i Общего назначения  »	»  »	»
» » Гусеничный Колесный 4х 4 { Гусеничный !

<у
X

X
л

V
V

S
X
СХ

К
И®

Наряду с ростом мощности непрерывно увеличивается общий парк тракторов.
При оценке энерговооруженности сельского хозяйства в нашей стране сле-

дует учесть, что производительность труда определяется не только уровнем энер-
гонасыщенности, но и, в значительной мере, степенью использования энерге-
тических средств •— их загрузкой в течение сезона. В колхозах и совхозах энер-
гетические средства используются со значительной годовой загрузкой/

Мировое тракторостроение характеризуется преимущественным' производ-
ством колесных тракторов (от 85 до 99%).

В нашей стране на работах, связанных с обработкой почвы, используются

преимущественно гусеничные тракторы.

Создание тракторов общего назначения с четырьмя ведущими колесами

позволило улучшить тягово-сцепные качества колесных тракторов, расширило
возможности использования колесных тракторов на выполнении всего комплекса
сельскохозяйственных работ в хозяйствах основных зерновых зон страны. Расчеты
показывают, что тракторы со всеми ведущими колесами экономически целесо-
образны при мощности двигателя 120 л. с. и более.

В ближайшем будущем колесные тракторы в сельском хозяйстве составят
61—64% всего парка.

Будет существенно углублена унификация тракторов путем сокращения
числа базовых моделей с 16 до 12 и увеличения количества модификаций с 23 до 41,
а также дальнейшего расширения уровня унификации основных агрегатов, узлов
и отдельных наиболее массовых деталей. Новые агрегаты н узлы (гидрооборудо-
вание и т. п.) будут разрабатываться в виде рядов унифицированных и типизи-
рованных конструкций.

Надежность тракторов будет повышаться путем увеличения доремонтного
ресурса основных агрегатов до 6000 ч, а для некоторых узлов и систем (несущих
систем, гидроагрегатов и др.) путем обеспечения их работы без капитального
ремонта в течение всего срока службы трактора. Сроки службы шин должны
быть увеличены до 8—10 тыс. ч. Детали гусеницы будут изготовляться из мате-
риалов повышенной прочности и износостойкости (биметаллы). Средняя нара-
ботка на отказ при одновременном сокращении в 2—3 раза трудозатрат на техни-
ческое обслуживание тракторов будет увеличена в 2—2,5 раза. Ожидается значи-
тельное сокращение потребности в запасных частях за счет повышения равно-
прочности узлов и агрегатов.

Указанные перспективы развития тракторостроения базируются на ряде
тенденций, которые наметились в отечественной и зарубежной тракторной тех-
нике. Повышение мощности тракторов объясняется требованием повышения про-
изводительности труда. Одновременно с увеличением мощности тракторов воз-
никло несколько направлений ее рационального использования: повышение
рабочих скоростей, тягового усилия; применение орудий, имеющих привод
от вала двигателя через вал отбора мощности трактора или другим путем.

При увеличении рабочих скоростей предъявляются специальные требования
к технологии обработки почвы, посева, культивации. Основой для реализации
повышенных скоростей являются скоростные сельскохозяйственные тракторы
и орудия к ним.

Повышение тягового усилия привело к созданию комбинированных и широ-
козахватных агрегатов, совмещающих несколько сельскохозяйственных опера-
ций. Основой их являются мощные тракторы, работающие без повышения ско-
ростей.

Оптимальное решение при выборе того или иного направления использова-
ния мощности определяется всесторонним экономически обоснованным анализом.
Однако часто повышение рабочих скоростей и тяговых усилий сдерживается
существующими технологическими приемами, ограниченными размерами между-
рядий и т. д. Указанные противоречия находят разрешение в замене пассивных
рабочих органов активными, которые приводятся от двигателя трактора, создании
комбинированных машин и агрегатов, исключении отдельных второстепенных
операций («минимальная» обработка почвы).
С применением активных рабочих органов станет возможным механизировать
такие операции, как междурядная обработка малых площадей, заделывание
в почву пожнивных остатков и органических удобрений, уменьшить тяговое со-
противление орудий и буксование трактора. Однако при применении ротационных
машин наблюдается повышенный расход энергии, иногда больший, чем для
пассивных рабочих органов. Это предъявляет специальные требования к компо-
новке трактора в направлении облегчения ходовой части и, наоборот, усиления
привода к отбору мощности. Намечается дальнейшее расширение использования
гидропривода рабочего оборудования, введение двух и более ВОМов и подъемно-
навесных устройств, увеличение маневренности трактора.

При исключении отдельных второстепенных операций снижается уплотнение
почвы путем сокращения числа проходов машинно-тракторного агрегата по полю.
При этом лучше сохраняется естественная влагопроницаемость почвы. Некоторые
исследователи считают, что площадь, вытаптываемая трактором при обычной
обработке, составляет примерно половину всей обрабатываемой площади. Кроме
того, сокращение числа проходов агрегатов связано со снижением затрат труда
на каждый гектар площади.

Все явственнее проявляется тенденция обеспечить^полную реверсивность
тракторов всех классов и назначений.

Предполагается, что хотя в следующем десятилетии тракторы останутся
основным энергетическим средством на полевых работах, значение и энергетиче-
ская роль самоходных машин и автомобилей будет возрастать. Самоходные ма-
шины (особенно уборочные) имеют ряд преимуществ перед машинно-тракторными
агрегатами: большая производительность при той же мощности двигателя, боль-
шая оперативность, выше качество работы, лучшая управляемость и маневрен-
ность, более комфортабельные условия для водителя.

Прогнозные расчеты показывают, что в крупнотоварных хозяйствах произ-
водительность почвообрабатывающих агрегатов должна составлять более 2,5 га/ч.
Это требует создания колесного трактора 4x4 с мощностью двигателя до 300 л. с.
и 6X6 — более 300 л. с.

В настоящее время разрабатываются почвообрабатывающие агрегаты, состоя-
щие из двух тракторов 4X4, соединенных общей рамой, на которую навешива-
ются почвообрабатывающие машины. Общая мощность привода — около 600 л. с

Главная причина использования мощных тракторов в сельском хозяйстве —
экономическая. Оснащение хозяйства мощной техникой определяет возможность
успешного выполнения трудоемких работ в наиболее выгодный момент и в корот-
кий срок. Однако необходимо помнить, что при нерациональном их использова-
нии резко увеличиваются затраты. Так, при загрузке двигателя ниже 40% но-
минальный удельный расход топлива увеличивается на 20%. При многоцелевом
использовании мощных тракторов значительно снижается их загрузка из-за
длительных холостых переездов, эксплуатации на легких работах, простоя в не-
рабочий сезон и т. д. У мощных тракторов по сравнению с машинами средней
мощности при выполнении одинаковой работы существенно выше погектарный
расход топлива. Тем не менее мощность тракторов в ближайшее десятилетие будет
возрастать.

Намечаются определенные тенденции в развитии систем трактора. В связи
с увеличением мощности тракторов все чаще взамен муфт сцепления сухого типа
начинают применять муфты, у которых диски охлаждаются маслом или другой
жидкостью. Такие муфты имеют меньшие коэффициенты запаса сцепления, что
обеспечивает уменьшение их размеров, снижает динамические нагрузки в силовой
передаче и облегчает управление трактором.

В ближайшее время будут применять трансмиссии с механическими ступен-
чатыми коробками передач. Для облегчения изменения скорости движения и
исключения затрат времени на остановку и последующий разгон в них будут
широко использовать шестерни постоянного зацепления с переключением передач
без разрыва силового потока. Конструктивно это осуществляется при помощи
гидравлически управляемых муфт.
Все большее применение найдут гидростатические передачи, которые несмотря
на пониженные по сравнению с механическими значения к. п. д. все же позволяют
повысить производительность трактора при выполнении комплекса сельскохо-
зяйственных работ. В первую очередь гидростатические приводы будут приме-
няться как гидростатические ходоуменыпители, силовые передачи переднего
ведущего моста, трансмиссии специальных типов тракторов со сложной кинема-
тикой силового привода и с жесткими требованиями к компоновке и маневрен-
ности, предназначенных для обработки особо ценных культур, стоимость которых
существенно выше затрат на технические средства для их возделывания. Стои-
мость гидропередач особенно большой мощности в 2—3 раза выше стоимости ме-
ханических трансмиссий.

Трансмиссии с гидравлическими трансформаторами наиболее эффективны
на тракторах промышленного назначения.

Развитие ходовых систем гусеничных тракторов идет по пути применения
более прогрессивных систем подрессоривания (гусениц с пневмокаткамн низкого
давления, гидроамортизаторов), на тракторах с большим давлением на почву
(болотоходных, мелиоративных) — резинокордные и резинометаллические гу-
сеницы.

Подвески колесных тракторов будут оснащаться гидроамортизаторами,
гидропневматическими упругими элементами.

Для повышения тягово-сцепных свойств колесного трактора широкое приме-
нение получит привод на все колеса.

Намечаются тенденции использования крупных моделей шин с грунтоза-
цепами, сдвоенных колес, для пропашных тракторов расставленных дополнитель-
ных колес на удлинителях ведущих осей.

Перспективным направлением в развитии гидравлических систем тракторов
является создание универсальных конструкций, позволяющих в случае необ-
ходимости осуществлять силовое, высотное или позиционное регулирование
глубины обработки почвы, отбор мощности для привода сельскохозяйственных
машин и орудий. Все большее развитие получат гидроусилители рулевого управ-
ления колесных тракторов, гидроусилители приводов управления механизмами
поворота, тормозами и муфтой сцепления. На базе гидравлических систем управ-
ления получит развитие автоматизация управления тракторами на рабочих
операциях и в первую очередь на пахоте.

Уменьшение колебаний водителя на сиденье будет достигаться совершен-
ствованием системы подвески сиденья и остова трактора в целом. По-видимому,
могут найти применение автоматические системы подвески сиденья, если кон-
струкция их окажется достаточно простой. Уменьшение шума на рабочем месте
будет достигаться улучшением виброзащиты кабины и изоляцией источников
шума и вибраций, нужный микроклимат в кабине — совершенствованием системы
фильтрации, подогрева и кондиционирования воздуха, подаваемого в кабину.
Более широкое применение найдут звукопоглощающие перегородки и обивочные
материалы.

Сейчас уже стали обязательными специальные защитные каркасы кабины,
обеспечивающие безопасность водителя при опрокидывании трактора.

Большое внимание уделяется рациональному размещению рычагов и педалей
управления. Количество рычагов и педалей сводится к минимуму путем приме-
нения гидропривода и гидроуправления.

Намечается тенденция в «тракторах будущего» иметь поворотное сиденье
(или поворотное рабочее место тракториста) для работы при длительном движении
трактора задним ходом, транзисторный приемник, телевизионные камеры, уста-
навливаемые сзади и с двух сторон трактора.
ГЛАВА 1 ТЯГОВЫЙ РАСЧЕТ

1,1. ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

Тяговым расчетом определяются основные параметры трак-
тора: общий и сцепной вес, мощность двигателя, число и распре-
деление передач, обеспечивающие производительную работу
трактора в заданных условиях. Исходными данными являются
тип трактора, тяговый класс, назначение, а также какой трактор
он заменяет или на базе какого трактора будет производиться
(при проектировании специализированной модификации). Допол-
нительно указываются и в процессе расчета уточняются: перечень
выполняемых работ и агрегатируемые с трактором рабочие
машины-орудия, зоны работы, характеризуемые как почвенными,
так и климатическими условиями, а также лимитируемые раз-
меры трактора.

Тяговые качества трактора определяют максимальным и
минимальным тяговыми усилиями, оцениваемыми диапазоном
тяговых усилий. Различают полный Дт и рабочий Дт. р диапазоны
тяговых усилий:

л . 1 кр max Л
пт----р~-----~• ат. р

гкр гтах

Рн

Ркр mm

где РКр max — максимальное тяговое усилие на низшей передаче:
Ркр шах = Хп-Рн (здесь Хп — коэффициент перегрузки по тяге;
по данным НАТИ для сельскохозяйственных тракторов: колес-
ных Хп = 1,1-5-1,15; гусеничных Хп = 1,15-5-1,25); Ркр»шах—
минимальное тяговое усилие, развиваемое на высшей передаче,
определяется допустимой максимальной скоростью; для гусе-
ничных тракторов, чтобы иметь приемлемый тяговый к. п. д.,
рекомендуется принимать Ркрогаах = (2,5-5-3,0) Pf [здесь Pf —
сопротивление самопередвижению: Pf = fG (где f — коэффи-
циент сопротивления самопередвижению, определяемый по
табл. 1.1; G — эксплуатационный вес трактора, кгс)]; Рн—
номинальное тяговое усилие по типажу, кгс; Ркр mln — мини-
мальное рабочее тяговое усилие; определяют по легким работам,
исходя из усилия трактора предыдущего класса н учитывая
снижение к. п. д. трактора при уменьшении тягового усилия;
для уменьшения числа марок тракторов в хозяйствах принимают
^кртШ = %з?н (л—1)—(п—2) (ЗДесь х3 — коэффициент загрузки
по тяге; Хз = 0,85; Рн	— номинальное тяговое уси-

лие трактора предыдущего (или через один) класса,

Йсходные данные .
1.2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ВЕСА ТРАКТОРА

Эксплуатационный вес трактора G (кгс) определяют из условия обеспе-
чения сцепления с данной почвой, необходимого Для получения заданного
тягового усилия Ркр с допустимым буксованием 6 и высоким тяговым
к. п. д. г]т, по формуле

о =____________

Мс-е/ ’

где }.—коэффициент нагрузки ведущих колес: для гусеничных тракторов k= 1,
для колесных 4X4— Х= 0,09-И, для колесных 4X2 по условию сохране-
ния управляемости принимают к — 0,76-^-0,8; <рс —коэффициент сцепления
с почвой (см. табл. 1.1); £— коэффициент, учитывающий внутренние потери
в ходовой системе; для колесных тракторов принимают £ = 1, для гусенич-
ных — £ = 0,5.

Испытаниями установлено, что максимум тягового к. п. д. на стерне (типич-
ном фоне для получения номинального тягового усилия Ра) при скорости
6—9 км/ч соответствует среднему коэффициенту использования веса <ркр. опт =
Ркр Пт

= —g : для гусеничных тракторов фкр. 0Пт= 0,55, для колесных 4X2 <ркр. 0Пт=
= 0,38, для колесных 4X4 <ркр-. опт = 0,45. Тогда эксплуатационный вес будет
равен

г.	Ри

и -----------.

фкр. опт

Полный вес трактора рекомендуется получать догрузкой балластом, реак-
цией навесного орудия.

Минимальный вес трактора находят из условия обеспечения устойчивости
движения и управляемости тракторного поезда на грунтовой дороге:

с _ sin а + /пр COS «	0

Мрс — (sin а ф- /cos а) пр’

где а —угол подъема дороги (см. табл. 2.2); /пр — коэффициент сопротивления
передвижению прицепа (тележки); X — коэффициент нагрузки ведущих колес;
для тракторов 4X2 по условиям обеспечения управляемости берут 0,65—0,7;
Опр — полный вес тележки.

При отсутствии тормоза на тележке не следует брать G < 0,5Qnp.

Распределение веса по осям колесного трактора 4x2 производят из условия'
получения хороших тяговых качеств и управляемости трактора. Тяговые качества
оценивают коэффициентом нагрузки ведущих (задних) колес

1	____ L ац. Т I ГК ( , ^кр	РКр

1	г

-j- (L	ац, т ф- гкфкр) = Хст ф- <ркр>

где Z2 — нормальная реакция почвы на ведущие колеса; L — продольная база;
ац. т — горизонтальная координата центра тяжести трактора; гк — радиус
ведущего колеса; /гкр —высота линии тяги над плоскостью контакта колес с поч-
вой; Хи — коэффициент нагрузки ведущих колес в статическом положении.
Управляемость оценивают коэффициентом нагрузки направляющих (передних)
колес

x1 = A = i-%

L

гк
^-Фкр,

где Zx — нормальная реакция почвы на передние колеса.

Хорошая управляемость обеспечивается при Хх = 0,35—0,4. При Хх = 0,2
радиус поворота возрастает в 2—3 раза. Управляемость теряется при лх < 0,15,
или л(> 0,85, поэтому следует так компоновать трактор, чтобы в статическом
положении Хст — 0,64-0,65 и при тяговом расчете брать 7гаах — 0,75-ь 0,8.

Распределение веса по осям колесного трактора 4X4 зависит от типа трактора:
общего назначения с колесами одинакового диаметра или универсальный повы-
шенной проходимости с передним ведущим мостом, снабженным колесами умень-
шенного диаметра. Для получения максимального тягового усилия необходимо
выполнить условие

Лц> 1 + Ркр г = (Ф1 — /1) сц + (фг — /г) ^2 сц = Ркр max,
где <рх и <р2 — коэффициенты сцепления передних и задних колес; /х и /2 — коэф-
фициенты сопротивления перекатыванию передних и задних колес; 0хсц, О,сц —
вертикальные нагрузки на передние и задние колеса при работе: СХСц = Gx— AG,
62С14 = 02 + AG (здесь Gx, 02— статические нагрузки на передние и задние
колеса; AG — разгрузка передней оси при работе).

Разгрузку передней оси вычисляют по формуле

AG = —j— (ЛкрРкр Mf),

где Mf—момент сопротивления перекатыванию трактора: Mf = /хО1Сц/-х -f-
4" /гСасцГа (здесь гх, г2 — радиусы передних и задних колес).

Для трактора общего назначения с колесами одинакового диаметра прини-
мают <р2«^ фх и /х [нормально /х = (1,14- 1,3) /2 и срх < <р2]. Тогда стати-
ческая нагрузка на колеса будет равна

Г $ | ( РЙ . п \ Йкр G РнГк .	/11\

G1 = -2“+kV+ f) L~

G2 = G—Gx,
где ф — коэффициент перераспределения Номинального усилия: ф = 1,54-2.

Для универсального трактора с передним ведущим мостом вертикальную
нагрузку на колеса распределяют двумя методами. По одному — сначала подби-
рают по ГОСТ размеры шин передних колес так, чтобы обеспечить поворот трак-
тора с заданным минимальным радиусом. По подобранным размерам шин находят
предельную вертикальную нагрузку ОХПред и 02Пред. Доля статической нагрузки
на передние колеса (учитывая догрузку задних колес навесными орудиями)
равна

Gi

G

____________^гпред___________

$1Пред + ^О,8О2пред Р

(1.2)

По другому методу принимают: /у =	= f, <Pi«* 0,8ф2 и ^крх = (0,254-

4-0,3) ?Кр. Тогда

(0,25.4-0,3)+ (0,8<ра	р

U1	Д ^кр	Q\

Оптимальные значения G^G ~ 1 — X = 0,4^0,45.
Положение центра тяжести гусеничного трактора устанавливают так, чтобы
получить равномерное распределение вертикальных нагрузок по опорным каткам
при наиболее вероятном тяговом усилии. Оптимальная координата центра тяжести

Р

йопт = 0,б£г -]- Ск -|- /гКр —,

фи

где Lr — длина опорной поверхности гусеницы; Ск — расстояние от оси веду-
щего колеса до края опорной поверхности гусеницы; гр — коэффициент пере-
распределения номинального усилия, равный 1,5—1,75.

1.3.	ОПРЕДЕЛЕНИЕ МОЩНОСТИ И ВЫБОР ТИПА
ДВИГАТЕЛЯ

Номинальная мощность двигателя (л. с.) находится из условия реализации
номинального тягового усилия Рп (кгс) на заданной типажем скорости он (км/ч):

л/ = (~l~ /Q)

Н 27О'Пм. гЛдПи. м ’

где Цм. г — механический к. п. д. силовой передачи, включая потери на зацепле-
ние гусеницы d ведущим колесом, (см. § 1.5); Цд — коэффициент, учитывающий
потери от буксования: '% = 1 — 6, здесь б — буксование (для гусеничных трак-
торов це = 0,93-.-0,95, для колесных тракторов общего назначения Цд = 0,854-
4-0 87, универсальных —	= 0,804-0,82); т|и. м — коэффициент использования

мощности (1]и. м = 0,904- 0,95 с учетом запаса мощности на трогание с места и пре-
одоление случайных сопротивлений).

При проектировании сельскохозяйственных тракторов общего назначения
и универсальных рекомендуется принимать ан=8н-9 км/ч—для гусеничных
и Уд — 94- 10 км/ч — для колесных тракторов.

Если задана производительность с почвообрабатывающим орудием Й7 (га/ч),
то мощность (л. с.) двигателя определяют по формуле

К =

н 271]т1]н. мт ’

где /?х — тяговое сопротивление на единицу ширины захвата орудия, кгс/м;
т •— коэффициент использования рабочего времени; Т]т — тяговый к. п. Д. трак-
тора: т)т = тщ. rW|f (здесьm	— коэффициент, учитывающий потери

\	ГКр -ф

на самопередвижение).

Мощность двигателя уточняют проверкой возможности работы трактора:
с машинами, требующими отбора мощности:

щ ________(7?т 4~ /О) у . /Умаш

270т]м. г1]а1]н. м Ло. м

где Рг — тяговое сопротивление рабочей машины, кгс4 V — рабочая скорость,
км/ч; Л'маш — мощность, требуемая для привода машины, л. с.; т|0. и — к. п. д.
передачи к машине: т](). м 0,94-0,95;

с тележками при транспортировании (колесные тракторы)



(f 4~ 1 + ^Bp/7g) (G Ч~ Qnp) f
270ци. мт]6

где i — подъем, преодолеваемый без перехода на низшую передачу, обычно
i = 0,02—0,05; / — ускорение при разгоне поезда; принимают j/g = 0,034-0,1;
бвр — коэффициент учета вращающихся масс агрегата; T]j — коэффициент, учи-
тывающий буксование: Т[$ = 0,9-т-0,95.

Расчетные значения мощности округляют и по ним подбирают двигатель.

Энергонасыщенность (л. с./т) трактора характеризует способность его
эффективно работать на повышенных скоростях и определяется по формуле

1000Л/н	(фкр-|-/)п

G	0,27Пм.г(1-6)-

В ряде случаев вместо энергонасыщенности указывают удельный вес трак-
G	1000

тора = -г.— = —р— кгс/э. л. с • ч.
NH	Е

Характеристика двигателя обусловливает конструкцию и тяговые качества
трактора. .Характеристикой двигателя называют выраженную графически зави-
симость между крутящим моментом Л1Д (кгс-м),' угловой скоростью ид (1/с)
или частотой вращения пя (об/мин), мощностью Ne = —~~ —	(кВт)

1	U-w	УI “т ,0

^Д®Д	^Д«Д /	\	u

-или ле — —г (л- с.) двигателя, а для тепловых двигателей еще
/о	71o,z

_ . . .	1000 GT .	п

часовым Gr (кг/ч) и удельным ge =----т,—— г/э. л. с  ч. расходами топлива. Раз-

дичают скоростные Мя, Ne, GT, ge = Ф (пд) и нагрузочные пд, Ne, Gt, ge =
= Ф (Мд) характеристики, характеристики по мощности пд, Л/д, GT, ge = Ф (Ne)
(регуляторные характеристики двигателей внутреннего сгорания).

Тяговые качества двигателя оценивают коэффициентами приспособляемости
йм = Мк/Мн и снижения частоты вращения аОб = Пм/«н (где Л4М, пы — момент
и частота вращения при максимальном моменте; Ма, п„ — момент и частота вра-
щения при номинальной мощности).

С увеличением /гы повышается способность трактора преодолевать возросшее
сопротивление движению без перехода на низшую передачу, производительность
агрегата при форсировании перегрузки и уменьшается степень снижения ско-
рости. С увеличением «об повышается производительность агрегата при форсиро-
вании перегрузки, но уменьшается преодолеваемая перегрузка. Оптимальные
тяговые качества имеет двигатель постоянной мощности Ne = const в пределах

1

от «min До «шах- Тогда коэффициент приспособляемости /гы =------= —SS2-,

«об «min

а момент изменяется по закону равнобочной гиперболы. При kM > 3 силовая
передача имеет одну-две ступени и может быть значительно упрощена.

Экономическими показателями теплового двигателя являются: минимальный

удельный расход топлива gc тщ г/э. л. c-ч., оценочный удельный расход топлива
ё'еоц, характеризующий средний удельный расход в диапазоне 0,5iVH—Лф, расход
смазочного масла, который не должен превышать 3% от среднего эксплуатацион-

ного расхода топлива.

Тип двигателя выбирают по тяговым, экономическим и эксплуатационным
показателям. Последние оценивают по удельному весу двигателя у =
= -т4- (кгс/э. л. с.), удельному объему (м3/э. л. с.), плавности работы, пусковой
/V н

готовности, автономности (радиусу удаления от базы), надежности, простоте
ухода и обслуживания.

Хорошие тяговые качества имеет сериесный электродвигатель постоянного
тока (рис. 1.1). Двигатели переменного (трехфазпого) тока с короткозамкнутым
или фазным ротором имеют низкие тяговые качества и требуют применения ко-
робки передач и муфты сцепления. Электродвигатели можно реверсировать
переключением концов обмоток, однако для двигателей переменного тока из-за
длительности пускового периода предпочитают вводить передачу заднего хода.
Рис. 1.1. Нагрузочные характеристики
электродвигателей: постоянного тока,
шунтового (штриховые линии); по-
стоянного тока, сериесного (сплошные
линии); трехфазного, асинхронного
с короткозамкнутым ротором (штрих-
пунктирные линии)

Питание к электродвигателю может
подаваться от генератора, установленного
на тракторе и вращаемого двигателем
внутреннего сгорания — трактор с элек-
тротрансмиссией; от электросети через
тролей или раскладываемый и убираемый
кабель — электротрактор; от аккумуля-
торной батареи — вследствие громоздко-
сти и ограниченного рабочего ресурса иа
тракторах не применяется.

Основным типом тракторного двига-
теля благодаря автономности, высокой
экономичности и пусковой готовности,
малому удельному весу, хорошей надеж-
ности является четырехтактный дизель.
Характеристики наиболее распространен-
ных дизелей приведены на рис. 1.2 и 1.3.
Для тракторных дизелей средние значе-
ния /гм = 1,15 и аОб = 0,65+0,7.

Для упрощения агрегата «двигатель—
трансмиссия», снижения трудоемкости

и металлоемкости машины, улучшения ее тяговых и эксплуатационных качеств
ведутся работы по созданию дизелей с постоянной мощностью в широком (итах—
0,6nmax) диапазоне изменения частоты вращения.

Постоянную мощность = const с колебанием не более ±5% в диапазоне
Ищах—0,7nmax получают введением саморегулирующегося турбонагнетателя
и согласованием цикловой подачи топлива и воздуха специальным корректиру-
ющим устройством в регуляторе топливного насоса. При этом крутящий момент
изменяется по закону Мл = const/яд (рис. 1.4) и коэффициент приспособляемости
достигает йм = 1,4+ 1,6. Система охлаждения такого двигателя должна быть рас-
считана на тепловыделение при максимальном крутящем моменте. Для снижения
интенсивности охлаждения при максимальной угловой скорости и работе на регу-
ляторной ветви привод вентилятора должен иметь переменное передаточное
отношение. Еще лучше применять вентилятор с переменным шагом лопастей.

Рис 1.2. Нагрузочные характеристики дизе-
лей: Д-50 (штриховые линии); Д-240
(сплошные лииии)

Рис. 1.3. Скоростные характеристики Ди-
зелей:

1 — СМД-14; 2 - СМД-60
1 _ Д-41; 2 — А-41ПМ

Рабочую точку двигателя постоянной мощности нужно брать с коэффициентом
загрузки 1,1 —1,2, т. е. при работе с частотой вращения (0,85ч- 0,9) ишах.

Хорошие результаты можно ожидать при применении газовых турбин.
Силовая установка из свободнопоршневого генератора газа и газовой турбины
обеспечивает kM = 3(рис. 1.5). Применение газовой турбины позволяет в 3—4 раза
уменьшить число передач. Недостатком ее является повышенный шум, необхо-
димость понижающего редуктора, более сложный пуск.

1.4.	ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЧИСЛА И СТРУКТУРЫ РЯДА ПЕРЕДАЧ

Диапазон передач должен охватывать скорости и тяговые усилия, определяе-
мые характером выполняемых трактором операций. Различают диапазоны ско-
ростей:

замедленных (технологических): скорости ограничиваются условиями вы-
полнения работы, а не необходимостью увеличения тягового усилия; исполь-
зуются с ограничением тягового усилия (Ркр С Рн) и тяговой мощности; к ним же
относятся скорости заднего хода;

основных: при изменении скорости движения обратно пропорционально
изменяется касательная сила тяги; самая низшая основная скорость (первая)
является резервной и используется для преодоления случайных возрастаний
сопротивления; низшая рабочая скорость (вторая или третья) обеспечивает полу-
чение номинального тягового усилия; высшая и близкая к ней скорости являются
транспортными и применяются для холостых переездов и буксирования прицепов
(тележек по дорогам).

Замедленные скорости выбирают по рекомендациям нормали ОН-13-138—64,
разработанной HATH совместно с ВИСХОМом, соответственно классу трактора:

Класс трактора, тс............

Первый диапазон замедленных ско-
ростей, км/ч;

при номинальной частоте вра-
щения .....................

при регулировании частоты
вращения ..................

Второй диапазон замедленных ско-
ростей, км/ч;

при номинальной частоте вра-
щения .....................

при регулировании частоты
вращения ..................

2 В. Я. АНилович

0,6

0,9 и 1,4	2,0	3,0 и 4,0 6,0 и более

1,0-1,6 0,35—1,0	—	0,5—1,0	0,1 — 0,28

0,6—1,6	0,2 —1,0	—	0,3—1,2	0,06—0,28

0,33 — 0,91

0,2 — 0,91

1,2-2,8

1,8—3,6

0,7—2,8	1,1 —3,6
Каждый из диапазонов замедленных скоростей должен иметь бесступенчатое
регулирование или не менее трех передач, подобранных по геометрической про-
грессии (для тракторов класса 0,6 тс допускаются две передачи). Регулировать
скорость движения снижением частоты вращения двигателя допускается только
при-условии, что агрегатируемые машины не требуют для привода всей мощности
и номинальной частоты вращения двигателя.

Скорости заднего хода желательно, а для гусеничных тракторов обязательно
иметь в следующих диапазонах: 2,5—4 км/ч для подъезда к орудиям при сцепке
и 5—10 км/ч для холостого хода при челночном способе работы. Число передач
не менее двух.

Основные скорости определяют, исходя из полного диапазона тяговых
усилий Ат =  р кр тат . Удобнее пользоваться диапазоном передач А/ =	=

'«Р “max	'	“mln

и, _

= — . Общие передаточные числа силовой передачи находят по тяговому усилию:
и-т

_____	_ (/"’кр шах 4* Pf) гк
п,ах~“1__лмг;



(ркр Ртах + Pf) г*
. Л4цТ|м. г

или по теоретической скорости движения

“max — ut — 0,377гк ——, wm!n — ит — 0,377гк~~Н“
vi	“max

где гк — динамический радиус колеса, м: для колесного трактора гк = (0,5йш+
4-0,836ш)  Ю-3 [здесь Ьш, dm— ширина и посадочный диаметр шины, мм; под-
бирают по вертикальной нагрузке ZK на колесо]; для гусеничного трактора
гк = —^2- (здесь /г, гзв — шаг (м) и число звеньев гусеницы, укладываемых
за один оборот звездочки).

Обычно передаточные числа резервной и низшей рабочей передач находят
по максимальному Ркр п1ах и номинальному РИ тяговым усилиям, принимая за иа
передаточное число второй или третьей передачи, а высшей передачи — по задан-
ной скорости огаах.

Бесступенчатые передачи еще недостаточно отработаны и поэтому требуемый
диапазон передач перекрывают ступенями.

Числоступенейпередач

”-т¥^ + 1-4®4-

1g Аэ. ц 1	1g Аэ. ц

1,

где Аэ. д — диапазон экономически целесообразного изменения режима работы
двигателя, гидромеханической и электромеханической передач: 1 Аэ. ц =
= Л4В тах/Л4в тт [здесь Мя щах, Мв min — максимальный и минимальный крутя-
щие моменты при постоянной полной мощности двигателя или снижения ее до
значения т]и. 3NH (где э — экономически оправданный коэффициент исполь-
зования мощности при недогрузке и перегрузке двигателя или при снижении
к. п. д. бесступенчатой передачи: для гидромеханической и электромеханической
передач принимают Т].г. э = 0,8-4-0,85 и находят Аэ. „ = г»]и. 3/iM, где гм 0,95 —
силовое передаточное число при скольжении 5%)j.

Для дизелей с Ne^n _п =4= const принимают т;и э«=« k3 с, считая средний
коэффициент загрузки k3,c = 0,5 (1 + qm). Тогда Аэ. ц = 1/(2*3, с — 1).
Значение среднего коэффициента загрузки ограничивается экономической
целесообразностью, оцениваемой сроком окупаемости затрат (3 года) от введения
дополнительной передачи:

где спер — увеличение стоимости трактора от введения передачи, руб.: спер —
= d + с2 КNn (здесь с± — стоимость комплекта шестерен и деталей механизма
переключения, руб.; с2 — коэффициент увеличения стоимости от мощности);
П — прибыль от повышения производительности в результате увеличения за-
грузки, руб.: П — —1------— -ТгСчРэ (здесь qm, qm+1 — знаменатели геометриче-

* - Qtn

ской прогрессии передач с т и т ф- 1 ступенями; Тг — средняя годовая выра-
ботка: принимают 2000 ч/г; сч — стоимость одного часа работы трактора, 1руб./ч;
сч= (0,022ч-0,025) Nlt; рэ— коэффициент, учитывающий усложнение эксплуа-
тации и ремонта при введении дополнительной передачи: (Ф = 0,8"г)-

Передаточные числа распределяют по ступеням, исходя из следующих ус-
ловий.

1.	Одинаковая степень изменения загрузки двигателя при переходе с одной
передачи на другую — геометрический ряд передач (рис. 1.6, а). Основные урав-
нения:

А = Ас. = Лк = Jskl = Лк =	= const = q =

Pl Pm-i v2 vm M1 um-i

_ Мд mJn _

Мд max

' P* = QPi, Рз = <?P2 = 92Pi. «1 = <ртг. “2 =

где Pi — окружное усилие на ведущем колесе: Pi = PKp ф- Pf.
Знаменатель геометрического ряда

2.	Одинаковые интервалы между тяговыми усилиями — арифметический
ряд передач. Основные уравнения:

Р1 — Р2 ~ Рщ-i Pm — const = dp, Ui — — um-i	um — d[.

>

P2 Pi	dp', w2 = Ui di,

p __p

где dp, di — знаменатели арифметических рядов: dp == —j; di ~

__ U1 Um

tn — 1 ’ .

 11

Скорости в этом случае распределятся по гармоническому ряду----=

И1 и2

_ 1	1

— ———-------= const.

Hm-i	ит

При переходе на высшую передачу разгрузка двигателя увеличивается
(Рис. 1.6, б).
Рис. 1.6. Лучевая диаграмма подбора ступеней передач;

а — геометрический ряд; б — арифметический ряд; в — гар-
монический ряд
3.	Одинаковые интервалы между скоростями и изменение касательных сил
тяги по гармоническому ряду. Основные уравнения:

v2 — v1 = vm — Vm-1 = const = dv,

J_____1 = 1

P% Pl Pm

1

Ptn-i

= const = qp,

1111
----=	--- qr,
u2	U1 um-Um-1

p	. p	„	“1

2	<7pPi+l’	8	2^+1’	2	<7^+1 •

Знаменатели гармонических рядов:

<7p —

Pl Pm_____.

(m — 1) PtPm '

_____Ui — Um .	, _ vm — V1

~ (m—1) ulum ’	m—1

При переходе на высшую передачу разгрузка двигателя уменьшается
(рис. 1.6, в).

4.	Обеспечение наибольшей производительности — рациональный ряд, под-
бирается по закону вероятности загрузки трактора = Ф (Р), где dt — эле-
мент времени. Коэффициент производительности трактора при ступенчатой
трансмиссии

hn

по экспоненте Ф (Р) =-----

о К2л

где 7бес> tm — время выполнения некоторого объема работ при бесступенчатой
трансмиссии и при трансмиссии, имеющей т ступеней.

Установив закон вероятности нагрузки, можно определить структуру ряда,
обеспечивающую наибольший коэффициент х: при равновероятной нагрузке
Ф (Р) = const, при гиперболическом изменении нагрузки Ф (Р) = Л/Р опти-
мальным является геометрический ряд; при росте нагрузки по прямой Ф (Р) =
= КР оптимальным является арифметический ряд; при распределении нагрузки
(Р~Рср)2

2<у2	2,4	.

е	~	18 (Р—Рср)2~ (3Десь

(Px-Pm)e

о — стандарт, Рср и Р — среднее и текущее значения нагрузки) оптимальным явля-
ется комбинированный ряд.

В современных тракторах широко применяют коробки передач умноженного
типа, увеличивающие вдвое число передач при небольшом усложнении конструк-
ции. В этих коробках часто принимают структуру основного рабочего ряда пере-
дач по геометрической прогрессии и повторяют ее в ускоренном (транспортном)
Диапазоне. Снижение производительности из-за отклонения геометрического
Ряда от оптимального при большом числе передач практически незаметно.
1.5. ПОСТРОЕНИЕ ТЯГОВОЙ ХАРАКТЕРИСТИКИ

ТРАКТОРА

Для вновь проектируемого трактора строят: потенциальные тяговую и ско-
ростную характеристики и нагрузочные тяговые характеристики для одного
почвенного фона — стерни нормальной влажности и плотности. Для специализи-
рованных тракторов принимают типичный фон, на котором будет в основном
работать трактор.

Основные уравнения для тягового расчета приведены в табл. 1.2. Ширину
колеи В (м) и габаритную высоту Н (м) берут по данным расчета габаритных раз-
меров (см. гл. 3). Механический к. п. д. силовой передачи колесного трактора
»1м = ’ЧмГПма • • • ’Imz и гусеничного трактора т]м. г = «ЫЯма • • • *Н1г.
где т]ы1, т]м2, . . ., т]мг к. п. д. первого, второго и последующих г последовательно
соединенных передаточных узлов; г)г — к. п. д. ведущего участка гусениц.
К- п. д. силовой передачи в реальных машинах изменяется в зависимости от
нагрузки и угловой скорости ведомых валов. Характер изменения рассмотрен
в разделах построения нагрузочных характеристик. К. п. д. ведущего участка
гусеницы (для заднего расположения ведущих колес) подсчитывают по формуле

t]r 1 — р' f 2ф3 +

1*г X	2ЗВ /

взвУ2

йМ’к’

(1-4)

где р' — коэффициент трения в шарнире: р' = 0,25-4-0,3; гп — радиус пальца, м;
фз — угол наклона ведущего участка гусеницы к почве; — вес звена гусе-
ницы, кгс.

Вид тяговых характеристик определяется коэффициентом сопротивления
качению f и буксованием 6. Для гусеничного трактора сопротивление качению
включает прессование почвы (20—60%) и внутренние потери: трение в шарнирах
свободной ветви гусеницы, трение в опорных катках, поддерживающих роликах
и направляющих колесах, потери на укладку звена перед первым катком. Потери
на прессование почвы увеличиваются с увеличением максимального давления
на почву <7тах. Для колесных тракторов большое значение на величину f оказы-
вает давление воздуха в шинах рш.

Влияние на значения f и 6 рабочей скорости и тягового усилия показано на
рис. 1.7 и 1.8. Так как f увеличивается с повышением скорости v и касательной
силы тяги Рк, a PKv = const для данного трактора, то практически для гусенич-
ных тракторов, а для колесных при работе на плотной почве (стерне) / = const.
Для колесных тракторов, работающих на рыхлой почве, f уменьшается с увели-
чением скорости, когда снижается <ркр- В этом случае при тяговом расчете следует
брать средние значения f или вводить поправки.

Буксование 6 во многом определяется структурой почвы и корневой системой
растений. На слитных и задернелых почвах буксование возрастает при увеличе-
нии тягового усилия постепенно, а затем резко, при его уменьшении. На несвяз-
ных (песчаных) почвах буксование возрастает более резко, но предельные его
значения и соответственно предельное тяговое усилие больше, чем на связных
почвах. У гусеничных тракторов с увеличением рабочей скорости буксование
уменьшается и поэтому у более энергонасыщенных тракторов кривые буксования
проходят ниже. У колесных тракторов влияние скорости на буксование зависит
от почвы и установить общую закономерность не представляется возможным.

Для проектируемого трактора кривую буксования строят по кривой буксова-
ния аналогичного трактора, полученной при испытании на заданной почве, при
этом берут значения 6 для ряда точек PKp/G или Ркр/Ссц. Можно также пользо-
ваться данными рис. 1.7 и 1.8. С достаточной для предварительного расчета точ-
ностью кривую буксования можно построить по данным Б. Я- Гинцбурга, для
1.2. Основные уравнения для расчета параметров тяговой характеристики трактора

							п		
X 03							о		
X X								и	+
3е  * 5	4						UJ	Е?	о. X
азмернь1 ых) ве;	S  1	Р. X	Сь| о, J ||	а?	G cos а	8 с	с2		S’
3 й	0?!	03	Р. X				со	а	О
\О &	1		S’				II	03	г;
в = о я	©•						«1°		
о							II		
							э		
X Л								У	
	ь		X	О		о	X	2 X	
в s				X		X			
nt		tt				-	р	tt	
<U			Он	8		в	tc	е	
X			1	3OS		Й	а> ю	is	
5 о <U в- X я	Ё	X к.	X Он  II  р.	03  7		03  II «	о о  о  II	0,377 -	
X о	Q	X	X а.	Оч		0ч	л 0ч	II	
па									
X	3		к	к'		к	к	м/с	
о			ч«ч			*	gq		
X л	5		Он  1	в со О		in а	Р tc	к 3	
				О		СО	03		
X  S	S S'	г	Оч	03		03	o'	к.	|3
X 3 m	si	X	II  р.  X - Он	.11  0ч		II  8 О.	II  X Оч	II'  РН	
	Он								
			*						
— 				—		.			<я		
				о					
				£					
				X					
				л г р.			8« И00		
				<и				л	
		S		к о		S	к Л	о	
Л.		5				о .а	S -ч  X *	о	
				о		РС	<У	о	
s						О	ч х	• X	
Л						С	л Р.		
О.		g	о				X X		
в с		R	X Ч	о X X		X X	о ь ^2	R 03 X	
				о			X оз	о	
		& а	>>  V	ч л X		ч л X	О m °3	о г X	
	-	D  Я	о л о	о 2 P.S R X		Про!	к 03 ? чЪ	5 о	
		1		о		о	X		
			н	О		о	о	н	
Продолжение табл. 1.2

Параметр	В единицах СИ	В технических единицах	В безразмерных (относительных) величинах
Действительная скорость	° = ’’т^б = »т (1 — в), м/с	о = »т (1 — б), км/ч	’'т  V = V-==VT<1-e>  *кр
Мощность и а ведущих колесах	ЛГк = т1м. А' кВт	л'к = т>м..гл'е’ л- с-	^М. г
Тяговая мощность	N	кВт  Лкр 1000 ’ -	Р V  /V =_££_ , л. с. кр	270	”т = ”м. rV/
Тяговый к. п. д.	Л'кр т>т=-дГ-- = Лм.г «	(1-в)Ркр_	1-6  V/ ”м.г PKp+;Pf ”m. г 1 + (//фкр)	
Тяговый удельный расход топ- лива	GT ' ie  «кр *= — =	• кгДкВт ч)  '*кр 7,т	1000G  «кр=-N	 г/<л- с ч>  '*кр	^кр 	  «е mln «е Ш1пт'т


чего сначала рассчитывают относительную силу тяги
сцепления <рс выбирают по табл. 1.1):

Р КР
<p<AG

(коэффициент.

Р =

............

для баллонов
для гусениц

0—0,3	0,4	0,6	0,65	0,7	0,8	0,9

0,21р	D,084	0,136	0,152	0,18	0,27	0,46

О.ОЗр	0,013	0,028	0,036	0,05	0,105	0,24

Если имеются данные тяговой характеристики близкого по типу трактора,

р

то можно найти коэффициент сцепления <рс = -г~, взяв р для значения 6,
лир
совпадающего с 6 при Ркр испытанного трактора.

Аналитически кривую буксования для почв влажностью 12—18% и
достью 1—25 кгс/см2 можно построить по формуле

твер-

о f . Фкр . ,
о = aof + a -j- + b

(1.5)

Значения коэффициентов приведены ниже:

Коэффициент -............

Значение коэффициента:

для баллонов . . . .

для гусениц

°-25

1 l/rs^cp

30ц Г в

Здесь о — средняя твердость почвы, кгс/см2: о = gl- (гдео6,о10 —
твердость почвы иа глубине 5 и 10 см); qcp — среднее давление на почву движи-
теля, кгс/см2; Lr — длина опорной части гусеницы, м; V — поступательная
скорость, м/с.

Следует отметить, что на плотной почве (стерне) предельное буксование,
обеспечивающее реализацию полной мощности двигателя, составляет для гусе-
ничных тракторов 5—7, для колесных 18—22%. На рыхлой почве предельное
буксование увеличивается до 12 для гусеничных и до 30% для колесных тракто-
ров. При превышении предельного буксования тяговое усилие практически
не увеличивается, а тяговая мощность снижается из-за увеличения потерь на
образование колеи.

Потенциальная тяговая характеристика представляет собой зависимость
тяговой мощности и поступательной скорости от тягового усилия при бесступен-
чатом изменении передаточного числа трансмиссии, постоянной загрузке двига-
теля на номинальную мощность и, для предварительных расчетов, постоянных
потерях в трансмиссии. Характеристика позволяет установить оптимальную
тяговую нагрузку или оптимальный вес трактора и может быть построена в раз-
мерных и безразмерных величинах (рис. 1.9). Проводят горизонталь на ординате,
равной »]м. г, и вниз от нее строят кривые НбПм. г == *1м. г О — 6) и »]тпо точкам,
вычисленным для значений <ркр. Кривую ф можно построить графически. Для
этого в точке А’ любого выбранного значения (ркр восстанавливают перпендику-
ляр к оси абсцисс до пересечения с кривой ч]..,. гт)5 (точка С'). Точку С соединяют
прямой с точкой В, соответствующей значению f на данной почве и передаче
(обычно берут усредненное для группы передач значение /). Проводят из начала
координат параллельно ВС прямую OD', пересечение которой с перпендику-
ляром А'С дает точку D' искомой кривой г|т = ф (фкр). Аналогично находят
и другие точки. Дополнительно строят кривую v скорости.
Рис. 1.9. Построение потенциальной тяго- Рис. t.10. Потенциальная скоростная
вой характеристики трактора в безразмер- характеристика трактора (по данным ис-
иых координатах (по данным испытаний , пытаний трактора ДТ-75 на стерне)
трактора ДТ-75 на стерне)

Потенциальная скоростная характеристика представляет собой зависимость
тяговой мощности и тягового усилия от скорости движения при бесступенчатом
изменении передаточного числа трансмиссии (а, значит, и скорости), постоянной
загрузке двигателя и постоянных потерях в трансмиссии. Она позволяет выбрать
оптимальный скоростной режим трактора. Строят характеристику только по
данным испытаний (рис. 1.10), так как выразить аналитически зависимость
6 = Ф (и) очень сложно. Для вновь проектируемого трактора, поэтому, характе-
ристику строят в функции расчетной теоретической скорости, размерной ут
или безразмерной vT:

270;Ve с .	_ ,	.	,, х. ,	, ,

Фкр— Ям. г —	&— Ф(фкр); Пт —О $) (Нм. г W-

По максимуму кривой находят оптимальную теоретическую рабочую скорость.

Тяговая нагрузочная характеристика трактора с бесступенчатой передачей
соответствует его потенциальной тяговой характеристике с учетом изменения
к. п. д. передачи с изменением скорости [8] при передаче полной мощности
(рис. 1.11) и разгрузки двигателя после достижения наибольшей заданной ско-
рости. Например, тяговая характеристика трактора с гидростатической передачей
при параллельном включении колесных гидродвигателей строится в следующем
порядке (взяты дая обобщения безразмерные координаты).

1.	Откладываем по оси абсцисс (рис. 1.12) вправо значение <ркр (или РКр)>
а влево f (например, для стерни f — 0,1). Принимаем для номинального усилия
фкр. н = 0,4 и для максимального, получаемого за счет увеличения передаточного
числа, фкр j = 1,25фКр.н= 0,5. Наибольшее тяговое усилие за счет приспособляе-
мости двигателя (k„ = 1,17) фкрп1ах = kM (<ркр + /)—/= 1,17 (0,5 + 0,1) —
— 0,1 = 0,6.

2.	Вычисляем для ряда значений фкр величину X = Хст -ф- фкр и строим
кривую буксования б = Ф (ф,<рА) по рис. 1.8. Если гидродвигатели непосред-
ственно связаны с ведущими колесами, буксование увеличивается в 1,2—1,4 раза
в результате пульсации крутящего момента.

3.	Определяем относительную загрузку передачи

М Ркр Pf Фкр + /

Mj + Pf. фкр. н + /
(здесь Mj — момент передачи при передаточном числе ин> обеспечивающем
номинальное тяговое усилие) и строим кривую к. п. Д. передачи г]п = Ф (7W/7Wj)
по рис. 1.11. Если последовательно с гидропередачей включен шестеренчатый
редуктор, имеющий к. п. д. т]р, полный к. п. д. равен »]п.м = «1п*1р-

4.	Строим кривую относительной скорости v/v„, приняв ун = 1 (для фкр. н =
= 0,4) и t/max = Зон по формуле

v _ 'Пе'ПпШд
v„ ~ М

М •'Г)б1Т1п1<йН

где «Зв!, Г|п1 — коэффициенты, соответствующие <ркр. н.

Находим точку перехода двигателя на регуляторную характеристику (когда
с уменьшением тягового усилия скорость сохраняется постоянной в пределах
степени неравномерности регулятора)

Фкр. р — (фкр. н + f) Мр/Мг — f = (0,4 4-0,1) 0,46 — 0,1 =0,13,

где	^ = 0,46.

Mi T|6iT|ni Ушах

Значения и i]n берем из кривых, оценив примерно зону расположения фкр. р.

5.	Проводим кривую относительной мощности двигателя

Ne _ । 22 *РкР f i'max

Nb. ’ ВДп Ун

На участке фКр1~фкр. р мощность NelNn= 1- На участке фкр шах—фкр х кривая
будет соответствовать корректорной ветви характеристики двигателя с относи-'
тельной мощностью при максимальном моменте JVM/JVH = ^м^об = 1,17-0,64 =
= 0,75. На участке фкр. р—фкр о регуляторной ветви мощность равна:

Рис. 1.11. Зависимость К. П. Д. бес-:
ступенчатых передач от степени за-
грузки M/Mt при постоянной мощ-
ности:

1 — электрическая передача; 2 —
гидростатическая передача при па-
раллельном соединении гидродви-
гателей; 3 — то же, при последо-
вательном соединении гидродвига-
телей; 4 — многодисковый фрик-
ционный трансформатор

Рис. 1.12. Тяговая характеристика
трактора с гидростатической передачей:
А — регуляторная ветвь двигателя;
В — корректорная ветвь
Коэффициент А вычислим, подставив значения фкр, f, »]б> Чп, утах и V Для
любого из значений Ve/VH = *• Для участков Л?е/Л?н< • из характеристики дви-
ателя находим относительную угловую скорость сод/сон (для регуляторной ветви
и /<он= 1 + 0,08(1 — Ne/N„)), часовой GT/GTnlax и удельный ge/geH расходы
топлива. Для экономичной работы трактора следует устанавливать Ун двигателя
так, чтобы geu — £emin*

Строим кривые (в безразмерных величинах):

(1 - б) фкр

тяговой мощности = Т]п —	: f j

Тир "Г /

удельного тягового расхода топлива gKV/ge н = geKge нЧт)-

Тяговая нагрузочная характеристика трактора со ступенчатой передачей
строится по заданной характеристике двигателя аналитическим и графоаналити-
ческим способами. Последний способ предпочтителен, так как позволяет просле-
дить зависимость режима работы двигателя от режима работы трактора, подо-
брать оптимальные режимы работы и легко обнаружить ошибки в вычислениях.

При графоаналитическом способе характеристику строим в четырех четвер-
тях прямоугольной системы координат. Во второй четверти (рис. 1.13) строим
скоростную характеристику двигателя по данным завода-изготовителя, в первой
четверти — лучевую диаграмму касательных сил тяги Рк, сместив точку О шкалы
влево относительно точки пересечения координатных осей на величину Pf, и
потенциальную тяговую характеристику трактора (по методу, показанному на
рис. 1.9). Мощность на ведущих колесах при построении потенциальной харак-
теристики находим по формуле NK = »]м. rNe.

Механический к. п. д. шестеренчатой трансмиссии учитывает постоянные
потери (от взбалтывания масла, трения сальников) и переменные, пропорциональ-
ные передаваемому моменту:

Им = Но-/ПОо,98п--^- = 0.98'’

где По^ 0,98" — к. п. д., учитывающий потери, пропорциональные передавае-
мому моменту (здесь п — число пар шестерен, передающих момент); тп ~-

относительная постоянная потеря в трансмиссии.

Для гусеничного трактора добавляются потери в зацеплении звездочки с гу-
сеницей и полный к. п. д. трансмиссии будет

Чм.г=ЧмЧг~0,98"--^-,

“ яз	(1.6)

где е — постоянное число от 10 (для большинства современных тракторов) до 20.

Обратный к. п. д. трансмиссии (при передаче момента от движителя к дви-
гателю, например, при торможении двигателем) можно принимать равным
Чм. г. обр = 0,9т]м. г.

При изменении »]м. г лучи Рк = Ф (Л4Д) не будут прямыми, а начальная
точка О для отдельных лучей может смещаться соответственно изменению fG,
k3 И и.

В третьей четверти строим лучевую диаграмму теоретических скоростей цт,
а в четвертой — тяговую характеристику, нанеся кривые буксования б (кри-
вая б используется при построении кривой N& потенциальной характеристики),
действительных скоростей v и тяговых мощностей Л?кр для всех передач (I, II,
HI, IV, V). Скорость на холостом ходу трактора находят графически, снося точку
пересечения луча Рк с вертикальной осью, соответствующей Ркр = 0, на кри-
вую /Ид, а затем на луч vT при той же передаче, или аналитически (км/ч)

Рх = 0,377-^-[пи— (1 — -(Пд.х-Пн)1,

u L \ «Им. /	J
Ц км/ч
10
6
6
4
2
0

Рис. 1.13. Построение расчетной тяговой характеристики трактора со ступенчатой !.3
передачей	>1

где Пд. х — частота вращения коленчатого вала на холостом ходу двигателя,!}
об/мин.	j

В четвертой четверти строим кривые расхода топлива для каждой передачи}!
(на рис. 1.13 нанесены кривые только для I и V передач).

Пример. Рассчитать н построить тяговую характеристику гусеничного трактора!
класса 2 тс, предназначенного для работы в свекловодстве.	

Исходные данные: номинальное тяговое усилие Рн = 2000 кгс при скорости of[ =
= 6 км/ч; максимальная скорость ггпах = 12 км/ч; максимальное тяговое усилие на ре-
зервной (первой) передаче, при коэффициенте запаса тяги Хп = 1.15 будет Ркр тах =
= %п^н = 1.15' 2000 = 2300 кгс. Трактор должен быть максимально унифицирован
с колесным трактором класса 1,4 тс.

1.	Определяем эксплуатационный вес трактора для работы при номинальном тяго-
вом усилии на рыхлой почве с <рс = 0,65, f = 0,1 н подъемом i = 0,05:

г	Р« _	2000	„й-„

<РС — 0,5/ - I 0,65 —0,05 ~'()Ж	° ° КГС:

для поворота при работе с нормальной нагрузкой, оцениваемой тяговым сопро-
тивлением Ят.н (кгс) на типичной операции—культивации междурядий с подкормкой
[n s= 12 (число рядков свеклы), междурядье — 0,45 м, ширина защитной зоны Ь3 =
=ь0,15 м, удельное сопротивление 7^ = 300 кгс/м, тяговое сопротивление Ят п =*
= Лр (Z?p — b3)	= 12 (0,45 —0,15)* 300 = 1080 кгс];

2К_ н 2.1080

G = f- = 0,65 - 0,10 = 3900 кгс1

для работы при максимальном тяговом усилии на горизонтальном участке

G = -«Ргсах = -g.00 . = 3850 кгс.
Фс—0,5/	0,65 — 0,05
Принимаем средний вес G = 3800 кгс, получаемый за счет балласта — грузов,
навешиваемых спереди. Вес балласта (?gajl = 3800 — 3650 = 150 кгс (берем четыре груза
по 37,5 кгс).

2.	Определяем мощность двигателя, приняв: Т1м.г = 0,88, т)н м = 0,9, почва —
стерня, f — 0,08, т)б = 0,95:

V -	+ fG>> °н - (2000 + 0.08-3800) 6

е	270т)м >гПвЧи ,м	270-0,88.0,95.0,9	С

Проверяем достаточность мощности для работы с машиной, Имеющей привод от
ВОМ, свеклокомбайном КС-3. При скорости 6 км/ч тяговое сопротивление RT = 0.18Х
Х3200 = 575 кгс, потребляемая мощность WMauI = 40 л. с. Тогда

= (fG + «т) "и _^мащ_ _	(300 + 575 ) 6	_40_

е 2Н.г¥и.м %.ч	270-0,88-0,95.0,9 + 0,95

Берем двигатель Д-240 ММ3, отрегулированный на Мн = 70 л. с. при пн =
= 2000 об/мин. Номинальный момент двигателя

70

Л4Н= 716,2 2000 = 25 кгс-м.

3.	Находим передаточные числа основных передач, имея условный радиус звез-
(.^зв	0 176-13

дочки гк=—— = —*0 28— = 0,36 м. Принимаем коэффициент использования мощ-
ности т)и м = 0,9 (за счет недогрузки по тяге на низших передачах). Тогда:
на низшей рабочей (второй) передаче

(рн + fG) гк _ (2000 + 300) 0,36

“г ^м.Аьм 25.0,88.0,9

на резервной (первой) передаче

(2300 4- 300) 0,36

“* -	25-0,88.0,9	—4'+:

на высшей передаче

2000

ит = 0,377г,. —£- = 0,377-0,36	= 22,6.

т к	!2

4.	Число ступеней основных передач находим, задавшись коэффициентом загрузки
fey = 0,9:

lg(“l:um) , lg (47,2 :22,6) , ,	,

lg [1: (2Ла - 1)]	,1g [1: (2-0,9- 1)] +

Ориентируясь на коробку передач трактора МТЗ-80, принимаем три замедленных
передачи и пять основных: четыре рабочих и одну транспортную. Девятая, прямая
передача, будет заблокирована. Передаточные числа на промежуточных рабочих пере-
дачах при распределении по геометрической прогрессии будут равны

и9 *= и2

3/* 99 R

1/	=	= 34.0,815= 27,7.

г 42

5.	Замедленные передачи берем по нормали ОН-13-138—64, второй диапазон для
класса 2 тс. Скорости = 1,8 км/ч, vn = 3,6 км/ч, vn = 3,6 1/ • J=2,5 км/ч.
ха	33	23	у 3,6

Соответственно передаточные числа = 0,377- 0,36	= 151;	= 108; и„_ = 75,5.

13	1,8	23
6. После уточнения схемы трансмиссии и чисел зубьев шестерен (гл. 4) получим:								
Передача			13	Пз	ш3	1	II	III	IV	V
“расч 		151	108	75,5	47,2	42	34	27,7	22,6
“факт 			193	118	58,4	49	41	34,6	28	23,8
Число пар в зацеплении . . .	7	7	5	5	5	5	5	• 5

формулам табл. 1.2.

7. Тяговую характеристику рассчитываем по

Механический

к. п. д. находим по формуле (1.6), приняв е = 10. Сопротивление самопередвижению fG = I
— 0,08*3650 ~ 292 кгс, а для трактора с балластом = 0,08*3800 = 305 кгс. Так как|
разница незначительна, принимаем Р? = 300 кгс. Кривую буксования строим для стерни-
твердостью о=10 кгс/см2 (междурядья свеклы), взяв точки с рис. 1.7 для относительного'
тягового усилия <РКр- Расчеты проводим для нескольких значений 2Ид (включая Л/и
и Л1м) для каждой передачи.	

8. Строим тяговую характеристику (рис. 1.13), как указано ранее. При отсутствии*
реальной характеристики двигателя основные точки для ее построения могут быть най--

дены расчетом: частота вращения
— 2160 об/мин, при максимальном

на холостом ходу х = 1,08пн = 1,08*2000 -=
моменте пм =	= 0,65* 2000 = 1300 об/мин;

максимальный момент 7ИМ = ^м^н = 1» 15* 25 = 28,8 » 29 кгс* м; мощность при макси-
29 • 1300

мальном моменте = 716^2—	л’ с’ часов°й расход топлива при номинальной

мощности GT н = geNH* 10”3 = 190*70* 10“3 = 13,3 кг/ч, при максимальном моменте
GTм == (Ы 1> 15) йоб$т. 1 > 15* 0,65* 13,3=10 кг/ч, на холостом ходу G^ x=(0,25-r0,3)х
XG н = 0,27* 13,3=3,6 кг/ч. Чтобы закончить кривую потенциальной тяговой характери-
стики слева (в области малых нагрузок), берем какое-либо малое передаточное число, на-
пример й=15,.обеспечивающее значение Рк=830 (между 500 и 1000 кгс). Для графического
нахождения теоретических скоростей переносим значение 7>кр на луч Рк работающей пере-
дачи (например, первой, точка А), проектируем найденную точку на кривую крутящего
момента (точка В), а затем на кривую соответствующей скорости (точка С). Для получе-
ния точного характера кривых v и, особенно ЛГКр, интервалы рКр в местах перегиба сле-
дует брать не более 0»05PKpt* — тягового усилия при номинальной частоте вращения.
Кривые часового расхода топлива GT строим графически: задаваясь последовательно
значениями переносим их на луч Рк соответствующей передачи, проектируем найден-
ные точки иа кривую крутящего момента (например, точка В), а затем, сохраняя получен-
ные значения Пд, по кривой GT находим искомую величину (точка £)). Точки кривых удель-
ного расхода топлива рассчитываем по формуле gRp = 10®GT/^p.

Тяговая характеристика трактора с гидродинамической и электрической
передачами строится по характеристике совместной работы двигателя с данной
передачей, так как установка гидродинамической и электрической передач нару-
шает жесткую связь ведущих колес с двигателем.

Характеристику совместной работы двигателя и гидродинамической пере-
дачи строят в четырех четвертях системы координат. В третьей четверти помещают
скоростную характеристику двигателя (рис. 1.14), а в первой —• характеристику
гидропередачи в безразмерных величинах (гл. 4). Характеристику гидропередачи
дополняют построением кривой коэффициента первичного момента

Хп = А,О5.

Во второй четверти строим кривую коэффициента момента Двигателя

I -

(1.7J

При непосредственном соединении гидропередачи с двигателем и установив-
шемся режиме работы /.п = %д.

В четвертой четверти откладываем по горизонтали частоту вращения выход-
ного вала (вала турбины) пт = пди* и, задаваясь рядом рабочих точек гидропе-
редачи, по соответствующим рабочим точкам двигателя последовательно строим
кривые:
Рис. 1.14. Построение характеристики совместной работы двигатели
и гидродинамической передачи

крутящего момента

Л1Т = uMR",
мощности на выходном валу

(1.8)

(1-9)

Т = 7167Х

л. с.;

часового GT (переносом соответствующих точек GT из характеристики двигателя)
I000GT ,

и удельного расхода топлива gr = —,,—- г/л. с. -ч.

1N т

Поместив в третьей четверти кроме внешней характеристики гдвигателя
также характеристику его при работе на пониженном скоростном ^режиме и вы-
числив для нее соответствующие значения Лд, част, можно построить |характери-
стику систем двигатель—гидротрансформатор на частичном режиме.

Тяговая характеристика трактора с гидромеханической передачей, имеющей
несколько ступеней, строится так же, как характеристика для ступенчатой меха-
нической передачи. Во второй четверти (рис. 1.15) помещаем характеристику для
выходного вала системы двигатель—гидротрансформатор, перенеся ее из гра- 3

3 В. Я. Динлович
О 500	1000	1500 п-,,05/мин 0^\ 500 1000	1500 2000 2500 3000 3500 Рк,кгс

О 500 1000 1500 2000 2500 3000 Ркв,кгс

Рис. 1.15. Построение расчетной теговой характеристики трактора с гидромеханической
передачей

фика, изображенного на рис. 1.14. В первой четверти строим лучевую диаграмму
сил Рк (индексы нив относятся к низшей и высшей передачам):

Рк =С Мт.

Принимаем коэффициент загрузки двигателя йа = 1 при Л4Т Л4И и k3 —

— при Л4Т< Л4Н. Механический к. п. д. г]м. г подсчитываем по фор-
/Ин

муле (1.6).

В третьей четверти строим лучевую диаграмму теоретических скоростей ут.
В четвертой четверти помещаем тяговую характеристику. Строим кривую буксова-
ния 6. В результате более плавного приложения касательной силы тяги буксова-
ние 6Г. п трактора с гидропередачей будет меньше, чем при шестеренчатой передаче:
можно принимать 6Г. п = 0,96. Строим кривые действительных скоростей: зада-
ваясь последовательно значениями Ркр, отмечаем для них точки 1 и 2 на лучах Рк,
проектируем их на кривую МТ, и полученные точки Лх и А2, отраженные на
лучи от, дадут значения теоретических скоростей (точки Сг и С2). По ним, для
принятого значения Ркр, находим действительные скорости v = и наносим
точки Ох и О2. Строим кривые NKV, вычислив мощности для принятых значе-
ний Ркр, и кривые часового расхода топлива графически, перенося точки Tit
и А 2 кривой Мт иа кривую GT и перенося полученные для точек Вх и В2 значе-
ния Gt в четвертую четверть (точки Ег и Е2). Строим кривые gT (на рис. 1.15 по-
строена только кривая для низшей передачи).
При электромеханической передаче тяговая характеристика строится ана-
логично, только вследствие большего коэффициента прозрачности передачи дви-
гатель будет работать в полном диапазоне нагрузок.

Пример. Рассчитать и построить тяговую характеристику гусеничного трактора
класса 2 тс с гидромеханической трансмиссией.

Исходные данные: номинальное тяговое усилие == 2000 кгс при скорости t>H =
)₽ 6 км/ч; максимальная скорость — 12 км/ч; коэффициент запаса тяги %п =® 1,2;
сила сопротивления самопередвижению Р^ = 0,15Рп ~ 300 кгс.

1.	Находим рабочий диапазон тяговых усилий. Максимальное тяговое усилие при
наибольшем силовом передаточном числе

Ркр шах =	= 1.2-2000 = 2400 кгс. .

Минимальное тяговое усилие при наименьшем силовом передаточном числе (на выс-
шей скорости)

1,1 -Х- — fl — l.l^H O.isl 2000 = 935 кгс,

где fg = принято равным 0,15.

Полный диапазон тяговых усилий

Лт —

Ар шах

Р|<рр шах

2400

935

= 2,56.

2-	Определяем эксплуатационный вес трактора, приняв ФКр. оПТ = 0,55:

G =

/н

$кр. опт

_ 2000
"40,55

= 3540 кгс.

Анализ выполненных конструкций показывает, что тракторы с гидромеханическими
передачами несколько (на 1 — 2%) тяжелее тракторов с шестеренчатыми- Примем увеличе-
ние веса трактора от введения гидродинамической передачи на 50 кгс, тогда G ~ 3700 кгс,
3. Определяем мощность двигателя, приняв: почва—стерня, f = 0,08; 5 = 0,05;
г “ 0,9; *1г. п = 0,9; Рц. у = 0,95 (берем выше, чем для шестеренчатой передачи,
учитывая хорошую приспособляемость гидропередачи):

V =	+	= (2003 + 0,0S-3700) 6

и 270Г|м гПг.пПвПи.м	270-0,9--0,9-0,95-0,95	U '

Принимаем двигатель Д-240 ММ3, отрегулированный на Мн == 70 л. с. при яи =?
“ 2000 об/мин, Ми = 25 кгс-м, == 1,15Л4И	29 кгс*м; ~ 1300 об/мин.

4.	Принимаем для трактора комплексную гидродинамическую передачу ЛГ-35.
По безразмерной характеристике гидропередачи (см. рис. 4.15) устанавливаем рабочую
зону (зону экономически целесообразного использования гидропередачи), приняв сниже-
*

ние к. п. д. при работе гидротрансформатором до К)г п = 0,85, при котором ug.gg = 0,45
и “0,85 = 1.9 с переходом на работу гидромуфтой, когда к. п. д. т)м п — 0,95, Ид 95 =
= 0,96 и ug 95 = 1,0. Диапазон силовых передаточных чисел в рабочей зоне

д “».85 - -bi = 1 9

э.	ц -	ip —‘.а.

“о.95

5.	Совмещаем точку Мп двигателя с точкой максимального К. п. д. гидропередачи
в режиме гидротрансформатора (что рекомендуется для гусеничных тракторов) и опреде-
ляем профильный диаметр, приняв ?%с- 104 = 19 (см. рис. 4.15):

3*

S Г М „	5 Г----да----

°П ~ Г ~ V ^ймг^гооо7 °° 0,32
6.	Строим характеристику совместной работы двигателя и гидропередачи, как
описано ранее (см. рис. 1.14). Коэффициент момента двигателя вычисляем по формуле
(1.7). Коэффициент первичного момента гидропередачи Хп =	= 0,334-10-6уХн

(здесь ?.п — коэффициент момента насоса). Далее строим кривые М , N , g по формулам
(1.8) и (1.9).

7.	Определяем параметры механической передачи. Число передач

1g Дт	lg2,56

т =	+ 1 = Т1мГ + 1 = 2'*7-	'

Для упрощения конструкции коробки передач принимаем две передачи, а чтобы
улучшить перекрытие между ступенями, совмещаем точку Р^ с точкой гидротрансформа-
тора, имеющей ‘Пр, п в 0’$$ и и0,85 ~ Ь9 ,й ТОЧКУ ^тах с тОЧК°й перехода иа работу в ре-
жиме гидромуфты, соответствующей == 0,85. При этом двигатель в первом случае будет
работать с некоторой перегрузкой, развивая момент = 25,6 кгс* м (точка А рис. 1.14),
а во втором — с недогрузкой, имея = 2020 об/мин.

Передаточные числа;

низшей передачи	х

U1

(Рн+/С)'к

МД<,0>85Т1Г. п+л. г

(2030 -I- 292 ) 0,36

25,6-1,9'0,85-0,9

= 22,2;

высшей передачи

*
Уа
vmax

“2 = °'377'к

0,85-2020

0,377*0,36 ------12-----= 19,4.

8.	Строим тяговую характеристику в четырех четвертях (см. рис. 1.15). Во второй
четверти помещаем характеристику системы двигатель—гидропередача, взяв данные из
графика на рис. 1.14. В четвертой четверти строям кривую буксования 6Г п « 0,96,
взяв значения б из графика на рис. 1.7. В первой четверти строим лучевую диаграмму
касательных сил тягн для передачи:

низшей

Л1_ (о 98» —м = /о 983 - 2^2 + 10) м .
'Ц u\ka ) Т °-36 ( ’9	22,2**3

высщей

19,4

0,36

19,4 + 10 \ м

19,42fe3 j^T.

Для Л4Т > 25 кгс-м коэффициент загрузки k3 = 1, при переходе на регуляторную
ветвь двигателя = Мт/25.

В третьей четверти строим лучевую диаграмму теоретических скоростей от=0,377х
гк

X г——п (Для низшей передачи о_ „ = 6,l-10~’n,., для высшей о_ _ = 7.10_>п_).
Ц 1 \	1, И	1	1.0	1/

В четвертой четверти строим графически кривую бт и аналитически кривые о =
= от (1 — 6), NKp, gT- При вычислениях удобнее задаваться [значениями Л4Т и по иим
находить остальные величины.

Тяговая характеристика трактора с четырьмя ведущими колесами зависит
от распределения касательных сил тяги между передним и задним ведущими
мостами, которое обусловливается распределением массы. При тракторах с коле-
сами одинакового диаметра можно получить высокий тяговый к. п. д. (рис. 1.16),
приближающийся к к. п. д. гусеничных тракторов.

При построении тяговой характеристики трактора 4X4, находят статическое
распределение веса между осями по формулам (1.1), (1.2), (1.3). Рассчитывают
нагрузки на оси от действия опрокидывающего момента: (Ркр + Pf) hKp РкрГк
и, задаваясь значениями Ркр, строят кривые буксования передних 6, и задних
§ колес. Поскольку задние колеса движутся по
следу передних, т. е. по уплотненной почве, бу-
ксование их несколько меньше [при подсчете по
методу Б. Я. Гинцбурга' для задних колес бе-
рут фс = Ф1 + (0,05-0,1), а при подсчете по
формуле (1.5) увеличивают а]. Задаваясь раз-
личными значениями /’кр2, находят буксование
б' и из условия равенства скоростей передних
V1 = vT1 (1 — 6j) и задних v2 = от2 (1 — б2)
колес определяют

6l=l__^-(l-6')=l _Л(1_б')(
УТ1

где г1 и г2 — динамические радиусы передних и
задних колес; п1 и и, — частоты их вращения.

Для универсальных тракторов привод пе-
редних колес обычно имеет обгонную муфту,
включающую передний мост, когда буксование
задних колес достигнет значения б3. В этом слу-

чае Ох = 1 —	~ . Для тракторов с коле-

1	03

сами одинакового диаметра обычно п2 == nlt
а г2 < гг вследствие движения передних колес

Рис. 1.16. Потенциальные [тя-
говые характеристики колесных
тракторов:

1 — 4X2; 2 — 4x4 с передни-
ми колесами уменьшенного диа-
метра; 3 — 4X4 с колесами
одинакового диаметра

по более рыхлой почве. При движении по полю можно принимать i\ — г2 —
= 14-2 см. По кривой находят соответствующие значения Ркр i и вычисляют
суммарное тяговое усилие Ркр = Ркр 2 + А<р г Крутящий момент двигателя

М	Г (Л<р	1 4~ Л^сц 1)	Г1 |	(Ркр 2 + Л^сц й)	г2 1 *

Д	L	ИпхПпх ‘ «пгПп2 J «А*

где «пъ i)ni — передаточное число и к. п. д. передачи от раздаточной коробки
до передних колес; иП2> *)па — передаточное число и к. п. Д. передачи от раздаточ-
ной коробки до задних колес; «к, Пк — передаточное число и к. п. д. передачи
от двигателя до раздаточной коробки.

Зная крутящий момент, по характеристике двигателя находят частоту вра-
щения вала двигателя лд и определяют действительную скорость движения

v = 01377

Затем рассчитывают тяговые мощности, развиваемые передним NKp t и зад-
ним Л?кр2 мостами, и суммарную мощность ;VKP.

Пример. Рассчитать н построить тяговую характеристику модификации универсаль-
ного колесного трактора класса 0,6 тс с передним ведущим мостом.

Исходные данные: базовая модель имеет NH = 20 л. с., пн — 1600 об/мин, базу
L = 1,72 м, вес в заправленном состоянии без водителя и балласта <?р = 1400 кгс, шести-
скоростную коробку передач. Принимаем передний мост с обгонными муфтамн к каждой
полуоси и жестким приводом.

1.	Находим вес трактора при установке переднего ведущего моста. В выполненных
конструкциях при установке переднего ведущего моста вес увеличился: для трактора
МТЗ-50 на 8, МТЗ-5МС — на 12, Т-40 — на 7%. Учитывая небольшой вес базовой модели
4X2 проектируемого трактора, принимаем увеличение его на 10%. Тогда

<7р = 1,1-1490 = 1540 кгс.

2.	Подбираем шниы. Оставляем шины задних колес базовой модели 8—32, грузо-
подъемностью 610 кгс ($2пред = 1220 кгс) при внутреннем давлении рв = 1 кгс/см2,
^2 ® 1166 мм, — D 2/2 — 0,17b ~ 550 мм. Для передних ведущих колес выбираем
ПО ГОСТ 4754—64 автомобильные шины 6,50—16_высокой проходимости (в тракторном
сортаменте подходящих шин нет) грузоподъемностью 390 кгс ((Ппред™2 780 кгс) при вну-
треннем давлении 1,5 кгс/см*, Dt = 758 мм = 0,66 D2, rt =	- 0,14- 172 = 357 мм.

3.	Определяем оптимальную статическую весовую нагрузку на передний мост:
по формуле (1.7)

G,=______________5пР£Д____________G =

/	h п \ P

С1пред + ^°>8С2Пред — Ря j

780
==-------Т------------40~\~	= 740 КГС:

2-780 + (0,8-1220 — 600	)

по формуле (1.8)

0,25 + (0,8ф, - f) -0,25+(0,8.0,6-0,14)
Л — -_____________________р __	__	елл _

0,8<pt-f	н	0,8.0,6-0,14

— 580 кгс;	.

принимая для мягкой почвы фа = 0,6 и f — 0,14.

Среднее значение G, =	— 660 кгс, чт0 соответствует отношению

о, _
G ~

— _66<L

~ 1540

= 0,43.

4.	Определяем критическое значение буксования задних колес, при котором перед-
ние колеса начинают развивать положительную силу тяги, из условия исключения пере-
грузки передних колес иа повороте для колеи В = 120 см:

e’ = i-_Lizi^L

3 L2 — 0,375В2

172* — 0,5-120*
"И2* — 0.37М202'

100x7,5%.

5.	Принимаем буксование задних колес при включении обгонной муфты в = 6*
з з
и находим передаточное число постоянной передачи-от вторичного вала коробки передач
к переднему мосту ап1, имея передаточное число к заднему мосту «П2 = 26.1:

-	4/77

:П1 = “П2 ^0!Ч)=26,1 ^ГМ75)=18’3-

6. Подсчитываем распределение веса на

передние (?|Сц и задние <?2сц колеса для
50-:- 100 кгс, имея полный сцепной вес

интервалов изменения тягового усилия ^Кр2 =

G ~ (?n+ Gnnrl 15404- 70 » 1610 кг ((?таля — вес водителях, нагрузки на осн
Р ИОД	1	X. ИОД	)

в статическом состоянии Gt =» 660 кгс иб2 = 950 кгс, сопротивление самопередвижению

Pf = 0,14- 1610 = 225 кгс:

\сц=С1-(/’кр + ^)4Е-; °;

(?

(2сц=°з+(%+Р/)-гг-

Определяем величины Фкр х = Ркр1/С1сц; Фкр2 = Ркр2/С2сц-

7.	Строим кривые буксования передних и задних д' колес (рис. 1.17) по формуле
(1.5) для мягкой почвы со средней твердостью (У = 4 кгс/см2, приняв давление на почву
движителя ?Ср = рв — давление воздуха в шниах и К = 1:

для передних колес

3/“ I к	3 Г 1 к	Зг 1 «г 4

dt «0,25 Г/ 0,14 4-0,25 у Фкп1 4-2,51/ -V-Фкр Ь
f ‘х	г 4	*»р 1	г 4

для задних колес

,	3/-—	3/-—	3/--Т- 4

62 = 0,25 у —0,14 + 0,25-)/ -2- фкр 2 + 2,5 Д- Фкр 2-
На кривой буксования
откладываем величину «з= 0,075
и находим силу ₽'кр2 = 300 кгс.
при которой включается перед-
ний мост.

8.	Задаваясь различными
значениями PRp2 > Ркр2, на-
ходнм по кривой буксования
соответствующие значения н
вычисляем т»б2 = 1 ~ 52. Из ус-
ловия равенства действитель-
ных скоростей передних
н задних 072^52 Колес и зная,
что oTi = °т2 (1 ~ &з)’ опре’
деляем буксование передних ко-

Пло

лесб? ~ 1-----По кривой

1 ~б3

6j находим соответствующие

Рис. 1.17. Расчетная тяговая характеристика универ-
сального трактора 4x4 класса 0,6 тс:

нижняя горизонтальная — ограничительная линия
предельного буксования задних колес, при котором
включается в работу передний мост

значения Ркр1* Вычисляем сум-

марное тяговое усилие РКр == РКр2 4“ -^кр 1* которому соответствует буксование задних
колес б^ = б^ (при работе переднего моста), и наносим значения б2 на рнс. 1.17.

9.	Подсчитываем для различных значений Р силы сопротивления качению Pfl »
= ?1°КЦ' Pf2 = '2°2СЦ- П₽ИИЯВ = >2 = °'14'

10.	Определяем крутящий момент двигателя для суммарного усилия Ркр;

(ркр i +	1) Г1 . (^кр 2 + Р/г) rt 1 —-—,

“щЧщ	Wru 1 “кПк

где Т] , ^т]п т) = 0,983* 0.97 = 0,91; Т] _ == Y] Т] « 0,98* 0,97 =« 0,95 (здесь

*п1 ’цил’кои	’ п2 ’цил’кои	» ч rt

‘Пцил» Лкон — к* п* Д* Цилиндрической и конической пары шестерен» п — число пар ше-
стерен); т]к = Ццпл = 0,98- —- 0,96 (изменение к. п. д. с изменением нагрузки не учи-
тываем), передаточные числа коробки передач =® 2,8; ик2 = 2,34; икз ® 1,9 н т. д.

Для Р < Р л крутящий момент

кр Kp2J

М = (РКР +	+ Pfl) Г2

Д

11.	Подсчитываем действительные скорости движения для всех передач: и w
__	г пп

— 0,377 —Ь —А- л — бп), находя п„ по регуляторной характеристике двигателя для со-

ИП2 “к '	27	Д

ответствующего момента М„ (частота вращения иа холостом ходу 1720 об/мии) и строим
кривые v = Ф (Ркр).

12.	Определяем тяговые мощности, развиваемые передними 7VKpi и задними WKp2
колесами,и суммарную NKp;

“c-ni0	P„n<,v

N = _к£1_______• ц _ = кр 2____. N N , дг

кр 1	270 кра 270 ’ кр кр1+ кр2

На рис. 1.17 показано построение характеристик для двух передач; 1 и 11.
глава 2 Агрегатирование трактора
И ДИНАМИКА МТА

2.1.	ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

Машинно-тракторные агрегаты по видам взаимосвязи с трак- ",
Тором классифицируют следующим образом.	!

1.	По характеру использования энергии МТА делят на тяго-
вые, тягово-приводные и приводные (применяются редко из-за
нерентабельности). Тяговые агрегаты используют тяговое усилие
трактора для перемещения рабочей машины и работы ее органов.
При буксировке транспортных прицепов тяговый агрегат назы-
вается транспортным. Тягово-приводной агрегат использует
тяговое усилие трактора только для перемещения рабочей
машины, ее рабочие органы получают энергию через ВОМ.

2.	По способу соединения с трактором различают прицепные
(одинарные -и составные), навесные, полунавесные и монтируе-
мые МТА.

3.	По расположению рабочих машин относительно продоль-
ной оси трактора МТА делят на симметричные и асимметричные.

При расчетной проверке агрегатируемости трактора состав-
ляют перечень типичных операций с несколькими вариантами
рабочих машин и орудий; проверяют соответствие мест креплений
монтируемых орудий и сопряжения точек отбора мощности (для
сложных агрегатов вычерчивают схемы навески [ 10]); составляют
энергетическую характеристику агрегатов; устанавливают опти-
мальные режимы работы; строят кинематическую характери-
стику агрегатов и определяют их маневренность; определяют
основные эксплуатационные показатели.

2.2.	СОСТАВЛЕНИЕ ЭНЕРГЕТИЧЕСКОЙ

ХАРАКТЕРИСТИКИ МТА

При расчете энергетической характеристики МТА опреде- -
ляют тяговые сопротивления орудий и машин, расчетные ра-
бочие скорости и мощность, отбираемую через ВОМ.

Для тягового агрегата сопротивление находят по формуле

Rt — RnBp + Rcu 4" (Q 4~ Qcu) sta a 4"

где Rn — приведенное к рабочей скорости v (км/ч) сопротив-
ление машины-орудия, кгс/м; Вр — рабочая ширина захвата, м:
Вр = ВоргопР3 (здесь Вор, гор — ширина захвата и число орудий
в сцепке; р3 — коэффициент использования ширины захвата,
при расчете принимаем [З3 = 1); RCIl — сопротивление перекаты-
ванию сцепки, кгс (табл. 2.1): Дсц = (здесь (сц — коэф-
фициент сопротивления качению сцепки, QCII — вес сцепки, кгс);
Q — вес орудия, кгс; а — угол подъема (табл. 2.2); Д-ф—уве-
личение сопротивления самопередвижению трактора по сравне-
нию с сопротивлением на горизонтальном участке на стерне,
кгс: Дф = (sin а + fp — f0) G [здесь fp, f0 — коэффициенты
2.1. Основные данные сцепок

Сцепка	Класс тракто- ра, тс	Ширина, м		Масса сцепки  <?сц> кг	Сопротивление «сц- кгс	
		сцепки ।	агрегата		иа стерне	иа поле под посев
Прицепная: С-18А		4; 5; 6	8,2	21	980	120-140	160-200
С-11У-	  Прицепная, гидрофициро- ванная:	1,4; 2; 3	7	14	780	85—100	140—160
СП-16		3; 4; 5	—	16	1425	120—180	220—300
СП-11	  Полунавесная эшелониро-	1,4; 2; 3	7,46	10,8	915	90-100	120—140
ванная СН-75 .....	3; 4	•—	12	1200	100-150	200-280

2.2. Вероятные величины подъемов (%)

Местность	Максимальный подъем иа дороге				Подъем иа обраба- тываемом поле	
	одетой \	грейдер- ной	грунто- вой .	полевой	средний	наиболь- ший
Равнинная ....	4	5-6	7	8	0,5	3
Холмистая ....	5	6—7	8	10	1	6
Гористая .....	7	7—8	8—10	12	2	8

сопротивления качению трактора по данной почве и по стерне,
G — эксплуатационный вес трактора, кгс].

Сопротивление /?„ вычисляют по формуле

«n = ^[l+e(v2-v32)],

или -при небольшом перепаде скоростей

Rn — Ri [ 1 + Ej (v — пэ)],

где — удельное сопротивление (кгс/м) машины-орудия при эталонной ско-
рости о-, = 4-;-5 км/ч (табл. 2.3): для плуга Ri — \<X>kyflh0(, (здесь feyn —
удельное сопротивление почвы (кгс/см2), равное для почв легких 0,2 — 0,4;
средних 0,5 — 0,7; тяжелых 0,8— 1,2; ЛОб — глубина обработки, см);
е. 8j — коэффициенты увеличения тягового сопротивления при увеличении
скорости:

Операция . . . Пахота	Культивация	Боронование	Посев

8 ............ 0,004	0,003—0,005	0,002 — 0,003 0,001—0,002

в,............ 0,03	0,04	0,02	0,02

Для транспортного агрегата наиболее выгодно использовать одноосные
полунавесные тележки, поскольку часть веса груза передается на трактор, улуч-
шая его сцепные свойства и снижая общее сопротивление движению агрегата.
Тяговое сопротивление поезда равно

Rt ~ (/пр sin к) (Qnp — &Q) + (sin а -]- fp— /0) (G -]- AQ),
2.3. Тяговые показатели машин-орудий общего назначения

Примечание. Дополнительно следует учитывать •— ♦ вес удобрений (примерно 80 кгс/м); *• вес семян {примерно
80 для навесных и 100 кгс/mJ для прицепных сеялок).
где /пр — коэффициент сопротивления качению тележки; Qnp — вес тележки
/табл. 2.4); AQ— Доля веса, передаваемого дышлом тележки: для тракторов
класса 0,6 тс AQ = 500 кгс; 1,4 тс — AQ = 1200 кгс; 3 тс — AQ = 2000 кгс.

2 4. Основные данные тракторных прицепов (тележек)

Прицеп	Трактор класса, ’тс	Вес, кгс		Ширина колен вп, М	Наиболь- шая скорость “max’ км/ч
		собст- венный Qo	с полным грузом $пр		
Полунавесной одноосный:			2 750	1,52	25
ШТС-2 		0,6	750			
1ПТС-4		0,9; 1,4	1500	5 500	1,6	30
Полунавесной двухосный 1ПТС-9						
	3; 5	4400	13 400	1.8	35
Двухосный: 2ПТС-4 		0,9; 1,4	1600	5 600	1,6	30
2ПТС-6 		1,4; 3	1900	7 900	1,6	30
Трехосный ЗПТС-12 . . .	3; 5	6000	18 000	2.0	35

Увеличение нагрузки на ведущую ось колесного трактора при агрегатирова-
нии с полунавесной тележкой

до = (1 4--у-) AQ.

где /кр, L — вылет точки прицепа и база трактора.

Для тягово-приводного агрегата, параллельно с мощностью, затрачиваемой
на поступательное движение агрегата, от двигателя отбирается мощность на
привод рабочей машины [14]:

», Миаш

No. м = ~---->

Чо.	м

где А/Маш— мощность, потребляемая машиной, л. с.:	маш [1 +

+ £ (о2 — 16)] (здесь N3. маш — мощность, потребляемая машиной при эталонной
скорости 4 км/ч (табл. 2.5); £ — коэффициент увеличения мощности, для боль-
шинства уборочных машин g= 0,008); т)0. м — к. п. д. передачи от двигателя
к машине: т)0. м = ЛредЛквПпр (здесь т]ред, т)кв> т)пр — к. п. д. редуктора, кардан-
ного вала, привода машины).

Энергетическую характеристику рассчитывают двумя методами:

а)	сначала определяют условную потерю тягового усилия в результате
отбора мощности двигателя

D _27(WO.M

F°-м - v ’

а затем находят условное суммарное тяговое сопротивление

Rs, ~ Ро. м RnBp или R% = Ро. м 4" /пр<2;

б)	определяют остающуюся для получения касательной силы тяги мощность
Двигателя

= А/н — Мо.м

и строит по ней тяговую характеристику для передач, которые могут быть исполь-
зованы при работе с машиной.
2.5. Основные данные уборочных машин с приводом от ВОМ

Машина	Трактор класса, тс	Ширина захвата, м	Масса, кг	Мощность привода, л. с.	Рабочая скорость, км/ч
Комбайн:  силосоуборочный: КС-1,8			1,4	1,8	2200	25 — 35	До 10
КС-2,6А		1,4; 3	2,6	2900	30—45	До 10
кукурузоуборочный «Херсонец-7»	1,4; 3	1,4	2100	30—40	
картофелеуборочный ККУ-2 . . .	1,4; 3	1.4	4400	25 — 30	2,8—5
свеклоуборочный: кст-з . 			2; 3	1,35	3100		5-7
КС'Г-2 		1.4; 2	0,9	2300		4—8
СКД-2 		1,4; 3	0,9	2380			5—8
льноуборочный ЛКВ-4 . . . i .	• 1,4; 2	1,5	1900	25	До 6
зерновой безмоторный ПБК-5	3; 5	5,6	6400	70—90	До 5
Льнотеребилка навесная фронтальная  ТЛН-1,5			0,6; 0,9	1,5	260		5-7
Косилка навесная КС-2,1			0,6	2,1	120	4—6	До 12
Жатка рядковая ЖРС-4,9		1,4	4,9	480	8—12	До 12

2.3. ОПРЕДЕЛЕНИЕ РЕЖИМА РАБОТЫ МТА

Режим работы МТА характеризуется рабочей передачей, а следовательно
и рабочей скоростью v и коэффициентом загрузки двигателя k:l.

Рабочие скорости ограничиваются в основном подготовленностью полей,
качеством рабочих органов машины. В настоящее время доказана возможность
выполнения ряда операций на скоростях 8—12 км/ч и намечены пути достижения
скоростей 9—15 км/ч.

Возможный коэффициент загрузки двигателя ограничивается колебаниями
тягового сопротивления машин и орудий и сопротивления самопередвижению
трактора и возможностью трогания с места МТА.

Колебания сопротивления движению МТА вызываются изменяющимися
по пути S сопротивлением Rn (S) и профилем zn (S) поля, скоростью дви-
жения v (S).

Периодические колебания (рис. 2.1, а) можно разложить на пять различа-
ющихся по частоте составляющих [2]. Из них основными являются две: первая —
низкочастотная (макроколебания) с периодом Т„ = 2я/сос = 8-ь 15 с (сос — ча-
стота колебания) соответствует колебанию среднего значения силы сопротивле-
ния /?н и вторая —среднечастотная (мезоколебания) с периодом Тв = О,3н-3 с.
Колебания нагрузки характеризуют степенью неравномерности тягового сопро-
тивления [6]

,	g __ Rt max • Rt mtn _ у Ri max — Rt mln

Rt	Rт max + Ят mln

Результирующая от сложения первой и второй составляющей колебания
тягового сопротивления представляет собой случайную величину, укладываю-
щуюся при большом числе выборок N в кривую нормального распределения.
Поэтому пользоваться крайними значениями силы, практически не встречающи-
мися, для определения 6С нельзя. Для получения более стабильного показателя
д-р техн, наук А. А. Юшин предложил пользоваться коэффициентом неравномер-
ности

А„=2а'!-

RT
Рис. 2.1. Колебания тягового сопротивления орудия:
а — периодические; б — циклические

где ак — среднеквадратичное отклонение (стандарт):

N

S (Кт-Кт)2

Кт шах — Кт mln

6

ДКТ-

Кроме периодического колебания нагрузки встречается эпизодическое
(циклическое) изменение сопротивления Кт. ц (рис. 2.1, б) при движении на подъем
(под уклон) или при работе с машинами, имеющими переменную массу (накопле-
ние продукта в бункере, высев семян, удобрений). Оно характеризуется периодом
цикла 7ц = 40т-400 с и степенью возможной перегрузки [61

,, ___ Кт. ц max

---Р

Ат. ц mln

Значения КИ и ?ц для типичных операций приведены в табл. 2.6.

Неравномерность момента сопротивления вызывает колебания частоты
вращения вала двигателя

Д®д =

Mc6q у, ____ 5с<вд Тк

4л72 к ~ 4л ^выб
2.6. Колебания тягового сопротивления орудий

Операция	Орудие	Скорость, км/ч	Коэффициент	
			неравно- мерности	возможной перегрузки
Пахота .......	Плуг:		-	
	двух-трехкорпус-	5	0,64	1,3-1,35
	двухкорпусиый	8	0,80		
	четырех-пятикор- пусный	5	0,17	1,1-1,2
	то же	7	0,26	
	»	8	0,28	__
Культивация .....	! КП-4	8	0,42	1,1 — 1,2
	2 КП-4	7	0,21	__
	2 КП-4	8	0,30		
Культивация между-				
рядий 		КРН-4,2	8	0,45 '	1,05—1,1
Лущение стерни . . .	1ЛД-10	8	0,7	1,1 —1,2
	2ЛД-10	5	0,27	
	2 ЛД-10	8,5	0,33	—
Боронование ....	(16 — 48) БЗТУ-1	5	0,4	1,05
	(16-18) БЗТУ-1	8	0,5	__
Посев:	(16-18) БЗТУ-1	11	0,64	—
зерновых ....	1СУБ-48	8,5	0,3	1,1-1.3
сахарной свеклы	2СТСН-6А	8	0,24	
Уборка сахарной свек-				
лы: ........	Комбайн СКД-3	8		
буксирование ком-			0,4 —0,7	
байна ......	—			1,3
вращение мехаииз-				
мов от ВОМ . .	—		0,45—0,9	— -

и появление сил инерции. Формулы для расчета параметров неравномерного
движения приведены в табл. 2.7.

2.7. Формулы для расчета параметров неравномерного движения

Параметр	Формула
Момент инерции, кгс«м.с*:  полный, приведенный к валу двигателя 			  вращающихся масс двигателя  маховика 		  агрегата ..........  поступательно движущихся  масс ...........	1  в4*	-  II	г  3	II <,  - “	Ч о ”  Чо п	II £  ЛЗ Ж	,.		 —	14  I t	’ -	+	।  “	* t f "  =е^ с « «  <»w
Продолжение табл. 2.7

Параметр	Формула
приведенный, вращающихся масс трактора	  суммарный,	вращающихся  деталей движителя:  колесного		  гусеничного . 		  Поступательно движущаяся масса агрегата, кг	. .  Коэффициент учета вращающихся масс трактора Л .......  Сила инерции (+^д при включен- ном сцеплении, — при вклю- чении сцепления), кгс ....  Время (с) выбега трактора при двигателе:  остановленном » 	  отключенном	  Момент сопротивления движению агрегата:  ' средний (приведенный), кгс-м степень неравномерности . . .  амплитуда колебания ....	м  О	<,	•  ь.	II	О	2	М	*  п	и~	5	II	II	II  НЕ	“	7	j.|	5	к  &	*	II	”• 4	СЛ	Ч	N	,, ?  °	„	+	5	S	+	к	II	w	1 СЛ	я	—  л\ и	« I	м Л. , V ” к 5 С?   с к	- t S/i л	Л +	»® n,	М ЧГ  *	Т »N 5 +  1	* е?	t м	м  "й!	о	33	«.	а	ч ,  а	।	J'	О “ “	“  «• S	*	Р	'г,  р ю  'Ь-г'

Примечания: 1. 2	“ следует учитывать при включении ВОМ,

соединенного с машинами, имеющими тяжелые вращающиеся массы.

2. GR, GH, Gr, Gq r — веса одного ведущего колеса, направляющего ко-
леса, гусеницы, опорного катка; rR с, гн с — радиусы центра тяжести попереч-
ного сечення шины равные 0,5 (Ь 4~ <0: ^н. к — диаметры направляющего
колеса, опорного катка; zR, zH — числа ведущих и направляющих колес; zQ R —
число опорных катков с одной стороны; J х, их, т]х — момент инерции, передаточ-
ное число я к. п. д. передачи х-й детали.
Время выбега сельскохозяйственных тракторных агрегатов ^ВЫб =: 1,54-3 с.
Поэтому при колебаниях с Тк < 0,3 с и 6С = 0,24-0,4 относительные колебания
частоты вращения Асод/Мд составляют 0,1—0,8%, т. е. меньше степени нечув-
ствительности регулятора: двигатель не будет на них реагировать. При 7К>
> 0,34-0,5 с колебания изменяют нагрузку двигателя. Это может привести, в слу-
чае периодического выхода на корректорную ветвь, к снижению рабочей частоты^
вращения <ор и степени использования мощности двигателя	J

А% = е,	\

где fep — коэффициент снижения скорости: kv = Лф/лн (здесь пф—средняя
фактическая частота вращения вала двигателя, соответствующая Мс-

«ф Ли 0,5 (АпКр Апр),

где Дпкр — изменение частоты вращения на корректорной ветви: ДпкР =
1 — «об ( Мс — АЛ4С	, \ .

= пи-г----( -----75-------I ); Длр — изменение частоты вращения на регу-

км—г \ ЛТН	-/

ляториой ветви: Дпр = nH6p 1

Мс — АЛ%
Мн

(здесь

«об и $р — коэффициенты

снижения частоты вращения на корректорной ветви и степень неравномерности
регулятора).

Чтобы обеспечить устойчивую работу при колебательном характере нагрузки

тракторов с шестеренчатыми трансмиссиями и поршневыми двигателями внутрен-
него сгорания применяют снижение загрузки двигателя и маневрирование ско-
ростями.	t

Допустимый коэффициент загрузки двигателя по крутящему моменту лри
коэффициенте приспособляемости kM равен

k3 — 0,98&м — 0,5Кн,

или

Лд — 0,98&м — 0,5/Сн -|- 1 — Тц,

если эпизодическое повышение сопротивления будет преодолеваться переходом
на низшую передачу с уменьшением коэффициента загрузки.

Трогание с места и разгон МТА может потребовать снижения загрузки дви-
гателя для создания запаса мощности, необходимого чтобы преодолеть силы инер-
ции. Все тракторные агрегаты по разгонным характеристикам можно разделить
на сельскохозяйственные и транспортные, допускающие поэтапный разгон.

Трогание с места путем включения сцепления (или затяжки тормоза плане-
тарного механизма) можно разделить на два периода:

1.	Трогание с места, когда муфта сцепления (тормоз) буксует и угловая ско-
рость двигателя снижается. Период заканчивается с окончанием буксования
и выравниванием угловых скоростей вала двигателя сод и вала сцепления ис.
Возможность трогания с места определяется условием [6]

wi ®д mln доп,

где сол — угловая скорость двигателя при окончании буксования муфты;
®д min доп — минимальная угловая скорость двигателя при устойчивой работе:
®д mln доп («об — 0,15) С0н.

2.	Разгон, когда угловая скорость двигателя увеличивается от и1 до рабо-
чей сор, соответствующей скорости vp поступательного движения агрегата при
работе. Период характеризуется временем разгона /2 (обычно вычисляют время t'2
разгона до номинальной частоты лн вращения вала двигателя).

Разгоняемый тракторный агрегат представляют схематически в виде двух-
массовой одпофрикционной динамической модели (рис. 2.2, а), когда сцепление
с почвой движителей достаточно, Л4К. т Л4фТ, и трехмассовой двухфрикционной
Рис. 2.2. Диаграммы трогания с места и разгона МТА:

а — при Мк т < МфТ (одиофрнкциониая модель); б — при
Л4кл. > МфТ (двухфрнкцнонная модель) 

модели (рис. 2.2, б), когда сцепление с почвой движителей ограничено, Мк. т
Л4<рт-

Максимальный ведущий момент при трогаиии с места

М*. т = ^рЛ4и— JK «Пм>

где |$ = Л1ф/Л)н — запас сцепления муфты (здесь М$ — момент трения муфты
сцепления).

Момент сцепления с почвой при трогании с места

Л4<рт	<Рт%тСгк,

где <рт — коэффициент сцепления с почвой при трогании с места; Хт — коэффи-
циент нагрузки движителей (для гусеничного трактора и колесных тракторов
4X4 Лт == 1; при трогании с места колесного трактора 4X2 с большой нагрузкой
Хт=^ст+ ^4н«П	\

LG

4 В. Я. Анилович
Момент от сил инерции движителя приближенно можно найти, приняв

где /м — время включения муфты сцепления.

Формулы для вычисления основных параметров диаграммы разгона приве-
дены в табл. 2.8.

2.8. Формулы для расчета трогания с места и разгона МТА

Параметр	Формула
Приведенный момент сцепления С Почвой . . . . 	  Коэффициент потерь от буксования . при разгоне (для расчета) . . .  Время, с:  начала вращения вала сцепле- ния 	  перехода двигателя на кор- ректорную ветвь 	  буксования сцепления прн однофрикционной модели  то же, если — <м (рис. 2.2, о)  второго периода разгона на корректорной ветвн . . .  разгона на регуляторной вет- ви до иуСЛ = 0,96<йраб (8р — степень неравномер- ности регулятора) ....  Минимальная угловая скорость вала двигателя	  Коэффициент у использования за- паса муфты сцепления ....  Коэффициент А при:  V > 1 (принимают у = 1)  V < 1 	  Допустимый коэффициент загруз- ки двигателя при трогании . . .	J 1	1	—г	-ее **	и ч  м	'Г4	1	1	I	к  3 СЧ	» ч*  s	Ч.	х-s	ZL. оа. х-ч —. 4з 43  йкГ	о	«	।	I	1	_	s л	-*  0) ъа	ч*	л л.«	< у я ।	s	г	1 -л • Н  ,	| lL	Г» £ +	"	3-	+ + ч“ + & 3« Ё  •	-4-’	IО* 1	1	CJ 1	®	W	1	в€ ГГ*> ®  2 / О * Ь J + S 2. 7 -	в »!	к	3я  II	о.	+ ‘—j—1	1 Ч, * SJ	||	р.  5	+	'	1	5	-,°'з	3	Ы -	1  1	1	X	~	п	С S	.  11	и *	5 °!	+	11	^5	Т  ь	< И	II	И	ч	Н S «о-	II  s?	s। 5	11	х	е	1	н  « '	S	ч	“  Ч	~	II	3	•«  11	ч?» '
Продолжение табл.2.8

Минимальная угловая скорость двигателя сод 1П1П, характеризующая первый
период, во многом зависит от коэффициента у использования запаса сцепления
муфты. Величина у ограничивается запасом сцепления движителей с почвой Рф
РЛ4В
на низших и замедленным темпом включения муфты сцепления тм = —— на
1м
высших передачах. Темп включения регулируется водителем по интенсивности
ускорения агрегата (допустимо j/g < 0,3). Вместо определения «т1п можно про-
верить отсутствие заглохания двигателя по допустимому коэффициенту загрузки
при трогании с места и условию k3. Т k3. р,,д.

Для транспортного агрегата возможен поэтапный разгон переключением
с низшей на высшую передачу за счет движения накатом. Возможность исполь-
зования наката определяется условием /п. п sg 0,5/выб (здесь tn. п — время пере-
ключения передачи, обычно 2—5 с). Моменты сопротивления и инерции на низшей
передаче (цн) меньше, чем на высшей (цв):

Скорость а>д min при переключении передач вычисляют по формуле табл. 2.8,
подставляя вместо а>д. х скорость при установившемся вращении вала двига-
А	/	9 \

теля (Од. у и значения у = 1, А = сг" 3 | 14—s- . Скорость va с учетом
,/Д \	/

замедления за время переключения передач равна

v — v (#т-+ fG)g
vK-va.y„-^G + Q-

tn. п М/С,

гАе Пц. уст — скорость при угловой скорости вала двигателя сод. у.

Для сельскохозяйственного агрегата поэтапный разгон можно производить
при наличии увеличителя крутящего момента (УКМ) или коробки передач,
переключаемой без выключения главного сцепления. Минимальную угловую
скорость (Од mln при этом находят, подставив в формулу табл. 2.8 величины коэф-
фициента запаса муфты УКМ 0У, у = 1 и А =	/ 1----\ , где «ув —

д у “ув )
передаточное число УКМ.

При наличии бесступенчатой передачи или двигателя с высокой приспособ-
яемостью разгон значительно упрощается и резервирования мощности для тро-
аНия с места не требуется.

4*
2.4.	ПРОВЕРКА ПОВОРОТЛИВОСТИ МТА
С КОЛЕСНЫМ ТРАКТОРОМ

Поворотливость оценивается минимальным радиусом поворота (расстоянием
от центра поворота до центра заднего моста). Основным способом поворота колес-
ного трактора является отклонение направления движения одной пары колес
относительно другой. При этом может отклоняться или одна пара, или обе пары
одновременно (рис. 2.3). При двух отклоняемых парах уменьшается радиус
поворота, но задние колеса выезжают в сторону, противоположную повороту.
Угол отклонения колес а механизмом поворота не совпадает с направлением дви-
жения из-за бокового увода шин. Углы бокового увода передних 6у1 и задних 6У2
шин находят по действующим осевым силам У из выражения 6у = Ylky. Коэф-
фициент сопротивления боковому уводу шин йу составляет: для шин 12—38
при вертикальной нагрузке 1200 кгс и внутришинном давлении 1 кгс/см3 —
150 кгс/град и для шин 6,5—20 при нагрузке 500 кгс и внутришинном давлении
1,8 кгс/см2 — 65 кгс/град при предельных значениях 6у < 4°.

Статический радиус поворота р для колесного трактора:

с одним направляющим колесом (рис. 2.3, а)

L

P'tg^w + tgV	( }

с двумя направляющими колесами (рис. 2.3, б)

Р tg («ср — 6j) + tg 62 ’

со всеми отклоняемыми колесами (рис. 2.3, в)

Р ~ ~sin“(<Zcp 1 — 5i) + sin (otcp 2 4- Sj ’	(2' $

а

Рис. 2.3. Схемы поворота

колесных тракторов:

а — с одним йаправляющим колесом; б — с дву-
мя направляющими колесами; в —со всеми от-
клоняемыми колесами; г — с шарнирной рамой
с шарнирной рамой (рис. 2.3, г)
к  i
	—г— 1а

_____cos а

Р~ tg(a-<51)-tg6/

(2.4)

Поворот состоит из трех фаз: вход в поворот; движение по дуге окружности
радиусом pmtn (при малом угле поворота фаза отсутствует); выход из поворота.
Траектории ведомой 0г и ведущей 02 точек трактора с передней направляющей
осью строят графоаналитическим методом, предложенным С. М. Григорьевым и
И. Е. Кувчинским. Порядок построения следующий:

1.	Задаемся временем t вращения рулевого колеса (обычно 2—4 с, для Тяже-
лых тракторов больше). Делим его на г частей. Элемент времени Д( = t/z.

# ЛСССр

2.	Определяем угловую скорость поворота направляющих колес а =

(здесь аср = 0,5 («я + «в). При повороте в сторону приводного (соединенного
•	> «ср

с продольной рулевой тягой) колеса aj = а----, в противоположную сторону

«в

.	. «ср

а» = а------.

ан

Средняя скорость у существующих тракторов а = 0,l-f-0,3 рад/с.

3.	Определяем мгновенные радиусы поворота:

Pi = L ctg «< -sr-

; Pz =

-Lctga/—

или

2__1	2-2_1

Pi £ ctg acp —2^— ; p2 = Lctgacp—; .. . ; pz =

, , 2z —1

= Lctgacp -gr--

4.	На перпендикуляре к прямой O2A (рис. 2.4) направления движения трак-
тора откладываем радиус рг и проводим дугу = v(i At, где ti0 — линейная
скорость ведущей точки 0а.

5.	Продолжаем конец дуги следующей дугой Л5а радиусом р2 и затем р3 . . pz.
Далее агрегат поворачивается по кривой радиуса ртщ — L ctg acp на угол у =
- ₽ о г~1

— в — 2—-— аср, где е —. угол полного поворота.

6.	Траекторию выхода из поворота строим симметрично траектории Ъхода.

7.	Траекторию ведомой точки О± строим, проводя перпендикуляры к радиу-
сам ръ р2> . . pz и откладывая на них базу L.

8.	Для построения траекторий других точек следует пользоваться шабло-
ном — масштабной схемой трактора.

Кинематика поворота трактора с четырьмя ведущими колесами. У тракто-
ров с четырьмя ведущими колесами, имеющими блокированный привод, угловые
скорости передних и задних колес определяются механизмом привода. Изменение
траектории передних колес при повороте нарушает кинематическое соответствие
Рис. 2.4. Построение траектории поворота трактора	*

^epi/Уср = 1> где уср1 = 0,5 (у1п + о1л) — средняя скорость правого (п) и л(
вого (л) передних колес); рср = 0,5 (р2П + у2л)—средняя скорость право?

и левого задних колес.	Я

Средняя скорость (рис. 2.5) переднего моста с дифференциалом и обгонной

муфтой в приводе на повороте равна	Я

“ср 1 — иср--р---- > «ср-	'

В этом случае передние колеса на повороте всегда будут ведомыми, поскольку
fcpi/^cp> 1 (скорости принимают пропорциональными радиусам дуг, описывае-
мых колесами).	В

У переднего моста с обгонными муфтами к каждому колесу и жесткой цеиЗЬ
тральной передачей ведущим колесом на повороте может быть только внутреннее.!;
Начиная поворот, внутреннее ведущее колесо, имевшее окружную скорости
ув. к = уср, замедляет движение, и возникает неравенство	|

ув.к _УрГГь~2 ..	I

сср рв + 0,5В	|

При радиусе поворота рв = (Z? — 0,25Ва)/В колея внутреннего переднего
колеса расположится на окружности радиусом ри vB, к = vCp как для прямо-’
линейного движения. В дальнейшем при vB к > vCJf (например, при p'nin) <
цв, к = °cpi) переднее колесо может быть только ведомым. Наименьшая ско- i
рость переднего колеса будет на радиусе рв + 0,25В.

Максимальное значение буксования заднего колеса, при котором еще не воз-
никает тяговое усилие на внутреннем переднем колесе, определяется базой L
и колеей В трактора:

_ .	Да —- 0,5Ва

3	/, а -- 0,375В2 ‘
Кинематика поворота МТА, Предста-
вчяет интерес при маневрировании и при
заезде в смежный гои. Трактор может
деЛа)) беспетлевой поворот (рис. 2.6, а),
когда расстояние между осями при въезде
и выезде равно

гл2

a. Sfe	Л	1	ПОВ	п

X = xmin = 2pmin + 12pmln’ = SP'

где Pmin — минимальный радиус поворота
агрегата, м; КПов — показатель поворот-

Lv г

ливости: Лпов = — [здесь v и а — ско-
се

рость поворота (м/с) и скорость отклоне-
ния направляющих колес, рад/cj; Вр —
рабочая ширина захвата агрегата, м;

2) беспетлевой поворот с прямоли-
нейным участком Sx, когда х > xmin;

31 петлевой поворот (рис. 2.6, б), ₽ис. 2.5. План скоростей передних ко-
' »	«	' лес при повороте

когда х < xmln.

Минимальный радиус поворота агрегата с навесным орудием (поворот с под-
нятым орудием)

Pinin = Ри Н--ГГ'з" »	(2-5)

24Рк

с прицепным орудием

Pmin-/pX + d2-^p.	(2-6)

где рИ—номинальный радиус поворота [см. формулы (2.1)—(2.4)1; p^in “
~ Х^аг — минимальный радиус поворота орудия (здесь % — коэффициент боко-

Рнс. 2.в. Схема движения агрегата на поворотной полосе:

беспетлевой поворот; б — петлерой поворот. Ц.т.о — центр тяжести орудия
	—	.. —-Ч

вого вылета; для симметричных агрегатов равен 0,5, для несимметричных опре.
деляется из кинематической схемы агрегата; Ваг — кинематическая ширина
агрегата).

Формулы для определения параметров поворота приведены в табл. 2.9,

2.9. Показатели поворота МТА на. 180° (по С. А. Иофи Иову)

Поворот	Длина поворота $п	Наименьшая ширина поворотной полосы Еп
Беспетлевой по окружности  Беспетлевой с прямым участком 	  Петлевой грушевидный • •	яртш + р	+2е  z	рт1п  Ртщ+4Г7“ + л*+2е ртШ  8Pmln + 2‘	К. !  pmin+ 2р +Х5аг+в zpmin  Pmm+ 2рП0В-+ХВаг + е zpmin  2,8pmln+XSar+e
Примечание, е — длина выезда орудия: для навесных орудий е я: ~ 0,Паг, для прицепных орудий е = (0,5-е0,6) (/аг 4- /кр).		

Динамика поворота. На колёсный трактор 4Х 2 действуют следующие сильу
и моменты (рис. 2.7).

Силы сопротивления качению переднего Рд = frZr и заднего Р[2 = /2^2
моста (Zv и Z2 — нормальные реакции почвы на колеса переднего и заднего
мостов).

Тяговое усилие РКр, которое раскладывается на продольную Ркр cos у и
поперечную Ркр sin у составляющие. Угол у отклонения линии тяги (если пред-
положить, что центры поворота трактора и прицепа совпадают) равен:	$

Рис. 2.7. Силы, действующие на колесный трактор при повороте:

„=TL.Tp„a» т£р 4x2 с„Рр1'цепным орудием; б — трактор 4x4 с шарнирной рамой и полу i
навесной (седельной) тележкой	F	» •'"у ,
для седельного прицепа (рис. 2.7, б)

у = arctg -2----arctg X,	(2.8)

*кр	и

где р' _ радиус поворота орудия (прицепа):

р' = ]Лр2 + 'кР~42-	(2.9)

Центробежная сила, которая может быть разложена на две составляющие:
поперечная

р ____Gv2 . <7йц, туа . Сдц. тУ	(2.10)

цу~ ДО SL + ДО

(сила, выраженная вторым слагаемым правой части уравнения действует только
при повороте рулевого колеса, а третьим — при неравномерной скорости дви-
жения т, для установившегося поворота обе эти силы равны нулю);

продольная

Оц. т р

Г их ~ р

где Од. т — горизонтальная координата центра тяжести.
Момент сопротивления повороту заднего моста

..	„ В2Ь

Ms — фпов^а _ Кб»

рг к

(2.11)

где фпов^ фс — коэффициент сопротивления шины повороту (см. табл. 1.1);
Кв — коэффициент блокировки дифференциала: Кб = Мг/М (здесь Мг — момент
трения в дифференциале; М — момент, подводимый к дифференциалу).

Инерционный момент, направленный противоположно вращению трактора
при повороте и действующий при входе в поворот и при выходе из него:

GP2 •

МИ — - -р - («х -ф ап),

где р2 — радиус инерции трактора: р| «э ац- т (7. — ац т).
Касательная сила тяги на забегающем (наружном) колесе

р ___ Мк ___ /ИдЦТ]м

3“ 2гк “ 2гк •

Касательная сила тяги на отстающем (внутреннем) колесе

п 0,5Л7к — Mt

Но =---------------

' к

где Л7Т — тормозной момент (создаваемый для получения более крутого пово-
рота), приведенный к колесу.

Суммарная касательная сила тяги

Рк = fG +(cos Y +	Sin y) ркр —4-r- •

\	r /	ZPZ к

Осевая сила на задних колесах

Y.

— а,

Рпн (Lt -Г- 1игЛ Pun sin v +

Хм
Осевая сила на передних колесах

^1 = 1 rt (+ ^рР^Р S’n Y 4" аЦ. тРцу ±
Lt С.МЭ \

'и---------------------а>

Поворачивающая сила

Ун = ^1 — fiZi tg а.

Условия возможности поворота:

по отсутствию скольжения передних колес

Упг5(ф1 —Л tga)^n

по отсутствию заноса и буксования задних колес

— Р2.

* и •

Для обеспечения крутого поворота применяют торможение отстающего коЩ
леса до получения отрицательной силы Кп.	Я

Схема сил, действующих при повороте на трактор 4 X 4с шарнирной рамойиЦ
приведена на рис. 2.7, б. Касательные силы тяги переднего Pj и заднего Р2 моЩ
стов находят из соотношения	' ЯЦ

Р, Zt

—- — ^Л.г=т.

Г2 z.2

I *
[

Из условия S Р* = О, £Ру=0и£Л1 = 0 имеем:

Л4$1 4- MS2 4- (Р/, 4- Р/2) р 4- Ркр (р cos у + /кр sin у)

р, _ ---—-------------- ---------------

Г1 =

— + cos а,\ — Ркр cos у — Pf2 — Р^ cos a

sin а

+ Pul- ’

Моменты Л4§!, Ms2 и силы Рщ, Р^ определяют по формулам (2.11) и (2.1
для соответствующих нагрузок на ось Zj, Z2. Знак у /кр sin у берут в зависимости
от положения точки сцепки. Движение по окружности радиуса р без заиоса я
буксования возможно при условии

+ (Г1 _ Рц1 )2	; у + (Г2 + Рц2)2 <pcZ2.

2.5. ПРОВЕРКА ПОВОРОТЛИВОСТИ МТА
С ГУСЕНИЧНЫМ ТРАКТОРОМ

Кинематика поворота. Гусеничный трактор поворачивает вокруг мгно-
венного центра поворота 0 (рис. 2.8), положение которого определяется типом
механизма поворота, распределением сил по длине гусениц и сцеплением гусениц
с почвой.	,
Радиус поворота — рас-
стояние от центра поворота
по продольной плоскости сим-
метрии трактора равен
р = 0,5В X

ог (1 — 6а) 4~ (1 — 6,)
Х "М!-" бг) — М1 — 6i) ’

где о2 и У1 — теоретические
скорости забегающей и от-
стающей гусениц, создавае-
мые механизмом поворота
(для большинства механизмов
поворота v2 = о — скорости
прямолинейного движения;
скорость с'1 переменная и
для различных механизмов
может иметь одно, обычно

Рис. 2.8. Схема поворота гусеничного трактора

ох = 0 или несколько значе-

ний, определяющих минимальный фиксированный радиус поворота рф); 6Х и
62 — буксование забегающей и отстающей гусениц; если отстающая гусеница
проскальзывает, 6г следует брать со знаком минус.

Внешний радиус поворота трактора

рп ж 0,5 /(2р + В +	+ (£г + 2^р.

Величины у и р' находят по формулам (2.7), (2.8), (2.9).

Длину поворота Sn и ширину поворотной полосы ЕП определяют по форму-
лам табл. 2.9, приняв коэффициент поворачиваемости

__	.. т^-

/<пов Мп.т ’

где JT —момент инерции трактора относительно вертикальной оси, проходящей
через точку, сохраняющую при повороте скорость прямолинейного движения v;
при расположении этой точки на оси симметрии трактора JT = JtQ =	+

+ (В+ б)2], в полюсе О2 — JT = J^ = J^ + ^ (В2 4-х2); Мп т — избы-
точный поворачивающий момент: Мп. т = Мп — Мрез; Л4П — поворачивающий
момент, определяемый по формуле (2.14); Л1рез — результирующий момент со-
противления повороту.

Минимальный радиус поворота для агрегата с поднятым навесным орудием
1 Кпов

Ртш = Рф4--2^.

Минимальный кинематический радиус поворота прицепного агрегата находят
по формулам (2.6) и (2.5) с проверкой обеспечения зазора s§, исключающего заде-
вание за отстающую гусеницу.

Кинематика агрегата при маневрировании в междурядьях зависит от приня-
того типа навески орудия.

При задней навеске, при повороте трактора от рядка защитная зона- d3
(рис. 2.9) вначале уменьшается, а затем, после выпрямления трактора, увели-
чивается. Уменьшение ее при повороте трактора на угол е равно	'

d3 ~d3 = 2/з sin IT “ Sin2 1Г <2p ” S°)
Рис. 2.9. Схема маневрирования трактора
епередией и задней навеской в междурядьях

Рис. 2.10. Силы и моменты, действую
щие при повороте гусеничного тракто.

или, если смещение центра 0т трактора выразить не угловой, а линейной вел!
чииой е, то

где /3 — вылет орудия; Во — ширина орудия.

При передней навеске будет происходить увеличение защитной зоны 4
тем большее, чем больше вылет /п.

Динамика поворота. При повороте МТА центр поворота смещается оти
сительно середины опорных поверхностей гусениц на величину %п (рис. 2.1
в результате действия смещающих моментов от продольных и поперечных си.

Продольная составляющая тягового усилия Рх = Ркр cos у вызывает см
щение центра давления (ц. д.) на величину

hnpPx

ХЛ ~ с, «о.

где /гкр — высота линии тяги над почвой (высота прицепа); а0 — смещение центр
тяжести относительно середины опорной поверхности гусениц (на рис. а 0 = ц
Поперечные составляющие тягового усилия Ру = Ркр sin у и центробежно
силы Рцу вызывают поперечное смещение центра давления

ЬкрРу ~ — Лц. вд

#д= Q ’

где йц. т — высота центра тяжести трактора.

Так как йц. т > йкр, обычно отрицательно, т. е. смещается к забегающе:
гусенице.

В результате поперечного смещения центра давления изменяются нормаль
ные реакции почвы на гусеницы:

z1=61 = <;(4-+^).
При действии только поперечных сил центр поворота сдвинется назад от оси,
проходящей через середины опорных поверхностей гусениц:

= РУ

Рп niaxG 2

где Рп шах — коэффициент сопротивления повороту (см. табл. 1.1).

Д Обычно принято смещения выражать в безразмерных величинах, отнесен-
ных к половине опорной длины гусеницы:

2хд . 2vv
хо —	> Хоу —	•

Смещение центра поворота в результате смещения центра давления и действия
поперечных сил равно

Хо L ~ Зх0 + К 9х§ + 1 3 х0 '

Момент сопротивления повороту трактора

Ms=i^Lkc,	(2.12)

где рп — коэффициент сопротивления повороту, зависящий от радиуса поворота:

_______Рп max_____

Ип а+(1-а)(рв + 0,5)

(здесь а — коэффициент, колеблющийся в пределах

0,8—0,9 для плотных почв и 0,75—0,85 для полевых (вспаханное поле, стерня);
РВ—относительный радиус поворота: рв = р/В); fee — поправочный коэффи-

циент момента сопротивления:

kc = (1 + хо) (1 + хоХо) — 4хоХо-

(2.13)

Результирующий момент сопротивления повороту МТА равен

Alpea = A'ls -|- Л4кр = A4s + Ркр [(/кр	%п) Sta у екр C°S ?]•

Момент инерции при повороте определяют по формуле

Л4н — J тоО5п,

где ©„ = -^Г|- — угловое ускорение трактора при повороте, так как ©р = v/p,

я	. d(oa d(l/p) ,

а скорость можно считать постоянной, то , ‘ - = v ири больших значе-
dt at

прЯХ б' хаРактеРных Для широкозахватных агрегатов, моментом инерции можно
Поворачивающий момент

'Mi = 0,5В [(Р2 - PJ + (fnGj - /ПО2)],	(2.14)

гДе fnGj, fnG2—силы сопротивления самопередвижению трактора; fn — коэф-
фициент сопротивления самопередвижению при повороте:	1 + ; п т--)•

\ 1итРв/

Уравнение поворота МП = Mpe3 + Л4И-
Касательные силы тяги при повороте при Л1и = 0 и /пСл = f„G2 — 0,5^
равны:	i

на забегающей гусенице

Р2 = faG2 + 0.5Рх +	= 0,5Р'к +

на отстающей гусенице

Р1 = /пб1 + 0,5Рх

= (0,5 + v) Р J
(2.15Й

Мрез	,

-±— = (0.5-3,) Рк,
о

(2.16):

где Р'к — полная касательная сила: Р^ = Р2 + Р\ = ftfi + Рх’,

Мрез

параметр поворота.

Условия возможности поворота следующие.

1.	Достаточность сцепления с почвой забегающей гусеницы

Р’

Pi < фс<?а, -Q- (1 + 2v) фс,

ВРК

или

Мрез Мпф = 0,5В (фсС — Рк).

2.	Отсутствие заноса
Рцу~ Ру	1

РпС

3.	Отсутствие торможения отстающей гусеницы
Рх^0; 0,5PkSs—±— ; vsg0,5.

Для выполнения условия Рх 0 при повороте без тяги на крюке

необхо-’

димо иметь

£
В

Отношения ЫВ для некоторых тракторов следующие:

Трактор ..........-.	Т-38М	Т-54В	Т-74	ДТ-75	Т-150	Т-4	Т-130	Т-108Б

ЦВ ................... 1,3	1,87	1,18	1,27	1,3	1,77	1,33	1,22

4.	Достаточность мощности (отсутствие заглохания) двигателя при
чении нагрузки при повороте. Коэффициент увеличения момента

Л4Д Л4К р ( Рк . Мрез \ , Мт&т

М Мя - Мк - v \ Рк h Ркр } + vPK

= V Рк {< , у \ , Мтй)т feM
vPK	1 РРК " k3 ’

увел и-

Я

I

(2.17):

где Мд, Л4К — момент двигателя, ведущих колес (принимают со штрихом при
повороте, без штриха при прямолинейном движении); о'—скорость центра
трактора: при повороте и' = 0,5 (и2 + ух); Л1т —момент сил трения в тормозе
или муфте; действует при регулировании радиуса поворота пробуксовкой муфты
или тормоза; сот — угловая скорость скольжения тормоза или муфты.

v —



М
Значения' Л4тсот можно приближен-
но найти путем следующих рассуж-
дений. При v<0,5 и 0 < Р] <0,5^к
для муфты (тормоза планетарного ме-
ханизма) М.г^РГГк- и сот=(н—нг)Х

ил	иб

V — (где U(, — передаточное число
конечной передачи).

Мощность (л. с.), затрачиваемая
двигателем на буксование,

М^ р (V_Vj)

#д.ф =±= —— = —------------->

75Пм.г 75т1м.г

где Лм г — к- п- А* передачи к отстаю-
щей гусенице; т]^	0,85.

При v > 0,5 и Pt < 0 для остано-
вочного тормоза

М ~ Р1Гк и m - "i"6
иб	гк

Рис. 2.11. Универсальная характеристика
гусеничного трактора Т-74 прн повороте:
А — зона управления -остановочным тор-
мозом; Б — зона управления муфтой по-
ворота

Мощность (л. с.) двигателя, затрачиваемая на торможение,

.г Р&1

= г.

Поворот трактора определяется типом механизма поворота, который задает
скорости н2, и величину поворачивающего момента. Для всесторонней оценки
поворотливости МТА рекомендуется строить универсальную характеристику
поворота (рис. 2.11), представляющую собой график зависимости Л4рез; Р2; Рй
у2; Hi; Ne= Ф (ря). Характеристику строят для орудий и машин, не выключае-
мых на время поворота. Определяют минимальный кинематический радиус по-
ворота ртП1 по формуле (2.6), а затем, задаваясь значениями рв>ртщ, последо-

вательно находят р' и у из выражения (2.7), скорости о' =

Рв

Рв + 0,5

1>аИ »! =

р^ — 6,5	Q

= ^“+б“5 силы = Ркр cos V; ру ~ Ркр sin у; Рцу = — —;
pi = faG + Px.

Вычислив коэффициенты рп и kc по формуле (2.26), определяют моменты Mg
по формуле (2.12) и Л4рез, касательные силы тяги на гусеницах Р2 и Pt из выра-
жений (2.15), (2.16) мощность, теряемую в муфте Мд. ф или тормозе Мд. т, коэф-
фициент увеличения момента хм по формуле (2.29) и достаточность сцепления с поч-
вой забегающей гусеницы Р2 eg срс<32. При недостаточном сцеплении радиус по-
ворота увеличивается. Например, при повороте трактора Т-74 с тремя сеял-
ками рв 5з 20, хотя р1тПп = 4,8. Поэтому при работе с машинами, поворачивае-
мыми при наличии тягового сопротивления 7?т, следует рабочую нагрузку уста-
навливать из условия

G

Rr 2 (<рс — 0,5/) ‘

Для повышения коэффициента использования мощности двигателя в этом
случае увеличивают рабочую скорость.
2.6. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЭКСПЛУАТАЦИОННЫХ
ПОКАЗАТЕЛЕЙ

Рабочую передачу устанавливают по тяговой характеристике трактора
гласно вычисленному среднему тяговому усилию Ркр = Rt и допустимому ко;

фициенту загрузки двигателя k3.	k3. т (см. табл. 2.8) из условия

R-Т	RК1^3. Д   fGt

где РК( — касательная сила тяги при номинальном моменте двигателя на данном
передаче I.	11

Для установленной рабочей точки по тяговой характеристике находят рабо||
чую скорость Ср, часовой расход топлива GT и определяют фактический коэф~-н
фициент загрузки	р

«, _	+ fG	J1

3 “	Рк1-	•	I

Находят коэффициент использования времени движения

1
Тдв — ------------ >

Н Sp V„

где Sp—средняя длина гона; Sn—длина пути холостого хода при поворота^
агрегата (см. табл. 2.9); ир и ип — скорость при рабочем ходе и при7 повороте;

2.10. Энергетическая характеристика и основные показатели	1

типичных рабочих агрегатов, комплектуемых с трактором Т-74

Операция	Состав агрегата	Шири- на за- хвата  В, м	Удельное сопротив- ление кгс/м	Тяговое сопротивление	
				пределы кгс	среднее ^т.с> кгс
Пахота на глубину 20—22 см	  Пахота иа глубину 27—30 см 		Плуг П-5-35М  »	ПН-4-35	1,75  1,4	750-900  1100—1400	1300-1575  1540—1960	1440  1750

Операция	Режим работы					Показатели			
	Передача  L- _	Скорость Up, км/ч	Масса топлива тт, кг/ч	Коэффициент		Производи- тельность, га/ч		Расход топлива кг/га	Ч	я  ев	Я  ф я	Я  2	Я
				загрузки двигателя  k3	использо-1 вания вре-: меня тдв |	I чистая W	за час ра- 1 боты W’p		Удельная лоемкость кг«ч/га
Пахота на глубину 20—22 см	  Пахота на глубину 27-30 см		IV ш	8,0  6,6	12,8  12,0	0,82  0,78	0,8  0,9	1,4  0,92	1,12  0,83	9,1  11,0	5350 I  7600 "
По условиям безопасности скорость »п 6 км/ч для универсальных трак-
торов и вп^ 8,5 км/ч для тракторов 4X4 общего назначения. Для гусеничных
тракторов скорость оп = v' определяется типом механизма поворота и радиусом
поворота и должна быть не более 9 км/ч.

Определяют основные показатели работы агрегата:

производительность (га/ч) чистую при выполнении сельскохозяйственной
операции

Wr = 0,15pHp;

производительность за час работы в загоне
= Ггдв;

расход топлива (кг/га)

г Юг .

удельную металлоемкость (кг-ч/га)

т + лгаг

^аг W ’

где т-г — масса топлива, израсходованного за 1 ч работы; т — масса трактора;
/йаг — масса машйны-орудия.

Показатели энергетической и эксплуатационной характеристики трактора
сводят в таблицу (табл. 2.10).

$ в. я. Аннлоиич
ГЛАВА 3

КОМПОНОВКА ТРАКТОРА

3.1.	ОБЩИЕ ТРЕБОВАНИЯ

Компоновка трактора, т. е. размещение на нем механизмов,
определяется его назначением. При компоновке необходимо обес-
печить следующее:

1)	увязку ширины по внешним кромкам движителей:

для трактора общего назначения — с тяговым усилием для
устранения нецентральной прицепки (навески) плуга, вызываю-
щей увод трактора и необходимость частого выравнивания направ-
ления движения механизмом поворота; для этого рабочее тяговое
усилие на 1 м габаритной ширины по движителям должно быть .
не менее 1500 кгс/м для колесных тракторов и 1800 кгс/м для J
гусеничных; •

для пропашного трактора — с шириной типичных обрабаты- ’
ваемых междурядий; если обрабатывается несколько рядков рас- <
тений, то необходимо увязывать с шириной междурядий колею «
трактора;	, »

для транспортного трактора—с колеей агрегатируемых j
с трактором тележек-прицепов;	i

2)	наилучшие тяговые качества при сохранении управляв- -•
мости и устойчивости путем правильного распределения давле-
ния на опоры ходовой системы при работе (с учетом опрокиды-
вающего момента от тягового усилия и от веса навешенного ору-
дия);

3)	хорошую поворотливость трактора, возможность мане-
врирования на узкой полосе и одновременно устойчивое сохра-
нение заданного направления движения;

4)	простоту и легкость управления, удобную посадку трак-
ториста, хорошую обозреваемость пути и рабочего орудия;

5)	легкость соединения трактора с рабочим машиной-ору-
дием и возможность управления ими трактористом;

6)	простоту технического обслуживания и минимальное Л
время на его проведение, возможность механизации технического J1
обслуживания;	-	г,

7)	легкость ремонта и одновременность его проведения по ? (
основным механизмам, возможность модернизации при ремонте. 7|
н

3.2.	ГУСЕНИЧНЫЙ ТРАКТОР	Д

Во всех сельскохозяйственных гусеничных тракторах дви- :;
гатель располагается спереди, а ведущие колеса сзади. Приме- I
ром типичной компоновки трактора общего назначения с эластич-
ной подвеской может служить трактор Т-74 (рис. 3.1). Он имеет i
отдельную раму, позволяющую легко разбирать трактор. Дви-
гатель и силовая передача с рамой соединены шарнирно в трех I
точках для компенсации возможных перекосов, а между собой — Л
карданным валом.
При компоновке нового трактора Т-150 (рис. 3.2) того же класса 3 тс, но
имеющего двигатель в 2 раза большей мощностью предусматривалось уменьше-
ние массы и максимальное смещение вперед центра тяжести для обеспечения
равномерного распределения нормальных реакций почвы на гусеницу при ра-
боте под нагрузкой.

Третий вариант компоновки применен для экспериментал!,ного трактора
ДТ-90 класса 3 тс с целью улучшения обзора. Кабина сдвинута вправо (рис. 3.3)
и сиденье размещается над гусеницей так, что водителю не нужно наклоняться,
чтобы наблюдать за бороздой. Топливный бак расположен слева у кабины и во-
дитель через широкое заднее окно хорошо видит орудие. Изменение массы топ-
лива благодаря смещению бака вперед меньше влияет на изменение положения
центра тяжести. Для лучшей увязки с четырехкорпусным плугом колея умень-
шена до 1330 мм.

Тракторы с полужесткой подвеской, обеспечивающей лучшие тяговые ка-
чества на рыхлой почве, имеют в большинстве полурамную конструкцию (Т-54В;
Т-54С; Т-4; Т-130). У трактора Т-4 (рис. 3.4) полурама крепится к корпусу зад-
него моста. Подвеска трехточечная с осью качания гусеничных тележек, совме-
щенной с осью ведущих колес.

Помимо сельскохозяйственных тракторов общего назначения имеются кон-
струкции гусеничных специализированных тракторов. Пропашные свекловичные
тракторы имеют увеличенный дорожный просвет (450—640 мм), для получения
которого применяют двухпарные бортовые передачи и выносные кронштейны
подвески. Узкогабаритные виноградниковые и хмельниковые тракторы должны
иметь габаритную ширину не более I м и предусматривать установку обтекате-
лей, обеспечивающих проходимость в узких междурядьях. Ширину уменьшают
применением узких (шириной 200 мм) гусениц (рис. 3.5), сокращением ширины
корпуса до 500—550 мм и уменьшением зазоров между корпусом и гусеницами,
что ухудшает проходимость тракторов по грязи. Болотоходные тракторы отли-
чаются пониженным до 0,2—0,25 кгс/см2 давлением на почву и наличием ходо-
уменьшителя для получения широкой гаммы замедленных технологических ско-
ростей.

Ширину по внешним кромкам гусениц определяют (рис. 36);

а)	для тракторов общего назначения из условия движения при пахоте по
полю

Вг = |&К2К — 2 (у3 ~ е) см,

где £ — коэффициент смещения линии тяги орудия:	1 +-^—; Ьк и гк —

ширина захвата корпуса и число корпусов; у3 — расстояние (см) от края борозды
до кромки: у3 == 10г? — (120//гОб) (здесь v — скорость трактора, м/с; йоб — глу-
бина обработки, см); е — допустимое смещение вправо точки прицепа от оси сим-
метрии трактора, равное в среднем 6 см;

б)	для пропашных и виноградниковых тракторов из условия вписываемости
в междурядья шириной 4

Вг = 4 (г 1)	2у3,

где г — число рядков, пропускаемых под трактором; у3 — ширина защитной
зоны; для свеклы и моркови принимают у3 = Юн-12 см, картофеля, кукурузы —
15-20 см, виноградника — 20—25 см.

Колея В при известной ширине по внешним кромкам гусениц Вг равна В —
~ Вг — ь, где b — ширина звена (при выступающих пальцах — длина пальца).
Ширину звеньев гусениц находят из соотношения .

Тг я

6	1 + Yr Г’

пДо —коэффициент, равный для тракторов: пропашных и узкогабаритных 0,2—
0,24; общего назначения 0,27—0,3; болотоходных 0,34—0,44.

5*
S

ом

72

Компоновка трактора

Колесный трактор

73

Рис, 3«6> Основные размеры гусеничного трактора

Опорную длину гусеницы L определяют из условия получения среднего дав-
ления на почву q — 0,4-т-0,5 кгс/см2 (0,2—0,25 кгс/см2 дли болотоходных трак-
торов):

, G

L = -хг- см.

2bq

Полученное значение L проверяют на удельную тяговую нагрузку: Ps =
= Pn/(2Lb) 0,25 кгс/см2; на отсутствие отрыва от почвы переднего катка при
действии номинального тягового усилия: L QhKpPH/G я» ЗООРн/Оир (здесь-
йкр— высота до крюка); на обеспечение поворотливости трактора L/B 2.

Увеличение длины опорной поверхности приводит к росту к. п. д. н улучшает
тягово-сцепные качества трактора [9].

Основные размеры гусеничного обвода определяют по указаниям гл. 15.
Дорожный просвет/гд обычно указывается в агротехнических требованиях и равен:
280—320 мм для тракторов общего назначения; 180—240 мм для узкогабаритных
(виноградниковых); 450—650 для пропашных тракторов. Просвет с между гусе-
ницей и крылом выбирают из условия предупреждения заклинивания гусеницы
налипшей грязью в пределах 120—180 мм (для промышленных тракторов 180—
220 мм). Высоту по капоту /гкап стремятся сделать возможно меньше, чтобы улуч-
шить обзорность. Вылет передней плоскости трактора Sp связан с необходимостью
получить, оптимальное положение центра тяжести ац. т-

3.3. КОЛЕСНЫЙ ТРАКТОР

При компоновке колесных тракторов необходимо обеспечить достаточные
тягово-сцепные свойства на слабосвязанных почвах; устойчивость трактора при
навешивании машин-орудий; возможность привода рабочих элементов машины
(для универсального колесного трактора необходимо иметь не менее двух незави-
симых валов отбора мощности с выводом назад и вбок или вперед и один синхрон-
ный вал отбора мощности); нормальную работу на транспорте, для чего трактор
должен быть оборудован надежными тормозами, легким рулевым управлением,
средствами сигнализации, гидравлическим крюком.

Большинство колесных тракторов выпускается универсальными, т. е. с уве-
личенным дорожным просветом и переменной колеей, что позволяет наряду с рабо-
тами общего назначения обрабатывать междурядье.
Рис. 3.7. Трактор МТЗ-80:

1 — глушитель; 2 — аккумулятор; 3 — воздухоочиститель; 4 — кабина; 5 — люк ка-
бины; 6 — блок отопления и охлаждения воздуха в кабине; 7 — задний фонарь; 8 —
механизм переключения ВОМ на 1000 и 540 об/мин; 9 — муфта сцепления; 10 — картер
двигателя	J

Типичной конструкцией универсального колесного трактора может служи»
трактор МТЗ-80 (рис. 3.7) класса 1,4 тс.	Я

Колесные тракторы агрегатируются преимущественно с навесными и полунД
весными орудиями и с полунавеснымн тележками. Навешивание тяжелых машин|
сзади вызывает нарушение продольной устойчивости трактора и перегрузку зад-
них колес. Для устранения этого некоторые зарубежные фирмы выпускают трак-
торы с удлиненной базой и увеличенным просветом в средней части, предусматри-
вая навешивание машин-орудий между передними и задними колесами. В этом
случае затрудняется навеска и ухудшается поворотливость трактора. Повысить
устойчивость при тяжелых навесных машинах можно работая трактором на
реверсе. Конструкция колесного реверсируемого трактора (ХТЗ-7) впервые была,
создана в Советском Союзе. Опыт применения реверсируемых тракторов показал,5
что, работая на реверсе с волокушей, погрузчиком, фронтальной уборочной ма-
шиной (косилка, жатка, льнотеребилка), можно значительно повысить произво-'
дительность, а также качество выполненной работы.

Универсальный реверсивный трактор Т-25А класса 0,6 тс (рис. 3.8) имеет
спереди полураму из двух трубчатых балок, к которой эластично крепится перед-
няя опора двигателя. Коробка передач с поперечными валами позволяет приме-
нить простой конический реверс. Установка вынесенных к колесам конечных (бор-
товых) передач дает возможность путем поворота их переставлять трактор в высо-
кую (с дорожным просветом 500 мм) модификацию, основную и низкую, а также
изменять длину базы.

Рис. 3.9. Основные размеры универсального колесного трактора

Основные размеры универсального колесного трактора (рис. 3.9) устанавли-
вают, исходя из следующих соображений.

Размер шин b — d (соответственно г'к и г') подбирают по наибольшей верти-
кальной нагрузке ZK при рабочем внутришинном давлении (см. гл. 16). Нагрузку
находят по формуле

„ _ A.G

1К

где »к — число колес на оси; X — коэффициент нагрузки на ось: принимают для
направляющей оси 0,4—0,5; для ведущей оси 0,8—0,9 (учитывая догрузку
от навесной машины).

Продольную базу L находят из условия поворота трактора без тормоза с за-
данным радиусом Ртш:	1

£ == Pmin tS ®ср>	;

где аср —средний угол поворота: аср = 30-^35°.

Базу проверяют на обеспечение продольной устойчивости и управляемости
при навешивании тяжелых машин, создающих опрокидывающий момент Л40, зна-
чение которого для тракторов разных классов приведено ниже:

Класс трактора .................. 0,6	0,9	1,4	3,0

Расчетный момент Л40, кгс- см ... 36 000	97 000 120 000 140 000

Минимальную продольную базу (см) определяют по формуле

i-rnm 5	-|- fr^ ,

где f — коэффициент сопротивления трактора самопередвижению.

Для повышения устойчивости желательно брать £ = l,l£mln.
Дорожный просвет йд и агротехнический просвет ha выбирают из условия
удовлеторения агротехнических требований. Для отечественных тракторов их
значения составляют:

Трактор	.....	Т-25	Т-40

Лд, мм............... 425/500	430/580

Ад, мм............... 580/650	500/650

Т-28Х	ЮМЗ-6	МТЗ-50

—	450	470

860	640	650

Увеличенный агротехнический просвет у хлопковых (Т-28Х), чайных трак-
торов получают за счет схемы 3 X 2 и введения бортовых многошестеренных (ги-
тара) или цепных передач.

Колею В делают переменной в пределах 1200—1800 хм (для тракторов класса
0,0 тс желательна колея 1000—1500 мм). Наибольшую колею 5шах переднего моста
иногда принимают иа 100—150 мм меньше наибольшей колеи ведущих колес.
Все размеры остова рассчитывают для минимальной колеи Bmin.

Высоту рамы у переднего моста выбирают из условия отклонения балансира
на угол (обычно = 10—12°):

//п==Лд + d6 + 0,56ptg₽1(	1

где dg—диаметр балансира; Ьр — ширина рамы.

Просвет с между крылом и колесом следует брать не менее 80 мм. Ширина
двери кабины 600 мм, ширина прохода Snp = 250 мм. Выхлопная труба
должна выступать над уровнем крыши кабины на высоту и 50 мм. Размер т
и высоту кромки Т/g топливного бака устанавливают из условия обзорности точек
навески орудия с сиденья водителя.

Тракторы с четырьмя ведущими колесами применяют для увеличения тяго-
вого усилия на рыхлой почве без увеличения массы. Классифицируют их по раз-
меру колес и по способу поворота. По размеру колес различают тракторы двух
типов: А — со всеми колесами одинакового размера и одной грузоподъемности;
Б — с двумя основными большего диаметра и двумя направляющигчи с диаметром,
равным 0,55—0,65 диаметра основных колес. По способу поворота различают
тракторы: для типа А — с отклонением одной пары колес; с отклонением перед-
ней и задней пар колес; с относительным отклонением секции шарнирной рамы;
с выключением и торможением одной стороны; для типа Б — с отклонением
направляющих колес.

Основным при конструировании трактора с четырьмя ведущими колесами
одинакового размера является выбор способа поворота (рис. 2.4). Для поворота
с малым радиусом отклонением одной пары колес необходимо делать большой про-
свет между колесом и остовом трактора, чрезмерно расширяя колею. Для умень-
шения просвета и колеи применяют отклонение передней и задней пары колес,
что позволяет вдвое уменьшить угол отклонения при сохранении минимального
радиуса поворота. При этом на повороте задняя пара колес движется по следам
передней, что улучшает проходимость. Применение шарнирной рамы позволяет,
сохраняя преимущества предыдущего способа, упростить конструкцию рулевого
управления, исключить применение карданных приводов к колесам и еще более
приблизить колеса к остову. К ее недостаткам относятся ухудшение поперечной
устойчивости при повороте и затруднение при навешивании рабочих орудий на
раму.

На некоторых тракторах типа А применяют поворот выключением и при-
тормаживанием одной стороны аналогично повороту гусеничных тракторов. Это
позволяет унифицировать механизмы колесного и гусеничного тракторов, умень-
шить до минимума колею, отказаться от применения карданных приводов к коле-
сам, обеспечить устойчивое движение по прямой и малый радиус поворота. Не-
Достатки этого способа: нагребание земли при повороте на рыхлой почве; большой
износ шин и невозможность отключить один ведущий мост, когда он не нужен для
работы; неустойчивое движение (занос) при повороте, особенно на дороге с пони-
Ы.5

женными сцепными качества-
ми, последний не позволяет
применить его для тракторов,
двигающихся со скоростью
более 15 км/ч.

Для сельскохозяйствен-
ных универсальных колесных
тракторов класса до 2 тс при-
меняют передний ведущий
мост с направляющими коле-
сами меньшего диаметра,
а значит, требующими мень-
ший просвет для их откло-jj
нения без задевания остова.»
Такне тракторы имеют высо-»
кую степень унификации с ба- Я
зовой моделью 4X2. К не- Я
достаткам их относятся мень- я
шая эффективность по сравне- я
нию с тракторами, имеющими /I
четыре колеса одинакового 1
размера.	

Для мощных тракторов |
общего назначения примени- ч
ют колеса одинакового диа- ./
метра. Примером типичной '
конструкции мощного колес- /
ного трактора общего назна- :
чения может служить трак- i
тор Т-150К (рис. 3.10). Он J
имеет шарнирную раму, ча-
сти которой могут поворачи- j
ваться вокруг вертикального <
шарнира на 30° (для поворота
трактора) и вокруг горизон- :
дальнего шарнира на 18° (для
переезда препятствий). Ко-
лею трактора можно изме-
нять перестановкой колес.

Основные размеры трак-
тора с колесами одного раз-
мера и шарнирной рамой оп-
ределяют из следующих ус-
ловий.	<

Размер шин определяют j
по условной вертикальной 1
нагрузке.	)

Продольную базу рас- :
считывают из условия ново- ;
рота трактора с минималь-
ным радиусом pmln (обычно
5—6 м), принимая положе-
ние шарнира на середине ба-
зы и угол поворота а =
= 30-:-40°:

0 sin а
г-2рт1п	•


Полученное значение L проверяют на:

а)	отсутствие задевания переднего колеса за заднее при повороте:

L dK -|- Дк + В tg .

где dK — наружный (геометрический) диаметр колеса; Дк — зазор между коле-
сами (не менее 20 см);

б)	допустимое перераспределение вертикальных нагрузок на оси ДО = 0,30:

10(^ + }гД.

\ (j	/

Ширину В колеи определяют из условия увязки с пятикорпусным плугом для
трактора класса 3 тс и восьмикорпусным — для 5 тс по формуле (3.1), принимая
е = 0. Для трактора Т-150К В = 168 см (Дтах = 186 см), для трактора К-700
В = 191 см.

Самоходные шасси (самоходные рамы) применяют для работы с громоздкими
и тяжелыми навесными машинами (уборочными; для борьбы с вредителями; для
внесения удобрений; посевными и посадочными; погрузчиками). При конструиро-
вании самоходного шасси следует предусмотреть минимальное загромождение
шасси узлами собственно трактора (двигателем, трансмиссией, рулевым механиз-
мом), оставляя возможно больше места для размещения навешиваемой машины;
удобное и легкое навешивание и снятие различных машин, возможность легкого
отбора мощности для их привода от двигателя шасси; возможность использования
шасси на транспортных работах при установке соответствующего кузова; хорошую
видимость пути и наблюдение за работой рабочих органов навешенной машины;
хорошую устойчивость как с навешенными машинами, так и без них; удобное
управление шасси и навешенной машиной.
В универсальных самоходных шасси с двигателями мощностью 15—35 л. с.
(класс 0,6—0,9 тс), предназначенных для работы с широким набором навесных
машин и с кузовом на транспорте, двигатель и силовая передача расположены
сзади, а спереди имеется свободное пространство для навешиваемых машин. По
типу рамы и принципу навешивания различают однобрусные и двухбрусные уни-
версальные самоходные шасси.

Однобрусное шасси (RS-0,9, ГДР) имеет центральный брус-балку, опираю-
щуюся спереди на балансирный мост. Рабочие машины заводятся под балку и 
навешиваются на поперечный брус, прикрепленный к балке. Обычно машины
делают двухсекционными, отдельные секции навешивают справа и слева, а затем
соединяют между собой.	*

Двухбрусное самоходное шасси предусматривает в основном раздельную на-
веску: раму машины с бункерами для удобрений, семян, ядохимикатов монтируют
иа раме шасси, а рабочие органы — под ней. При этом несколько уменьшаются
потери на самопередвижение, поскольку большая часть веса машины передается
на колеса трактора, а на опорные колеса секций, имеющие малый диаметр, при-
ходится лишь вес рабочих органов, но затрудняется навеска и хранение полуразо-
бранных навесных машин. Двухбрусное самоходное шасси Т-16 (рис. 3.11) имеет
раму нз двух параллельных труб с приваренными снизу дырчатыми планками
для крепления рабочих орудий, балансирный передний мост, силовую передачу
с поперечными валами и расположенный консольно сзади двухцилиндровый дви-
гатель воздушного охлаждения. Шасси оснащено выведенным вперед независимым
валом отбора мощности, левый синхронным валом отбора мощности в виде хвосто-
вика у оси ведущего колеса, гидравлической системой с двумя выносными ци-
линдрами.

3.4. ПОЛОЖЕНИЕ ЦЕНТРА ТЯЖЕСТИ	Л

И УСТОЙЧИВОСТЬ ТРАКТОРА	Ц

Различают следующие веса трактора:

эксплуатационный (полный) G — вес трактора в полностью заправленном^!
состоянии, с балластом и догрузкой от навесных орудий, с инструментом и води-^И
телем;

рабочий — вес трактора в полностью заправленном состоянии (иногда при-Щ
нимают половину заправки топливом) без водителя;

конструктивный Go — вес трактора без водителя, топлива и воды, запасных 
частей и инструмента (ЗИП), балласта всех видов;	

сухой—конструктивный вес без учета веса заправляемого масла.	'Ц

Конструктивный вес трактора определяют для оценки качества конструкции 'Я
и материалоемкости по формуле	Я

Go = G (GBGHОвод) (GtoiI-Ь Сбал-Ь Сдог)>	Я

где GB — вес воды в системе охлаждения; 0и — вес возимого ЗИПа, составляю- Я
щий 10—40 кгс; Овод — вес водителя (принимают условно 70 кгс); GTon — вес I
топлива: GTon = TG-t + G0CT = TgeNe + G0CT (здесь T — запас времени работы I
до заправки: для тракторов общего назначения и пропашных Т 10 ч, для сне- а
циальных тракторов (виноградниковых, горных самоходных шасси) Т = 6-^8 ч; ji
GOCT — вес нерасходуемого остатка топлива: G0CT = 3-s-10 кгс; GT и ge — часо- Я
вой и удельный расходы топлива двигателем; Ne — мощность двигателя: Ne = Я
= т]и. мМн", т]ц. м — коэффициент использования мощности: для тракторов общего '
назначения принимают 0,9, для пропашных 0,8); GgaB — вес балласта, состоя- Я
щего из съемных грузов и заливаемой в шины воды; Одог — догрузка от навес- Я
ного орудия или полунавесного прицепа.	Ч

Вес (GB+ Ga + Овод) является постоянным, а (0ГОП + Обал + Одог) пере- ’!
менным, зависящим от степени заполнения топливного бака, положения орудия, '
степени установки балласта.
Распределение веса по отдельным узлам и механизмам трактора оценивается
до выполненным конструкциям (табл. 3.1 и 3.2) и опытным данным. Знать рас-

3, (. Распределение веса (кгс) колесных тракторов 4X2

Составляющая	Трактор				Среднее значение, %
	Т-16М	Т-25	Т-40	ЮМЗ-б|мТЗ-50	
Трактор без водителя .....	1675	1700	2870	3565	3345	120
Балласт ............ в том числе;	40	150	490	480	530	17
вода в задних колесах . . .	—.	90	210	340	340	—
грузы на задних колесах . . .	—	—	160	140	140	—•
грузы у передних колес . . .	40	60	120	—	50	—
Топливо 	 .......	34	38	62	87	85	—
Возимые ЗИП 		16	12	18	20	20	•—
Бода системы охлаждения . . .	—	—	—	28	20	—
Конструктивный вес ......	1585	1500	2300	2950	2700	100
Ведущие колеса ......... _ Передний мост с колесами и ру-	174	174	380	400 ‘ 400	14
левым приводом 		156	150	245	250	260	10
Полурама 			150	70	90	100	100	4
Облицовка и капот 		15	26	35	30	30	1,2
Радиаторы		—	—	—	30	30	18,5 •••
Двигатель с воздухоочистителем Муфта сцепления н промежуточ-	285	285	395	620	430	
ная передача 		40	80	ПО	130	150	4.8
Главная передача .......	230	235	300	580	560	17
Рукава с конечными передачами	160	157	210	185	170	8
Тормоза 		25	25	40	50	40	1,6
Рулевая колонка и управление	40	30	30	45	30	1,5
Кабина с оборудованием ....	140	10 *	•150	165	165	6
Сиденье, пол, крылья .....  Топливный бак ......... Механизм навески и прицепная	70	70	70	80	80	3,3
	15	15	20	20	20	0г7
скоба ..... 		35	85	145	155	Ibb	5.7
Бак гидросистемы с маслом . . . Распределитель	гидросистемы,	—	58	30	40	35	3,7
аккумулятор ... 	  *	Вместо кабины уставов-  *	* Вес только аккумулято  *	** При воздушном охлажд	40  тен тен!  ра.  ении 18	30 **  %, при	50  водяно	40	45  м 19%.	

3.2. Распределение веса (кгс) гусеничных тракторов

Составляющая	Трактор						Среднее значение, %
	Т-38М	Т-74	ДТ-75М	Т-150	Т-4	Т-108	
Трактор без водителя	4100	5880	6570	7000	8140	11 510	105
Балласт . .			130	200			—	——
Топливо .......	100	180	210	270	260	195	—
Возимые ЗИП ....	20	25	25	30	30	80	—
Вода системы охлажде- ния	. .	30	45	60	45	50	75		
Конструктивный вес	3950	5500	6100	6655	7750	11 160	100
Двигатель в сборе с муф- той сцепления и воз- Духоочистителем	750	760	1050	изо	1290	2 400	17,0
Радиаторы (водяной к масляный)		70	150	180	90	105	ПО	1,6
Коробка передач . . .	160	250	340	660	300	350	5,0
Задний мост и редуктор вала отбора мощности	410	480	450	430	600	1 010	8,5
-Конечные передачи со __ звездочками (две)	570	370	540	340	610	960	8,5

$ В. Я. Аиилович
Продолжение табл. ;

Трактор

Составляющая	Т-38М	Т-74	ДТ-75М	Т-150	Т-4	Т-108	значение  % ’
Рычаги управления и приборы 		40	60	85	100	95	90	1,1  7,9
Рама ........			750	750	640	—		
Полурама		190	—	—	—	310	370	
Тележки с опорными  катками 		390							1410	2 010	14,2
Каретки	эластичной  подвески 		,		760	720	420/390 *						
Направляющие колеса	240	210	230	300	290	600	4,4
Поддерживающие ро- лики . '		30	90	НО	130	120	180	1,5 Л
Гусеницы 		530	860	880	980	1500	2 120	16,7 *• 3
Кабина с оборудова-  нием 		110	130	130	340	260	315	3,0	1
Сиденье, пол, крылья Облицовка н капот . .	80	100	100	105	120	105	1,5	<
	60	70	70	85	НО	125	1,2
Прицепное приспособ- ление ........	.		50	50	60	120	260	1.2
Механизм навески с ци- линдром 		230	270	270	320	350			5, О'
Бак гидросистемы с мас- лом ........	30	65	65	60	60	7	1,4
Распределитель и арма- тура 		20	25	30	25	30				
Топливный бак ....	40	50	50	50	70	165	0,9	(

* Передние и задние.

** Цельные звенья 14,5%, составные 19%.

пределение веса необходимо для нахождения координат центра тяжести и обев
печения получения требуемой массы.	

Положение центра тяжести определяется координатами: горизонтальной -
от оси ведущего колеса ац. Т) вертикальной — от поверхности почвы Лц. т н пЛ
перечным смещением по горизонтали от плоскости симметрии ец. т.	”

Координаты центра тяжести для вновь проектируемого трактора находят
графически или графоаналитически. На боковой проекции трактора выделяют
контуры основных узлов н механизмов и наносят векторы их веса, приложенные
к центрам тяжести. При графическом методе построением веревочных многоуголь-
ников находят вертикальную и горизонтальную равнодействующие суммы весов,
точка пересечения которых определит положение центра тяжести. При графоана-
литическом методе находят координаты центра тяжести каждого узла или меха-
низма a;, hi, а затем общие координаты центра тяжести:

У| Gy3a( .	У Gy3/lj

£ц. т = Q-------5 «ц. т =----------,

где буз — вес узла.	J

Координаты центра тяжести трактора с навешенным орудием в транспортной
положении можно определить по формуле	Л

ОПц. т + QaB , , Gfta. т 4- QhB	Ч

аг~ G + Q ’ Лаг ОТО ’

где Q — вес орудия; ав — проекция на плоскость пути расстояния центра тя-
жести орудия от оси ведущих (задних) колес; берется со знаком «минус», если на-
правлена в сторону, противоположную центру тяжести трактора; йн — высота
центра тяжести орудия в транспортном положении.

Оптимальное статическое положение центра тяжести гусеничного трактора
находят по формуле (1.3). Для колесного трактора ац. т = L, при этом отно-
шение GjG определяют по формулам (1.2), (1.3).

Под действием опрокидывающих моментов центр давления смещается отно-
сительно центра тяжести в статическом положении на горизонтальной плошадке
на величину [33]

Лц. т (± G sin а ± Р,) — /гкрРкр — Mf + LnZn

Ял ~	*G cos а	’

где а — угол подъема (уклона); Pj — сила инерции машинно-тракторного агре-
гата; Mf = /GrK —• момент сопротивления самопередвижению; LB — расстояние
от оси ведущего колеса до оси опорного катка навесного орудия; ZH — вертикаль-
ная реакция почвы на опорном катке орудия [принимают ZH = (0,34-0,5) Q];
. знак «+» для сил, направленных по движению трактора, знак «—» против
него].

Устойчивость трактора характеризуется углами продольного и поперечного
наклонов, превышение которых приводит к опрокидыванию или сползанию трак-
тора [25].

Для оценки продольной устойчивости необходимо знать:

угол начала опрокидывания на подъеме (aljm = 394-48°)

tea,. = _Д-т ± ад
Нт

^ц. т

иа уклоне (ajim = 524-62 )

tg a'lim =

Lt --- J 4~- (Тд t

hB. T

угол начала сползания
tg a$ =- <рс!

угол сползания при задних ведущих (тормозных) колесах иа подъеме (иа
стерне аф = 294-31°)

. L Т '

tSa<^*cL=^h~’

на уклоне (иа стериеаф = 184-20°)

,	L т

угол заглохаицй двигателя

sin ар = Рк man/G.

Поперечную устойчивость характеризуют следующие величины:
угол начала опрокидывания на склоне (₽lim = 324-52°)

п Ду zb т .

tg₽lim = —

«ц. т
Рие. 3.12. Определение плеча устойчивости колесного трактора:	J

а — при одинаковой колее передних и задних, колес; б — при разной колее А oj

В1Л + (В2-г1) (Л-°Ц т)	J

= —-—--	—	-----—; в — при повороте трактора с шарнирной рамой (есд1

/4Ь2 + (Вг-В,)*	Я

», = L и а. = а„, то А„ — 0,5В cos -у-a sin если I, ¥= L, то А„ находят графи

*L a L 3 у	£	£	1 А	У	I

ческим построением)	1

угол" начала сползания на склоне	

tg Р<р = фпоп^ O»8<pci

критическая скорость (км/ч) по опрокидыванию при повороте на горизонтальМ
иой дороге (для Ргпш ^кр = 18-Т-22 км/ч)	

I!.2	I

критический радиус (м) поворота по опрокидыванию при скорости движения Я

п ___^ц. тУа

Ркр ~ 127Ду •	

Для гусеничного трактора за базу L следует принимать расстояние межд]И
осями направляющего и ведущего колес, так как при начале опрокидывания однсгЯ
из них опирается на почву, а плечо устойчивости Ау = 0,5 (В + Ь). Для колес- Я
ного трактора плечо устойчивости зависит от конструкции (рис. 3.12). Универ- |
сальные тракторы имеют балансирную переднюю ось и плечо устойчивости в на- я
чале опрокидывания даже при одинаковой колее передних и задних колес опре-
деляется тремя точками опоры с Вг = 0. После отклонения балансира на угол 1
качания рз и соответствующего смещения центра тяжести в сторону опрокидыва- |
ния опорой будет переднее колесо и плечо устойчивости станет равным	]

Ду = 0,5В — Лц. т sin pt.	1

При проверке устойчивости определяют: предельные углы подъема, уклона (
и косогора в статическом положении, перераспределение вертикальных реакций j
почвы при движении с поднятой самой тяжелой навесной машиной и во время |
работы при номинальном тяговом усилии с прицепным орудием, критическую ско- Д
рость при повороте для широкой и узкой колеи, критический радиус поворота
для узкой колеи на высших передачах.

Давление на почву определяет проходимость и тяговые качества трактора.
Для колес с пневматическими шинами давление на почву пропорционально вну-
тришинному давлению рв:

'	<7 = Ср*.	*	-	~

где С — коэффициент, зависящий от конструкции шины, числа слоев каркаса
и рисунка протектора; г — показатель степени, меньший единицы.

Для гусеничного трактора предварительно находят среднее давление <?Ср =
= GlQ-Lb, что справедливо при совпадении центра давления с центром опорной
поверхности и шаге катков ZK 2,5/г (где 1Г — шаг звена гусеницы). Если ZK >
> 2,5/г, то среднее давление находят по формуле

’______G____

<?СР~' 2(кХд/г& ’

где гк — число катков на одной стороне; — коэффициент, учитывающий число
звеньев, участвующих в передаче давления на почву: при ZK — (2,5-^3) Zr при-
нимают Хд = 2,5; при ZK = (Зч-4) Zr = 2,2 и при ZK > 4Zr А.д = 2.

Нормальные реакции почвы по длине опорной поверхности распределяются
неравномерно при смещении центра давления относительно центра опорной по-
верхности на величину

хд == аи. т (0.5^ “Ь сз) ~г ад»

где размеры LK и с3 указаны на рис. 3.6.

Максимальные и минимальные значения давлений для полужесткой под-
вески (рве. 3.13) определяют по формулам:

при 0 < Хд < -g-

6*д \	6х«

' ^tnin — ?Ср (1	£

L
при хд = ~§-

?тах = 2<?ср. ?min = 0;

L
ПРИ Хд > - g-

G
3&(0,5L —хд) ‘

Для эластичной балансирной подвески (рис. 3.14) справедливы следующие
Уравнения:

при 0 < Хд < -у-

2xn \	/	2хя

1 Н—» I , ?mln = ?ср I 1 г

/	\	L-'T

LT

при ^д = —

?тах = 2</Ср, </mln — 0.

?max — 7ср I 1 -(

?max — ?-'р
Рис. 3.13. Распределение давлений
иа почву для полужесткой подвески:

Рис. 3.14. Распределение давлений на почву для
эластичной балансирной подвески:	г

а — при	< 2/г; б — при /{( >3/р;

в — при хд > 0,5£т

а ~ при х„ > 0; б — при х„
н Д	Д 6

в — при опускании звездочки до
упора в почву

Для полужесткой подвески можно принимать L = Lg, учитывая, что при
смещении центра давления (ц. д.) назад звездочка опирается на почву. При балан-
сирной подвеске звездочка контактирует с почвой, когда она опускается путем
сжатия рессоры задней подвески на величину

(0,5LT -|- Яд) (LT ст) q

св

— Й3  Ок. ш "г $д),

2
т

где «в — жесткость рессор задней подвески, приведенная к оси качения, или
когда хя > 0,5LT; гк, ш — радиус по шарнирам звеньев, уложенных на ведущее
колесо; 5Д — высота дорожки катания над осью шарнира.

Давление на почву в этом случае передается через задние тележки и зве-
здочки и распределяется в зависимости от силы упругости сд/д задней подвески
(/в — ход опускания оси качания).

При индивидуальной, а также более чем четырехточечной балансирной под-
веске определяют нагрузку ZK; на каждый каток, считая жесткость рессор одина-
ковой для всех катков, а затем давление, передаваемое на почву:

где Ц — расстояние от оси катка до нормали, проходящей через центр опорной
поверхности (при смещении вперед со знаком «+», назад — «—э.)

Давление на почву, передаваемое задним катком, обычно меньше, чем осталь-
ными, в результате действия вертикальной составляющей касательной силы тяги
поднимающейся ветви цепи, равной [0,5 (Ркр + /0) + 7] sin т[)3, где Т — сила
Е
О

я
Q.
О

ж
«
статического натяжения гусеницы с соответствующей догрузкой катка, располо- I
женного впереди. 	[I

Пример. Определить распределение нормальных реакций почвы для трактора в
ДТ-75 при работе с навесным плугом ПН-4-35.	5i

Исходные данные для трактора: G = 6200 кгс; ат = 125 см; 1Г ~ 17 см; b — 39 см;

L = 10 /г — 170 см; 110 см; Ст = 72 см; /к = 53 см;	гк = 33 см; = 12°; |

Т 250 кгс; й = 40 см; для плуга: Q ~ 600 кгс; сн = 210 см; = 120 см; поле —
стерня, f = 0,08.

Расчет проводим для случаев переезда с поднятым плугом и пахоты с тяговым уси-
лием PRp = 3000 кгс (табл. 3.3). По отношению 1*11^ ~ 3,1 выбираем = 2,2. Прини-
маем для гусеничного трактора ZR — 0,5Q. Схема сил, действующих при работе, показана
иа рис. 3.14,

3.5. РАЗМЕЩЕНИЕ РАБОЧЕГО ОБОРУДОВАНИЯ

Прицепные устройства разделяют на прицепные скобы, предназначенные для
прицепки рабочих машин, транспортные крюки для прицепки двухосных прице-
пов (тележек) и гидрокрюки для полунавесных прицепов.

Прицепные скобы выполняют в соответствии с ГОСТ 3481—66 в виде попереч-
ного сдвоенного бруса, размеры которого приведены в табл. 3.4. Скобу желательно

3.4, Основные размеры (мм) прицепного устройства (рис. 3.15)

делать регулируемой по высоте. Вместо сдвоенного бруса часто применяют вилку, ?
закрепляемую двумя пальцами на поперечной планке [рис. 3.15, I (вариант)]. '?
Прицепное устройство сельскохозяйственной или 'дорожно-строительной машины "
должно иметь форму дышла (см. рис. 3.15, б) с размерами по ГОСТ 13398—67. i

Транспортные крюки для прицепных тележек по размерам н расположению s
должны соответствовать ГОСТ 2349—54. Для полунавесных прицепов они должны й
опускаться и подниматься при помощи гидравлического цилиндра. В поднятом
положении крюк должен фиксироваться запорами или стяжками. В опущенном ‘
положении верхняя точка крюка должна находиться от земли на расстоянии, не
превышающем 150 мм. Вылет крюка назад от оси ведущих колес рекомендуется
делать минимальным. Буксирное устройство для двухосных прицепов должно
располагаться на высоте 800—850 мм. Колесные тракторы, работающие на транс-
порте, должны снабжаться приводом к тормозам прицепа (гидравлическим или
пневматическим) и розеткой для подключения сигнальных огней.
Р(Ьариант)-

а)

Рис. 3.15. Расположение прицепного устройства:
а — иа тракторе; б — на прицепной машине-орудии

Вывод (хвостовик) вала отбора мощности располагают сзади, сбоку и спереди.
В настоящее время стандартизированы лишь задние валы отбора мощности
(ГОСТ 3480—58 и ГОСТ 3481—66). Независимый и зависимый задние валы отбора
мощности должны иметь две скорости вращения: 540 —Юи 1000 ± 20 об/мин
при номинальной частоте вращения двигателя. Синхронные валы должны делать
3,3—3,5 об/мин на 1 м пути. Направление вращения — по часовой стрелке. Рас-
положение хвостовика заднего вала отбора мощности показано на рис. 3.16.
Вылет L от торца вала до оси подвеса при горизонтальном положении нижних
тяг механизма навески должен быть равен 500—600 мм.

Приводной шкив располагают сзади, а у колесных тракторов также с правой
или с левой стороны на высоте не менее 500 мм. Размеры шкива по ГОСТ 6720—67.

Рис. 3.16. Расположение хвостовика вала отбора мощно-
сти:

1 — нижняя тяга механизма навески; 2 — прицепная
скоба
3.6. РАЗМЕЩЕНИЕ ВОДИТЕЛЯ И УСЛОВИЯ ТРУДА

Для высокопроизводительной и безопасной работы необходимо обеспечить
удобную, спокойную посадку водителя, удобное и легкое управление трактором,
хорошую обзорность пути и рабочего орудия, требуемые санитарные условия на
рабочем месте, сократить время и облегчить техническое обслуживание трактора.

Сиденье должно иметь спинку, а у гусеничных тракторов, управляемых ры-
чагами поворота, еще и подлокотники [15]. Все сиденья одноместные, подрессо-
ренные, с амортизатором. На тракторах класса 3 тс и выше ставится два сиденья,

на тракторах меньшего класса можно устанавливать откидное сиденье для вспо-
могательного рабочего. Обшивка подушки сиденья не должна мешать воздухо-

обмену, пачкаться и отсыревать. Хорошо делать подушку из нескольких полос,

между которыми циркулирует воздух. Положение сиденья со спинкой должно
быть регулируемым по высоте на —40 мм и в продольном направлении на — 75 мм.
Схема посадки водителя и основные размеры сиденья, а также размещение орга-

нов управления на гусеничном тракторе показаны на рис. 3.17.

Органы управления делят на постоянно, часто и редко используемые. Разра-
ботанное НАТИ рекомендуемое расположение органов управления универсаль-

ных тракторов показано на рис. 3.18. Нижняя точка штурвала должна быть на
250—300 мм выше края сиденья и на 400—500 мм впереди спинки. Педали должны
иметь боковой ограничитель и рифленую поверхность для предупреждения со-
скальзывания ноги. Рукоятки -часто используемых рычагов нужно изготовлять
из малотеплопроводного материала. Усилие не должно превышать: на штур-

вале — 3 кгс, на рычагах часто исполь-
зуемых органов управления — 6 кгс;
на остальных рычагах — 12 кгс; на пе-
дали — 12 кгс; на органах управления
двигателем (рычагах и педалях) —
3 кгс. Для рычагов и педалей, редко
(не более 5 раз в смену) используемых,
допускается усилие до 20 кгс.

Обзорность пути и рабочих ору-
дий характеризуется размерами и очер-
таниями невидимой водителем зоны,
определяемой по диаграмме обзорно-
сти (рис. 3.19). Основные размеры не-
видимой зоны некоторых отечествен-
ных тракторов приведены ниже:

Трактор

А, мм
В, мм
С, мм

D, мм

МТЗ-5
8450
1750
1600
2900

ДТ-20
4300
1700
1800
1800

Т-74

11 800

2 550

570

3 650

т-юом

19 500

3 100

6 800

6 200

Рис, 3.17. Посадка водителя и размещение
основных органов управления на гусенич-
ном тракторе:

А—А — нулевая линия сиденья; 1 — пе-
даль муфты сцепления; 2 — тормозные пе-
дали; 3 — рычаги управления поворотом;

4 — подлокотник

В диаграммах не учитываются
площади, затененные стойками кабины,
которые могут быть видимы после по-
ворота или наклона головы водителя.

Зону обзорности делят на зоны
постоянного и периодического наблю-
дения. Зоной постоянного наблюдения
(просматриваемой водителем более 90%
времени) для основных работ является
участок между правой стенкой капота
и обработанной полосой поля. Эту
зону водитель должен просматривать,
находясь в позе наиболее удобной для
него. Для обзора зоны периодического
Рис. 3.18. Рекомендуемое расположение органов управления универсальных колесных
тракторов:

а — постоянно используемые; б — часто. используемые; в — ргедко используемые; М —
зона работы пальцев рук; W — зона работы рук; 1 — пер.алъ сцепления; 2 — педаль
тормоза; 3 — педаль подачи топлива; 4 — рычаг тормоза; 5 — рычаг подачи топлива;
6 — рычаг коробки передач; 7 — рычаги гидрораспределителя; 8 — рычаг гидроувеличи-
теля сцепного веса; 9 — рычаг указателей поворота; 10 — переключатель ближнего
и дальнего света; 11 — рукоятка силового регулятора; 12 — рычаг понижающего ре-
дуктора; 13 — рычаг заднего ВОМ; 14 — рычаг муфты сцепления и шестерни включе-
ния редуктора пускового двигателя; 15 — рычаг декомпрессора; 16 — включатель стар-
тера; 17 — кнопка выключателя магнето; 18 — рукоятка крана топливного бака пуско-
вого двигателя; 19 — рукоятка воздушной заслонки карбюратора; 20 — выключатель
массы; 21 — кнопка звукового сигнала; 22 — рычаг бокового ВОМ; 23 — педаль блоки-
ровки дифференциала; 24 — рычаг режимов ВОМ; 25 — рычаг ходоуменьшителя

наблюдения, охватывающей рабочие органы орудий и прицепные устройства,

допустимо придавать водителю несколько
мешающую управлению трактором. Угол,
ста с плоскостью пути, называемый кратко
углом зрения, зависит от скорости движе-
ния и выполняемой работы (рис. 3.20).

В ночное время участок постоянного
наблюдения на расстоянии 10 м перед
трактором должен иметь у поверхности
земли освещенность не менее 0,5 лк. Осве-
щенность следа маркера на расстоянии
2 м впереди колеса (гусеницы) трактора
и рабочих органов (плугов, культиватор-
ных лап, сошников сеялок и др.) должна
быть не менее 5 лк. Все тракторы должны
иметь две передние и две задние фары.

Рнс. 3.19. Диаграмма обзорности трактора:
о — колесного; б — гусеничного

неудобную позу, во всех случаях не
составляемый лучем зрения трактори-
Рис. 3.20. Зависимость угла зрения а от
рабочей скорости v при междурядной обра-
ботке: -

I — свеклы; 2 — картофеля

Колесные тракторы необходимо обс|^И
рудовать двухсветными передними
рами, габаритными фонарями и фощ^^Н
рем заднего номерного знака, указатвЯИ
лями поворотов и сигналом торможе- (
ния. Крепление фар должно позволять' I
устанавливать их, направляя световой
поток на необходимые рабочие поверх- |
ности. Тракторы должны иметь розетки
для подключения освещения и сигнали-
зации прицепа. Все тракторы оборуду-
ют звуковым электрическим сигналом.

Кабина должна надежно защищат
водителя от непогоды, пыли, газов, па
ров топлива, повышенного шум
Внутренние габаритные размеры ка
бины должны обеспечивать удобно
положение водителя на сиденьи, удоб
ный и безопасный выход через дверцы
Высота от пола до потолка кабин
должна быть не менее 1400 мм, ши
рнна двери для возможности посадк

в теплой одежде — не менее 600 мм. Для удобства посадки у двери должн
быть лесенка-подножка с высотой первой ступеньки от земли не более 400 м
(в отдельных случаях допускается 500 мм). Шаг ступенек 250—350 мм. У лесен
должны быть поручни из нетеплопроводного материала.

Форма кабины может быть прямоугольной (см. рис. 3.1) и с наклоненным на- '
зад (см. рис. 3.2) и вперед (см. рис. 3.3) передним стеклом. Наклон стекол внутрь
кабины увеличивает попадание солнечных лучей на рабочее место и перегрев
водителя, поэтому для гусеничных тракторов более целесообразна форма кабины
по рис. 3.3. и 3.1. Для колесных тракторов, используемых на транспорте, при-
ходится применять кабину с наклоненным назад передним стеклом для облегчения
наблюдения за светофорами и дорожными знаками. Для снижения нагрева ка-
бины применяют термоизоляцию передней панели (совмещая ее с шумоизоляцией
картоном или обмазкой шумоизолирующей мастикой № 579), установку под кры- ;
шей экрана, окраску крыши в белый цвет. Температура воздуха в кабине летом ;
в умеренной полосе не должна превышать наружную более чем на 2—3° С. Для
этого кабины снабжают воздухоохладителями. На тракторах Т-150 п МТЗ-80
устанавливают воздухоохладитель испарительного типа. Он состоит из располо-
женного на крыше кабины дискового вентилятора-увлажнителя с системой филь-
тров и помещенного между сиденьями водяного бака с насосом. Электромоторы
вентилятора и насоса питаются от электрогенератора увеличенной мощности. При
эксплуатации в жарком климате применяют малогабаритные фреоновые конди-
ционеры. В холодное время воздух в кабине подогревают, подводя горячий воздух
от радиатора или устанавливая калорифер по типу автомобильного. Количество
горячего воздуха регулируют заслонкой.

Для снижения уровня шума от вибрации двигателя кабины выполняют в виде
замкнутой системы, соединяемой с рамой через резиновые амортизаторы-буферы
(см. гл. 17). Звуковое давление на уровне головы водителя должно быть не более '
98—74 дБ в пределах частоты 63—8000 Гц.

Чтобы исключить попадание пыли и газов, кабина должна быть герметизиро-
вана резиновыми прокладками по контуру дверей или мастиками в разборных
соединениях. Степень герметичности кабины оценивается по предложению НАТИ
сечением эквивалентного по утечке круглого отверстия. Удовлетворительной счи-
тается герметичность, соответствующая отверстию диаметром 80—100 мм. Чтобы
при этом исключить попадание пыли и газов, нужно создать в кабине избыточное
давление воздуха в 2—5 мм вод. ст. Давление создается вентилятором, подающим 1
Рис. 3.21. Оборудование кабины трактора Т-150К:

1 — место для огнетушителя (снаружи кабины); 2 — обдувающий вентилятор; 3 — про-
тивосолнечиый козырек; 4 — зеркало заднего вида; 5 — стеклоочиститель (ручной);

6 — защитная сетка заднего окна; 7 — крючок для одежды; 8 — термос для питьевой
воды; У — держатель зеркала; 10 — санитарная аптечка; 11 — инструментальный ящик;

12 — резиновый коврик; 13 — пенал для запчастей электрооборудования

нужный для дыхания воздух. В НАТИ разработан вентилятор-пылеотделитель
КП-150 с приводом от электродвигателя мощностью 25 Вт, производительностью
150 м3/ч. Воздух очищается центробежным способом, вылетающая с лопаток пыль
удаляется через отверстия нижнего кожуха. Степень очистки доходит до 92%.

Кабина должна освещаться плафоном, иметь подсветку приборного щитка
и устройства для размещения и закрепления вспомогательного оборудования
(рис. 3.21).

Кабина должна предохранять водителя от травмирования при опрокидыва-
нии трактора. Для этого ее снабжают каркасом, который рассчитывают на проч-
ность от ударной нагрузки. При испытании кабин наносят удары сбоку, сзади и
спереди [21]. Энергия (кгс-см) удара равна

3 = QH,

где Q — вес груза, принимают равным 2000 кгс; Н — высота падения груза, для
бокового удара Я= 12,5+ 0,0150; для удара сзади Н — 2,16- 10"7GLa (здесь
G и L — вес и база колесного трактора).

При расчете на прочность принимают следующие допущения: 1) каркас пред-
ставляют состоящим из простых элементов — плоских рам; 2) считают, что
стержни каркаса остаются прямыми, а энергия удара поглощается в пластических
Шарнирах, возникающих в местах соединения стержней. Изгибающий момент
в пластическом шарнире для стержней из труб прямоугольного сечения равен

М =	[b№ — (& - 26) (h — 26)2],
где от — предел текучести, принимаемый для стали равным 2100 кгс/см2; b и h
длины большей и меньшей сторон прямоугольника; 6 — толщина стенки.

Сила, вызывающая пластическую деформацию в плоскости простейшей П-об
разной рамы, вычисляется по формуле

2

Р = -Г (Л4х + М2),

где Mt — пластический момент у заделки; М2 — меньший из двух пластических
моментов в верхнем углу у вертикального и горизонтального стержней; I — длина
стойки рамы.

Перемещение верха рамы

Д =

Э

Э1

Р 2 (Afi + Л14)

ГЛАВА 4

КЛАССИФИКАЦИЯ И ТИПОВЫЕ СХЕМЫ
СИЛОВЫХ ПЕРЕДАЧ

4.1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ

Силовая передача трактора представляет собой совокуп-
ность механизмов, передающих мощность двигателя ведущим ко-
лесам и приемному валу рабочей машины.

Силовая передача (трансмиссия) изменяет угловую ско-
рость сок ведомого вала и крутящий момент А4К. Изменение ско-
рости характеризуется кинематическим передаточным числом и =
= (сод — угловая скорость ведущего вала) или кинемати-
сок

* 1 ®к ,

ческим передаточным отношением и* =	= —— (часто опре-

деление «кинематическое» опускают). Изменение момента харак-
теризуется силовым передаточным числом или коэффициентом
преобразования момента и = КП =	• У силовой передачи

д

с жесткой связью элементов (шестеренчатые и цепные передачи)
и — Ям«. где Ям — механический к. п. д. передачи. У силовых
передач с гидродинамической и электромагнитной связью эле-
ментов и = ЯмЯ8и> где T]s = 1 — s — снижение к. п. д. в резуль-
тате скольжения ведомого вала относительно ведущего, рав-
ного s.

Силовая передача должна Обеспечивать:

1)	изменение передаточного числа в заданном диапазоне
Дц — UnKal Wmln >

2)	изменение направления вращения ведущих колес для по-
лучения заднего хода; если диапазон скоростей переднего и зад-
него ходов одинаков, передачу называют полностью ревер-
сивной;

3)	изменение соотношения скорости вращения ведущих
колес правой и левой сторон для поворота трактора;

4)	отсоединение механизмов, передающих мощности от дви-
гателя;

5)	поглощение обратного потока мощности от ведущих колес,
развиваемого при накате трактора, а также от увлекающей силы
при повороте (торможение трактора);

6)	передачу мощности к приводу рабочей машины с одной
или несколькими устанавливаемыми по условиям работы часто-
тами вращения.

Силовые передачи классифицируют по способу изменения пе-
редаточного числа на ступенчатые и бесступенчатые.

Ступенчатые силовые передачи могут быть механические
(шестеренчатые), гидромеханические и электромеханические;
бесступенчатые — механические (импульсные и фрикционные),
гидравлические (гидростатические), электрические.
4.2.	СТУПЕНЧАТЫЕ ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ

Ступенчатые зубчатые силовые передачи получили наибольшее распростра.
нение на тракторах благодаря простоте конструкции, небольшой металлоем-
кости, высокому к. п. д., хорошей надежности, легкости ремонта.

Зубчатые передачи колесных универсальных тракторов 4X2 имеют 6—1g
передач (в том числе две-четыре замедленных и две-четыре транспортных), не ме-
нее двух передач заднего хода, иногда дополнительно устанавливаемый ходо-
умепьшитель для получения ползучих (менее 1 км/ч) скоростей, независимый
(или полунезависимый) вал отбора мощности (ВОМ) с выводом назад и в сто-
рону (для тракторов мощностью более 75 л. с. задний ВОМ должен иметь две
частоты вращения — 540 и 1000 об/мин), синхронные ВОМ с выводом в сторону
или назад, приводной шкив, поставляемый по отдельному заказу.

Схемы силовых передач колесных тракторов отличаются по расположению
валов коробки передач — продольное или поперечное; расположению конечных
передач — у центральной передачи или у колес (бортовые передачи); системе
привода ВОМ — через двухпоточную управляемую муфту сцепления или жесткий
привод с управлением у выводного конца вала.

При продольном расположении валов коробки передач (рис. 4.1; 4.2; 4.3)
остов трактора уже, а колея и вес меньше. Вынесенные к колесам отдельные конеч-
ные (бортовые) передачи позволяют регулировать дорожный просвет и длину базы
•трактора. Жесткий привод ВОМ с управлением у выводного конца вала является
более универсальным, упрощает конструкцию муфты сцепления.

Коробки передач с поперечным расположением валов применяют при по-
перечном расположении двигателя; для получения реверсивной передачи; при
создании унифицированных для тракторов и самоходных шасси силовых передач.
Реверсивные передачи имеют тракторы Т-25 (рис. 4.4) и Т-40 (рис. 4.5). Реверс
с переключаемыми коническими шестернями помещен перед коробкой передач.
На самоходных шасси коробку передач с поперечными валами ставят для макси-
мального сокращения длины трансмиссии (рис. 4.6).

Зубчатые передачи колесных тракторов 4x4 должны обеспечивать возмож-
ность получения наибольшего тягового усилия при ухудшении сцепления отдель-
ных колес с почвой и отсутствии циркулирующей паразитной мощности. Послед-
няя возникает в замкнутом контуре задние ведущие колеса — почва — передние
ведущие колеса — силовая передача — задние ведущие колеса при кинематиче-
ском несоответствии переднего и заднего мостов. Кинематическое несоответствие
появляется в результате различия радиусов колес (3—7%) и траекторий передних
и задних колес при повороте (до 16%). Циркулирующая мощность возрастает на
плотной почве при работе с малой нагрузкой.

Для тракторов с четырьмя одинаковыми колесами и поворотом при помощи
шарнирной рамы во всех случаях движения по полю циркуляция мощности не-
значительна. Для них обычно применяют жесткий привод к ведущим мостам через
' раздаточную коробку с принудительным (при движении по дороге) выключением
одного моста (рис. 4.7). Обычно раздаточные коробки выполняют двухступенча-
тыми, что позволяет получить две группы передач: рабочую и транспортную. Для
улучшения тяговых качеств, согласно исследованиям А. Ф. Полетаева, следует
принимать передаточное число привода от вторичного вала коробки передач
к переднему мосту равным

Wn 1 = «П 2 (1 — $п),

где 6П — расчетное буксование передних колес: 6П = 0,04-7-0,06.

В ведущих мостах устанавливают простой дифференциал, дифференциал по-
вышенного трения (улучшает тяговые качества примерно на 20%) и обгонную
муфту двустороннего действия, работающую на переднем и заднем ходах (трактор
К-700).

У	универсальных тракторов 4 X 4 с поворотом передних колес при повороте
возникает значительное кинематическое несоответствие (см. рис. 2.6) и появляется
рис. 4.1. Кинематическая схема силовой передачи трактора ЮМЗ-6:

д — двухпоточная муфта сцепления; В — привод к ВОМ; С — коробка передач; D —
редуктор-удвонтель; Е — центральная передача с дифференциалом; F — конечная пере-
дача; Н — колодочный тормоз; J — приводной шкив; К — муфта блокировки дифферен-
циала

Шестерня		1	2	3	4		5	6 7		8	9	10	11	12	13	14
Число зубьев		14	44	19	40		31	20	37	32	21	27	37	18	29	41
Шестерня		15	16	17	18		19	20	21	22	23	24	25	26	2Z	—
Число зубьев		30	19	34	24		18 , 25  1		13	53	14	72	12	22	14	—
Передача	С редуктором															
	1	1	11	1										III X			IV		
Работающие ‘ шестерни	4.7.11.17.22.24  3.6.16.18.21.23					4.7.11.8.22.24  3.6.16.10.21.23					4.7.11.13.22.24  3.6.16.15.21.23			4.7.11.9.22.24  3.6.16.11.21.23		
Передаточ- ное число	225,3					188,5					153,7			90,3		
Передача	С редуктором										Вез редуктора					
	V					Задний ход					VI			VII		
Работающие шестерни	4.7,11.12,22.24  3.6.16.14.21.23					4.7.11.17.22.24  3.6.16.19.21.23					4.17.22.24  3.18.21.23			4.8.22.24  3.10.21.23		
Передаточ- _ ное число	69,8					|	300	|	62,5								52,5		
Передача	Без редуктора															
	VIII					IX					X			Задний ход		
Работающие шестерни	4.13.22.24  3.15.21.23					4.9.22.24  3.11.21.23					4.12.22.24  3.14.21.23			4.17.22.24  3.19.21.23		
Передаточ- .. ное число	|	42,7					25,1					19,4			83,4		

7

В* Я. Анилович
Рис. 4.2. Кинематическая схема силовой передачи трактора МТЗ-50:

А — муфта сцепления; В — независимый привод к ВОМ; С — увеличитель крутящего
момента; D — коробка передач; Е — центральная передача с дифференциалом; F —
конечная передача; И — дисковый тормоз; J — зубчатая муфта переключения ВОМ
на независимый и синхронный привод; К — планетарный редуктор ВОМ; L — привод-
ной шкив; М — боковой ВОМ; N — привод к насосу гндронавесной системы

Шестерня	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10		12	1  13 [ 14	15	16
Число зубьев	21	43	27	24	27	30	27	38	19	зо.	18	24	40 21	43	43
Шестерня	17	1S	19	20	21	22	23	24	25	26	27	28	29 30	31	32
Число зубьев	23	35	20	45	28	37	12	41	13	69	57	15	27 22	14	34

Передача	I	II	III	IV
Работающие	16.18.13.20.24.26	16.18.13.22.24.26	15.20.24.26	13.20.24.26
шестерни	14.17.11.19.23.25	14.17.11.21.23.25	14.19.23.25	12.19.23.25

Передаточ* I 282,58 I 165,93 I 83,54	|	68,46

ное число |_____________ I__________________________I_____________I_________

Передача	V		VI	VII	VIII	
Работающие шестерни	8.20.24.26  7.19.23.26		15.22.24.26  14.21.23.25	13.22.24.26	'  12.21.23.25	8.22.24.26  7.21.23.25	
Передаточ- ное число	57,4		49,05	39,93	33,7	
Передача	IX прямая	Задний ход				Редуктор УКМ
		*		11		
Работающие шестерни	24.26	16.18.9.20.24.26		16.18.9.22.24.26		3.6  5.4
	23.26	14.17.11.19.23.25		14.17.11.21.23.26		
Передаточ- ное число	18,1	134,16		78,64		1,25
Рис. 4.3. Кинематическая схема силовой передачи трактора МТЗ-80:

Д __ муфта сцепления; В — двухскоростной редуктор привода ВОМ; С — редуктор*
удвоитель числа передач; D — коробка передач; Е — центральная передача с дифферен-
циалом; F — конечная передача; Н — дисковый тормоз; J — зубчатая муфта переклю-
чения ВОМ на независимый н синхронный привод; К — планетарный редуктор ВОМ;
L — приводной шкив; М —- муфта блокировки дифференциала» управляемая от гидро-
усилителя руля; /V — привод к насосу навесной системы; Р — привод бокового ВОМ;
Q — ходоуменьшнтель

Шестерня	| 1 | 2 | 3 | 4 | 5 | 6 | 7 | 8 | 9 [ 10 | 11 | 12 | 13 ] 14 | 15							
Число зубьев | 27 | 38 | 24 | 40 | 21 | 43 | 45 [ 20 1 37 | 28 | 26 | 32 ’f 43 | 17 | 31							
Шестерня | 16 | 17 | 18 1 19 | 20 | 21 122 Пз~Ц4 | 25 f 26 ! 28 1 28 | 29 | 30							
Число зубьев | 19 | 12 | 41 | 13 | 69 | 30 1 35 | 30 | 34 | 18 | 47 | 27 | 25 | 26 | 38							
Шестерня	| 31 | 32 | 33 | 34 | 35 | 36 1 37 ] 38 ] 39 ) 40 | 41 | 42 | 43 | 44 (							
Число зубьев ) 16 ) 63 ) 30 ) 22 ) 14 ] 37 | 20 | 20 | 25 | 10 1 18 | 15 | 48 | 31 |							
Передача	1		П		ш		1V
Работающие шестерни	6.12.4.7.18.20  6.11.14.3.17.19		6.12.4.9.18.20		13.7.18.20  6.8.17-19		4.7.18.20  3.8.17.19
			5.11.14.10-17,19				
Передаточ- ные числа: и  "р (С редук- тором-ходо- уменьшите- лем)	241,95  319,9		142,1  187,88		83,55  110,47		68,0  89,92
Передача	V •		VI		VII		VIII
Работающие шестерни	2-7./3-2^ 1-8.17.19		13.9.18.20  5.10.17.19		4.9.18-20  3.10.17.19 		2.9.18.20  1.10.17.19
Передаточ- ные числа;  и  _ “о	57,43  75,93		49,06  64,88		39,94  52,81		33,73  44,59
Передача	IX прямая	Задний ход				Ходоуменьшнтель	
		1			II		
Работающие шестерни	18.20  17.19	8.12.16.7.18.20  6.11.14.8.17.19		6.12.16.9.18.20  5.11.14.10.17.19		44 1	43 \ 39.38  12 V + 41 ) 40.39	
Передаточ- ные числа: и “р	18,13  23,98	' 144,93	1	67,5  151,96	1	89,25				7 104	

7*
Рис. 4.4. Кинематическая схема силовой передачи трактора Т-25:	Т

А— муфта сцепления; В — коробка передач; С — центральная передача с дифферент
цналом; D — ленточный тормоз; Е — конечная передача; Н — зубчатая муфта включ!
ння ВОМ; J — шкив; К — привод к насосу гидроиавеснон системы	3

Шестерня		1	2	3		4	5	6	6'	7	8	9	10	—
Число зубьев		14	41	21		36	20	35	35	31	26	18	39	—
Шестерня		11	12	13		14	15	16	17	18	19	20	21	22
Число зубьев		15	29	18		59	25	19	19	66	12	57	43	44
Передача	Вперед и назад													
	I				и				Ш			IV		
Работающие шестерни	6 (6').10.18.20  5 (5).9.17.19				6 (%).4.18.20  5 (5).3.17.19				6 (6’).10.14.20  5 (5).9.15.19			6 (6').4.14.20  5 (5).3.15.19		
Передаточ- ное число	62,6				49,5				42,5			33,6		
Передача	Вперед и назад								Ходоуменыпитель (только вперед)					
	V				VI				I			II		
Работающие шестерни	6 (6’).8.18.20  5 (5).7.17.19				6 (6’).8.14.20  5 (5).7.15.19				2.12.10.18.20  1.11.13.17.19			2.12.10.14.20  1.11.13.15.19		
Передаточ- ное число	24,2				16,4				121			82		
тральная передача с дифференциалом; Е — ленточный тормоз; F — конечная пере-
дача; Н — задний приводной шкив и ВОМ; J — зубчатая муфта переключения ВОМ на
независимый или синхронный привод; К — боковой шкив; L — боковой ВОМ

Шестерня	| 1 | 2 | 2 1	3 1 4 1 5 1 6 1 7	! 8 | 9 \ 10 | 11 1	12 | 13 | 14 | 15
Число зубьев | 20 | 30 | 30 | 35 | 22 | 30 | 27 | 17 | 39 | 19 | 37 | 21 | 35 | 15 | 41 | 10				
Шестерня	| 16 | 17 | 18 |	19 1 20 | 21 | 22 | 2	? ( 24 1 25 | 26 | 27 ]	28 1 29 1 30 | 31
Число зубьев | 24 ( 35 | 23 )		17 | 60 | 12 1 74 J 26 | 14 [ 13 | 26 | 18 |		54 | 19 | 24 | 32
Передача		Вперед	и назад	
	Замедленная	1	1	”		111
Работающие	2 (2’). 17-14.20.22	2 (2') .14.20.22	2 (2').8.20.22	2 (2'). 10.20.22
шестерни	1 (!).13.15.19.2'1	1 (1).13.19.21	1 (1).7.19.21	1 (1). 9.19.21
Иередаточ- _ ное число	312,3	89,2		63,6
Передачи	Вперед и назад			Задний ход
	IV	V	VI -	
Работающие шестерни	2 (2').12.20.22	2 (2').6.20.22	2 (2").4.20.22	2 (2'). 17.12.20.22
	1 (D.1I.1B.2I	1 (1).5.19.21	1 (1).3.19.21	1 (1). 13.18-19.21
Передаточ- ное число ,	54,4	1	29,4	20,5	106,6
Рис. 4.6. Кинематическая схема силовой передачи само*
ходного шасси Т-16М:

А — двухпоточная муфта сцепления; В — коробка пере-
дач: С — центральная передача с дифференциалом; D —
кулачковая муфта блокировки дифференциала; Е — лен-
точный тормоз; F — конечная передача; Н — привод
к ВОМ

Шестерня		1	2	3		4	5	6		7	8	9	10	и	12
Число зубьев		23	26	36		23	31	28		22	38		40	19	77
Шестерня		J3	И	15		16	17	18		19	20	21	22	23	24
Число зубьев		24	25	32		39	31	И		16	43	12	70	16	48
Передача	Замедленная				1				11				III		
Работающие шестерни	2.16.17.20.12.22  1.19.18.17.11.21				2.20.12.22  1.19.11.21				2.10.12.22 1-9.11.21				2.8.12.22  1.7.11.21		
Передаточ- иое число	255				72				56,3				46,2	?		
Передачи	IV				V				VI				Задний ход '		
Работающие шестерни	2.14.12.22  1.13.11.21				2.6.12.22  1.5.11.21				2.4.12.22  1.3.11.21				2.16.14.12.22  1.19.15.11.21		
Передаточ- ное число	39				24,2				17,1				71,3		
Рис. 4.7. Кинематическая схема силовой передачи трактора Т-150К:

А — муфта сцепления; В — коробка передач; С — ходоуменьшнтель; D — раздаточная
коробка; F — насос гидравлической системы коробки передач; Н — центральная пере-
дача с дифференциалом; J — центральный тормоз; К. — колесный редуктор; L — насос
навесной системы; М — редуктор независимого ВОМ; N — иасос муфты редуктора ВОМ

Шестерня		1	2	3	4		5	6		7	8	9	10	11		12	13
Число зубьев		33	32	25	38		28	36		30	34	17	44	22		40	33
Шестерня		14	15	16	17		18	19		20	21	22	23	24		25	
Число зубьев		26	37	33	24		46	33		40	9	61	17	41		20	
Передача	I				11				III			IV			V		
Работающие шестерик	4.18.20 %  3.17.21				6.18.20 к  5.17.21				8.18.20 „  7.17.21 Л			2.18.20 „  1.17.21			4.16.20 к  3.15.21		
Передаточ- ное число	59,4	|				50,3				44,3			37,9			27,7		
Передача	VI 1				VII				VIII			Ходоумень- шитель			Колесный редуктор		
Работающие шестерни	6-L6-™_k |  5.15.21	1				8.16.20 „  7.15.21				2.16.20 к  3.15.21 Л			10 12  19 11			22 к-^Тз		
Передаточ- _исе число	23,4				20,6				17,64			4,7			4,59		
Передача	.	Задний ход																
	I					II	|	III								IV			
• Работающие ' шестерни	4.10.13.15.16.20 к					610.13.15.16.20 к					1.10.13.15.16.20 к			2.10.13.15.16.20 к			
	3.9.10.14.15.21					5.9.10.14.15.21					7.9.10.14.15.21			1.9.10.14.15.21			
Передаточ- ное число	75					63,5	|	55,9  1								47,9			
Рис. 4.8. Кинематические схемы силовых передач тракторов с передними ведущими мо-
стами:

а — привод через предохранительную муфту (трактор МТЗ-7МС); б — привод через об-
гонную муфту (трактор МТЗ-52); в — привод через две обгонные муфты, помещенные
в центральной передаче (трактор Т-40А); А — двухпоточная муфта сцепления; В — при-
вод полунезависимого ВОМ; С — коробка передач; D — редуктор-удвоитель; В — предо-
хранительная муфта; F — раздаточная коробка; И — соединительная муфта равных
угловых скоростей; J — вторичный вал коробки передач; К — обгонная муфта; L —
дифференциал с муфтами повышенного трения; М — центральная передача; Двух-
парный конический колесный редуктор; Р — сдвоенная обгонная муфта; R — колесный
редуктор
большая циркулирующая мощность. Для уменьшения циркулирующей мощности
в силовую передачу можно включить межосевой дифференциал, предохранитель-
ную фрикционную муфту и обгонную муфту. Однако межосевой дифференциал
значительно снижает проходимость и поэтому на тракторах не применяется,
предохранительная фрикционная муфта, устанавливаемая в приводе к перед-
нему мосту (рис. 4.8, а}, рассчитывается на момент трения .Иф = (1,24-1,5) .'Wj,
где Mi — момент, передаваемый переднему мосту на первой передаче. При при-
менении предохранительной муфты в результате перегрузки происходит повышен-
ный износ шин передних колес. Поэтому в приводе трактора МТЗ-52 установлена
обгонная муфта (рис. 4.8, б), включающаяся когда буксование задних колес
§з 8%. Конструкция привода переднего моста упрощается при замене диффе-
ренциала двумя обгонными муфтами двустороннего действия, по одной на каждую
сторону (рис. 4.8, в). В этом случае на повороте ведущим может стать внутреннее
переднее колесо, и, чтобы не допустить этого, буксование задних колес, при ко-
тором включается передний мост, принимают равным 6—7% (трактор Т-40А).
Для включения в работу переднего моста не только на переднем, но и на заднем
ходу ставят обгонные муфты двустороннего действия или дополнительную зубча-
 тую блокировочную муфту. Передний мост выключают, выводя из зацепления
подвижную шестерню или зубчатую муфту. Передаточное число привода к перед-
ним колесам равно

 Гк1ип2

где гк1, гК2 — радиусы (динамические) колес переднего и заднего мостов; иПг —
передаточное число привода к задним колесам от вторичного вала коробки пе-
редач.

Зубчатые передачи гусеничных тракторов компонуются в зависимости от
принятого типа механизма поворота, коробки передач и конечной передачи. В си-
ловой передаче трактора Т-74 (рис. 4.9) общего назначения установлены муфты
поворота, простые по устройству.

Схема силовой передачи с однорядным планетарным механизмом поворота
трактора ДТ-75 представлена на рис. 4.10. Планетарный механизм поворота (ПМП)
при прямолинейном движении работает как замедляющий редуктор, снижая кру-
тящий момент в коробке передач.

Для получения нескольких фиксированных радиусов поворота в тракторе
Т-150 применена двухпоточная, переключаемая без разрыва потока мощности
коробка передач (рис. 4.11). От главной муфты сцепления, используемой для
переключения рядов передач и срочной остановки трактора, вращение передается
первичному валу с переключаемыми зубчатыми муфтами шестернями основного
и ускоренного рядов передач. Промежуточный вал связан через шестерни постоян-
ного зацепления с двумя (левым и правым) вторичными валами, соединяемыми
с зубчатыми колесами при помощи индивидуальных муфт с гидравлическим на-
жатием дисков. Включением различных передач на левом и правом вторичных
валах можно получить несколько фиксированных радиусов поворота, а выклю-
чением всех муфт одной стороны и затормаживанием вала — поворот с радиусом,
равным ширине колеи. Конечные передачи для унификации с колесной модифика-
цией выполнены в виде планетарных редукторов. Планетарные редукторы ком-
пактнее и легче обычных зубчатых бортовых передач, но требуют увеличения
Диаметра звездочки для получения заданного дорожного просвета.

Определение передаточных чисел механизмов и чисел зубьев шестерен. Общие
передаточные числа механизмов, найденные при тяговом расчете, равны

at —

где цк( — переменное передаточное число коробки передач для i'-й передачи;
Wr„= “циб«р — передаточное число постоянной (главной) передачи, образован-
ной центральной и конечной (бортовой) цр передачами, а также дополнитель-
Рис. 4.9. Кинематическая схема силовой передачи трактора Т-74:

А — муфта сцепления; В — карданный вал; С — коробка передач;
D — центральная передача; В — муфта поворота и тормоз; F — ко-
нечная (бортовая) передача; Н — редуктор зависимого ВОМ

Шестерня		1	2		3	4		5	6		7	8 '		9	10
Число зубьев		20	32		18	36		23	30		19	4 У		24	36
Шестерня		11	12		13	14		15	16		17	18		19	20
Число зубьев		27	31		14	25		12	41		13	62		12	37
Передача	I			11			Ш			IV			V		
Работающие ' шестерни	4.10.16.18  3.9.15.17			2.10.16.18  1.9.15.17			6.10.16.18  5.9.15.17			4.11.16.18  3.2.15.17			2.11.16.18  1.2.1517		
Передаточ- ное число	46,1			39,1			31,9			26,0			22,0		
Передача	VI			Задний ход			Ходоуменьшнтель								
							•			11			III		
Работающие шестерни	6.11.16.18  5.2.15.17			8.16.18  7.15.17			4.12.8.16.18  3.4.13.15.17			2.12.8.16.18  1.4.13.15.1_7			6.12.8.16.18  5.4.13.15.17		
Передаточ- ное число	17,9			36,9			81,1			73			59,5		
рис. 4.10. Кинематическая схема силовой передачи трактора ДТ-75:

А — муфта сцепления; В — увеличитель крутящего момента (УКМ); С — масляный иасос
УКМ; D — коробка передач; Е — планетарный механизм поворота; F — остановочный
тормоз; Н — конечная (бортовая) передача; J — редуктор зависимого ВОМ

Шестерня		/	2	3		4		5	6	7	8		9		10	//	12		13		14
Число зубьев		27	27	24		30		37	37	32	46		34		44	28	50		30		48
Шестерия		15	16	17		18		19	20	21	22		23		24	25	26		27		28
Число зубьев		24	40	37		33		31	29	18	57		23		55	13	71		18		57
Передача	1				II					111				IV				V			
Работаю- щие ше- стерни	12.22 „„„26  11.21 ПМП 25				1*-22 пип26  13.21 ПМП 25					8.22	„26  7.21 ПМП 25				10.22 „„„26  9.21' ПМП25				20.8.22 „„„26  5.19.21 ПМП 25			
Передаточ- ное число	43,8				39,24					35,26				31.74				28,53			
Передача	VI						VII					Задний ход					ПМП			УКМ	
Работаю- Щие ше- стерни	20.10.22 „„„26  5.18.21 ПМП 25						20.16.22 „„„26  5.77.2/ ПМП 25					6.12.22	26  5.15.21 ПМП 25					1 + ^ + 24			2-7  1.3	
Передаточ- ное число	25,63						20,78					51.09					1,42			1,25	
It*

LFo





Рис. 4.И. Кинематическая схема силовой передачи трактора Т-150:	I

А — главная муфта сцепления; В — коробка передач; С — вал заднего хода и ходоумены
шителя; D — маслонасос коробки передач; Е — привод вспомогательных механизмов!
F — тормоз; И — карданный вал; J — центральная передача; К — колесный редуктор
L — редуктор независимого ВОМ.	|

- Шестерня j 1 | 2 1 3 | 4 |	5 | 6 | 7 | 8 | 9 \ 10 \ 11 { 12 \ 13				
Число зубьев 1 25 1 35 1 39 ( 29 t 31 ( 31 | 20 | 33 | 35 | 16 | 25 1 33 | 38				
Шестерня | 14 | 15 | 16 | 17 | 18 | 19 | 20 | 21 | 22 | 23 | 24 (' 25 | 26'				
Число зубьев ( 36 | 34 | 49 | 35 | 60 | 39 | 40 | 9 | 61 | 17 | 21 | 20 | 41				
Передача	I	Замедленная 11	1	ш		IV	:
Работающие шестерни	9.3.4.13.20 j.  7.10.5.4.21 Л	9.3.4.14.20 к  7.10.5.6.21 Л	9.3.4.15.20 к  7.10.5.8.21	9.3.4.12.20 д. ;  7.10.5.2.21
Передаточ- ное число	106,54	94,4	83,72	76,63	
Передача	I	II	III	IV
Работающие шестерни	2.13^20_ -  174.21 Л	2.14.20 .  1.6.21	2.15.20  1.8.21	2.12.20 „  1.2.21
Передаточ- ное число	37,36	33,12	29,37	26,89
Передача	V	VI	VII	VIII
Работающие шестерни	4.13.20 к  5.4.21	4.14.20 к  5.6.21	4.15.20 к  5.8.21	4.12.20 к  5.2.21
Передаточ- ® ное число	24,97	22,12	19,64	17,97
Передача	ЗЗдинй ход			
	I	11	III	IV
Работающие шестерни	9.2.13.20 к  7.11.4.21	9.2.14.20 „  7.11.6.21	9.2.15.20 „  7.11.8.21	9.2.12.20 к  7.11.2.21
Передаточ- ное число	65,39	57,95	51,41	47,05
ним редуктором ир, если он применен (например, при планетарном механизме
поворота).

Передаточное число постоянной передачи берут по возможности большим,
чтобы уменьшить крутящий момент на вторичном валу коробки передач, а с ним
и размеры шестерен и валов коробки.

) Наибольшее передаточное число конечной бортовой передачи определяется
условием вписываемости в контур ведущего колеса. Когда конечная передача
колесного трактора располагается в общем картере, а не у колеса, наибольший
радиус зубчатого колеса обусловливается дорожным просветом йд:

г3. к = С< — (йд 4- b + с),

где — радиус ведущего колеса; /гд — дорожный просвет под картером; b —
толщина стенки картера (=«1,5 см); с — зазор между стенкой и зубчатым колесом
3—4 см).

Число зубьев ведомого колеса конечной передачи равно

где /пр — модуль зуба, определяемый по условиям прочности и долговечности
(см. гл. 6).

Приняв минимально допустимое число зубьев ведущей шестерни конечной
передачи гш = 124-13, находят передаточное число uq = z3. к/гш, а затем пере-
даточное число центральной передачи = uJuq. Число зубьев шестерни цен-
тральной конической передачи выбирают из условия долговечности; для прямо-
зубых и конических шестерен с нулевым углом наклона зубьев гш = 12-> 15, для
спиральных шестерен число зубьев может быть уменьшено (см. табл. 12.1).

Передаточные числа коробки передач выбирают в зависимости от ее кон-
струкции. Для простейшей коробки передач с двумя параллельными валами и од-
ной парой работающих шестерен передаточное число определяют по формуле

UKi —

Ur

Число зубьев для первой передачи находят, задавшись минимальным числом
зубьев ведущей шестерни гш[ = 164-18 (менее 16 зубьев трудно разместить по
диаметру шлицевого вала). Число зубьев ведомого колеса г3. К1 = «К1гШ1 округ-
ляют до ближайшего целого числа. Сумма чисел зубьев У г = гШ[ + г3. к остается
постоянной для всех передач на параллельных валах (у отдельных передач сумма
чисел зубьев может быть увеличена или уменьшена на один-два зуба угловой кор-
рекцией шестерен). Число зубьев ведомых шестерен остальных передач определяют
по формуле

Uri У) г
гз. к i =	.	•

“к1 + 1

Число зубьев ведущих шестерен равно

__ S2 _ V

гз-кг

Для трехвальной коробки передач, имеющей две пары переключаемых ше-
стерен, ряды передач подбирают из условия кратности последующего ряда пре-
дыдущему:

Ur I ~ Uc \Uyi', Ur. в I = uC \Uy 2,

где wcj — передаточное число основного ряда на первой передаче; пу1, пУ2 —
передаточные числа редуктора удвоителя передач для основного и ускоренного
Рядов.
Отношение передаточных чисел удвоителя находят в зависимости от приня-
того механизма переключения по отношению передаточных чисел смежных пере.
дач:

Ну 1 _ »к I _	_ цк V .

«У2 «к II «к IV Лк VI

или групп передач:

иУ1______“к I __ “к п _ ик ш

«у 2	“к IV «к V “к VI

Пример. Рассчитать зубчатую передачу трактора Т-74 (см. рис. 4.9). Для короб]
передач будем иметь:

для основного ряда
(включены шестерни 9 и 10)

для ускоренного ряда
(включены шестерни 2 н

“к1 =	z4	*10 .	= 2.82;	“kiv = v	Z2	= 1,59;
“к II =	21	210	= 2,4;	“kV = ^	go  Z2	- =1,35;
“к III =	г»  Zb	zip z,	- = 1,95;	"к VI ='	2e	^^1,1

Отношение передаточных чисел удвоителя

“у1 = z,„/z, _ UK I = “к II _ ик III
"у 2 Zn/Z! «к IV «ку “к VI

Примем для ускоренного ряда передачу с и = 0,85. Тогда = 1,77*0,85 =$
= 1,5. Задавшись суммой чисел зубьев промежуточного и вторичного валой S z = 60,
находим число зубьев ведущих шестерен	}

, = S г_______60 _2 г _	= 32

’	«у1+1	5.54- 1	24’	«у2 + 1	0^4-1

н ведомых шестерен удвоителя г1в = 60 — 24 == 36; zxx = 60 — 32 = 28 (в дальнейшем
для улучшения ряда была заменена корригированной шестерней с гп = 27).

Передаточные числа переключаемых шестерен	= 2,82/1,5 ~ 1,88;

и'сН = 2,4/1,5 = 1,6; исШ = 1,95/1,5 = 1,3.

При использовании шестерни 2 в удвоителе и для получения передачи II сумма
чисел зубьев первичного и вторичного валов будет равна

y2 = zf4-z,=zf 64--2-) =326 4--АЛ = 52.

L*	к “сП/ к 1’ь/

Числа зубьев остальных шестерен находят из выражений:

г, = 52 - 32 = 20; гэ == 18; г4 = 52 - 18 = 34;

1 , ОО *j~ 1

52

zb =	= 22,5 (принято 23); ze = 52 — 23 — 29

(за счет корригирования для исправления передаточного числа принято 30). Полученные
значения чисел зубьев (в целых числах) сводят в таблицу и по иим подсчитывают уточнен'
ные общие передаточные числа и корректируют тяговые показатели.

Передаточное число «ув увеличителя крутящего момента (УКМ) выбирают
из следующих соображений.
1.	При включении У КМ касательная сила тяги должна увеличиваться от
соеднего значения Рк, необходимого для выполнения операции, до максималь-
ного Рк шах = РуУп, где vn — коэффициент возможной перегрузки (см. табл. 2.6).
Требуемое передаточное число пув = (Vn/Лув) — (1 — k3), где т]ув — к. п. д.
УКМ, а — коэффициент загрузки двигателя.

2.	Для облегчения трогания с места разгон должен производиться в два этапа.
Желательное передаточное число «ув — vp/vKP, где vp — рабочая скорость агре-
гата; Окр — критическая по троганию с места скорость.

4.3.	ПЛАНЕТАРНЫЕ ПЕРЕДАЧИ

Преимущества планетарной передачи: компактность, высокий к. п. д. и воз-
можность включения на ходу. Планетарный ряд, составляющий основу планетар-
ной передачи, может иметь внешнее зацепление, когда полюса зацепления рас-
положены по одну сторону оси сателлитов (рис. 4.12, а), и смешанное зацепление,
при котором полюса расположены с разных сторон оси (рис. 4.12, б).

Для выбора относительных размеров элементов передачи применяют графи-
ческий метод — построение плана скоростей. Сначала строят в произвольном
масштабе схему планетарного ряда, проводят ось, продолжающую ось ведущего
и ведомого валов, к оси восстанавливают перпендикуляр, на который проекти-
руют полюса Ра, Рь, Рс- Затем от ведущего полюса Рь откладывают параллельно

Рис. 4.12. Схемы планетарных рядов'.

° — с внешним зацеплением; б — со смешанным зацеплением (эпицикл); А, Аа,
j4c — солнечные шестерни; В, Ва, Вс — сателлиты; Ь — водило; С — коронная
шестерня; Т — тормоз
горизонтальной оси вектор скорости V/, и 'соединяют его конец с полюсом затор,
меженной шестерни Рс. От ведомого полюса Ри откладывают вектор va, равный
расстоянию от полюса до проведенной прямой. Из точки 0 пересечения перпен-
дикуляра с горизонтальной осью проводят лучи к концам векторов скоростей
Продолжив лучи до пересечения с произвольной прямой, параллельной оси ва-
лов, получим отрезки, пропорциональные их частотам вращения. Частота враще-
ния п2 ведомого вала равна

„_п »2 _ tg«2 _ УаГЬ

1 ni tg «1	1	’

где «1 — частота вращения ведущего вала; п± и п2 — длины отрезков от перпен-
дикуляра до пересечения лучей п± и п2; и сх2 — углы между перпендикуляром
и лучами; г/, — радиус водила; Аа — радиус ведомой шестерни.

Если тормоз проскальзывает, то в полюсе Рс появляется вектор скорости,
а мгновенный центр вращения смещается по перпендикуляру.

Для аналитического определения передаточных чисел пользуются методом
Виллиса, заключающимся в мысленной остановке водила путем вращения его в об-
ратную сторону с той же частотой вращения. При этом связь частоты вращения
солнечной шестерни па, водила пь и коронной (или второй солнечной) шестерни пс
можно выразить уравнениям^ имеющими вид:.

для внешнего зацепления

па — пь (их — 1) — псих = 0;

для смешанного зацепления

Па — ПЬ («х + 1) + Псих = О,

где — характеристика ряда — кинематическое передаточное число
новленном водиле, равное:

для внешнего зацепления

их =

ВаА,
АаВс

для смешанного зацепления

С

иХ =	•

х А

Различные схемы соединения с ведущим, ведомым и тормозным элементами,
передаточные числа и необходимые тормозные моменты приведены для планетар-
ных рядов с внешним зацеплением в табл. 4.1 и со смешанным зацеплением— *
в табл. 4.2. В схемах приняты следующие цифровые обозначения: 1 — ведущий 1
вал; 2 — ведомый вал; 3 — тормоз. В сочетании с буквенными обозначениями |
они определяют схему ряда. Например, для смешанного зацепления обозначе-
ние означает что солнечная шестерня является ведомой, водило — веду-
щим, коронная шестерня заторможена (см. рис. 4.12, б).

Для выключения планетарного ряда и получения прямой передачи два эле-
мента ряда замыкают фрикционной блокировочной муфтой (табл. 4.3). В таблице j
приведен момент Мф, действующей в муфте.	?

Подбирая числа зубьев шестерен планетарных передач нужно помимо полу- s
чения требуемого передаточного числа учитывать дополнительные условия, пере- j
численные в табл. 4.4.	I
4.1. Схемы планетарных рядов с внешним зацеплением

Схема механизма и план
скоростей

Передаточное число	Тормозной момент и к. п. д. передачи

1

^utJSc

и =

ваАс

Аавс

М, = Л4, -jr-s---

Ааис t
ваАс

. BaAe

Аавс
п

Аавс

, ВаАс
и~^ ~АПН
Ааас





м1-

ваАс
Аавс
ВОАс_
АаВс

ваАс
АаВс

ВаАс

Аавс
и < 1

§ В. Я. Аццлорцч

Аавс

ВаАс

Аа\

В.А

М, = М

ваАс . ,
Аавс

ч _ ч Аавс
м’ м* “вТГ
ааЛс

M3 = Mi

о

Л1 = *>ц

ВаАс

Аавс
Продолжение табл. 44

Схема механизма и план скоростей			Передаточное число	Тормозной момент ик. п. д. передачи
Aa2Ac,bj  *J Т		й; _ , п,		
4	jL %	Ж		В=ЗА  ВаАс	”п = Чц
7 И  Ас	гп 2 0  3		и '? 1	

4.2. Схемы планетарных рядов со смешанным зацеплением

Схема механизма н план
скоростей

Передаточное
число

Тормозной момент
Продолжение табл. 4.$

4.3.	Схемы включения и моменты блокировочной муфты
для планетарных передач со смешанным зацеплением

Замыкаются А н С			Замыкаются А и В				Замыкаются В и С				
Схема		Момент	Схема			Момент	Схема				Момент
1	1 1SS.	Чс	с и С + АМ‘	3  *t!	о		с 4~ л м с м'	9	Т				С м
			м,								
М,	А										
! ct	м	С—  С -j- А	5		J1				1 с		с м
м,	гг		А*.	1д г			1 ►		1  ' А		
		А	’ 'г-			4*	И				А
									 С  А		
П— т=т п			м''=’тТП-								
											
	а-	A 1U  С+АМ'	8	х, и	0J	4«,	12	P2_ZZ ।	S=J		А -
			”,	л	ГН						

Примечание. Через А, В и С обозначены числа зубьев шестерен.
4.4.	Условия подбора чисел зубьев планетарных рядов

Ряд с внешним зацеплением (см. рнс. 4.12, а)	Ряд со смешанным зацеплением  (см. рис. 4.12, б)
Условие сборки	
АсВа~АаВс~ = vkBa	А + С — vk
Условие	соосности
та	^а) “  = тс	С = А + 2В
Примечание, k — число сател бое целое число); А — минимально допус ностямн соседних сателлитов (принимаю! обозначаемых индексами а и с.	

Ряд с внешним зацеплением (см. рнс. 4. 12, а)	Ряд со смешанным зацеплением (см. рис. 4.12, б)
Условие соседства	
при Вс > Ва > Аа (Ас + Вс) sin-у- — - В > 2 + —  С	'т	(С — В) sin — к  — В>2+ — tn
ллитов; v — коэффициент кратности (лю- стимый зазор между наружными окруж- т 3 — 5 мм); та, тс — модуль шестерен,	

4.4.	ГИДРОМЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ

Гидромеханическая передача состоит из последовательно соединенных зуб-
чатой (механической) и гидродинамической передач. Применяя гидродинамиче-
скую передачу, можно предохранить двигатель и силовую передачу от резких
динамических нагрузок и повысить их долговечность; автоматически изменить
передаточное число при колебании нагрузки трактора; облегчить трогание с места
и разгон трактора; уменьшить буксование трактора и тем самым улучшить про-
ходимость по слабым грунтам.

Простейшей гидродинамической передачей является гидродинамическая
муфта (рис. 4.13 а), состоящая из насосного колеса 1, соединенного с входным
(ведущим) валом, и турбинного колеса 2, закрепленного на выходном (ведомом)
валу. Лопатки турбинного колеса заключены в кожух. Циркулирующая в рабо-
чих полостях насосного и турбинного колес жидкость передает вращения от на-
сосного колеса к турбинному. При этом всегда угловая скорость насосного ко-
леса больше скорости турбинного (а>н > сот). Отношение их разности к угловой
скорости насосного колеса называется скольжением муфты:

__ МИ МТ ____ | _

~ <ОН —	«>н '

Кинематическое передаточное отношение <от/<он == и* представляет собой
к. п. д. гидромуфты r]s. Зависимость передаваемого гидромуфтой момента М, сколь-
жения s и к. п. д. r]s от отношения сот/а>и (при сон = const) называется внешней
характеристикой гидромуфты (рис. 4.14, а). Значения s0 и t|s = 1 соответствуют
теоретическому холостому ходу гидромуфты и поэтому в действительности не
имеют места.

Недостатки гидромуфты:

1)	при выключении (снижением угловой скорости двигателя) муфта ведет,
затрудняя переключение передач (для устранения последовательно ставят фрик-
ционную муфту); при увеличении частоты вращения двигателя муфта самовклю-
чается;
Рнс. 4.13. Схемы гидродинамических передач:

а — гидромуфта; б — гидротрансформатор с центростремительным турбин-
ным колесом класса 1-2-3; в — то же. класса 1-3-2; г — комплексная ги-
дропередача

2)	наличие скольжения, поглощающего даже при оптимальных режимах
2—3% передаваемой мощности (для устранения параллельно ставят вторую
блокировочную фрикционную муфту).

Из-за этих недостатков гидромуфты не получили применения на тракторах.

Гидротрансформатор в отличие от гидромуфты имеет еще неподвижное лопаст-
ное направляющее колесо 3 (рис. 4.13, б и в) — реактор. Изменяя направление
потока жидкости, реактор увеличивает крутящий момент на валу турбинного

Рис. 4.14. Внешние характеристики гидравлических передач:

“ гидромуфты; б — гидротрансформатора; в — комплексной двухреакторной гидро-
ередачи; 1 — с центробежным турбинным колесом; 2 — с центростремительным турбин-

ным колесом
колеса. Для лучшего формирования потока жидкости, меридиональное сечений
рабочей полости делают торообразным с внутренним тором. Обычно реактор по-
мещают на выходе потока жидкости из турбинного колеса, что обеспечивает более
высокий к. п. д. передачи и устойчивую работу двигателя. Для получения боль-
шого коэффициента трансформации момента реактор располагают на выходе по-
тока жидкости из насосного колеса, несмотря на более низкий к. п. д. такой
передачи.

Внешняя характеристика гидротрансформатора (рис. 4.14, б) представляет
собою выраженную графически зависимость

Кп, Л4Т (Хт), 44н (Хн), *]s = (и*),.

Л4Т

где лп = ;------коэффициент трансформации момента (силовое передаточное

Л4Н

число); Л4Т и Л4Н — крутящие моменты турбинного и насосного колес; Хт и Хн —
коэффициенты моментов турбинного и насосного колес:

у _ М
yD5n2

(	,, М \

ГлиХ : p/rwb

(4.1)

[здесь у и р — удельный вес и плотность рабочей жидкости; D — наружный
(профильный) диаметр рабочей полости]; r]s — к. п. д. гидротрансформатора:

Tjs = Кпи*.	(4.2)

Для получения более высокого к. п. д. гидротрансформатора при Лп = 1
устанавливают блокирующую муфту сцепления и делают комплексную гидро-
передачу. В качестве блокирующей применяют однодисковую фрикционную
муфту, замыкающую маховик двигателя с турбинным колесом при установившемся
режиме. Передача превращается в механическую и исключается пробуксовка,
вызывающая потерю энергии в гидротрансформаторе.

Комплексная передача работает при малых значениях и* в режиме гидро-
трансформатора, а при больших — гидромуфты. При этом реактор связывают
с корпусом через муфту свободного хода 4 (см. рис. 4.13, г). Когда коэффициент
трансформации Кп 1. возникает реактивный момент на реакторе 3. При этом
муфта свободного хода заклинивается и удерживает реактор в неподвижном
положении. При Аф <Z 1 муфта 4 расклинивается и реактор вращается совместно
с турбинным колесом. Устанавливая рядом два реактора с различной формой
лопастей, получают последовательное их расклинивание с увеличением угловой
скорости турбинного колеса. В результате на кривой к. п. д. гидротрансформа-
тора будет два максимума, располагающихся при двух значениях и* (рис. 4.14, в).

Нагружающие свойства гидротрансформатора оценивают коэффициентом АЯ1
момента насосного колеса при /Хп = 1 (для комплексных гидропередач при пере-
ходе на режим гидромуфты), определяющим энергоемкость гидротрансформатора
данного типа и коэффициентом прозрачности П = Лн шах^нг-

В непрозрачном гидротрансформаторе при П = 14-1,2 изменение нагрузки
и частоты вращения турбинного колеса не оказывают влияния на режим ра-
боты насосного колеса и связанного с ним двигателя. На безразмерной ха-
рактеристике прозрачность гидротрансформатора проявляется в том, что коэф-
фициент первичного момента (а, значит, и Л4Н) для непрозрачного трансфор-
матора сохраняет во всем диапазоне н* примерно постоянное значение, а для
прозрачного изменяется.

Гидротрансформатор рассчитывают в следующей последовательности.

1. Подбирают из существующих гидротрансформаторов прототип с известной
внешней характеристикой. Для тракторов предпочтителен комплексный двух-
реакторный одноступенчатый симметричный непрозрачный гидротрансформатор
с центростремительным турбинным колесом типа ГТР по типажу HATH или
ЛГ-35 по типажу НАМИ. Для мощностей Л'и < 65 л. с. применяют однореактор-
ные гидротрансформаторы, так как при ма-

Лой мощности второй реактор не улучшает
характеристики. По данной характеристике
до , Л1т = Ф (и*) (эту характеристику можно
построить, испытав трансформатор на стенде)
строят безразмерную характеристику Х„, Кп,
(рис. 4.15) по формулам (4.1) и
(4.2). Чтобы избежать малых чисел и ис-
------------------ --------- ------- за.

ключить плотность жидкости, часто
меняют произведением y^.-lO-4.

2. Подбирают точки совместной
гидротрансформатора с двигателем,
иальный режим работы двигателя
совместить:

работы
Номи-
можно

а)	с работой гидротрансформатора с Лп>1
при максимальном к. п. д., что предпочти-

Рис. 4.15. Безразмерная характери-
стика гидротрансформатора Л Г-35

тельно для гусеничных тракторов;

б)	с переходом на режим работы
дромуфты при Кп ~ 1.

Определяют профильный диаметр

ги-

рабочего колеса

Мн»2Пр

Мпрпн

где — коэффициент первичного момента для совмещаемой точки характери-
стики гидротрансформатора; £>Пр, Мпр, /гпр — профильные диаметр, момент и
частота вращения вала насосного колеса гидротрансформатора — прототипа.

3.	Вычерчивают по соотношениям меридиональное сечение рабочей полости
гидротрансформатора, рассчитывают элементы колес и детали на проч-
ность [13].

4.	Составляют схему гидравлической системы трансформатора [2, 13] и
рассчитывают параметры ее элементов.

Узкий диапазон рабочих передаточных чисел, определяемый допустимым
минимальным к. п. д., и невозможность реверсирования гидротрансформатора
вызывают необходимость соединять его с механической передачей. Наиболее рас-
пространено последовательное соединение гидротрансформатора со ступенчатой
коробкой передач, как правило, переключаемой на ходу. При применении коробки
передач с переключением шестернями нужно последовательно с гидротрансфор-
матором установить главную муфту сцепления, обеспечивающую полное его отклю-
чение. Для возможности торможения двигателем, пуска двигателя от буксира
и повышения к. п. д. при близких к единице передаточных отношениях ставят
блокировочную (фрикционную, зубчатую) муфту.

При работе с отбором мощности на привод рабочей машины автоматическое
регулирование может ухудшить качество работы. Чтобы обеспечить постоянство
Угловой скорости ВОМ, его включают через редуктор параллельно гидротранс-
форматору. В этом случае гидротрансформатор следует рассчитывать на свобод-
ную мощность АДт = Л'д — Л\этм (где NR — мощность двигателя).

Из-за недостатков гидромеханических передач: низкого по сравнению
с зубчатыми передачами к. и. д., особенно малого при отклонении от оптималь-
ного режима работы; сложности и большого общего веса, на 7—10% превышаю-
щего вес механической передачи той же мощности; необходимости усложненного
независимого привода ВОМ для обеспечения постоянства его угловой скорости,
они не получили применения на сельскохозяйственных тракторах. Для промыш-
ленных тракторов, работающих при резко выявленных динамических нагруз-
ках, применение гидромеханических передач целесообразно.
4.5.	ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ОБЪЕМНЫЕ ПЕРЕДАЧИ	1

Двигатель гидрообъемной передачи соединен с валом насоса, который питает ’I
гидродвигатель рабочей жидкостью под высоким давлением. В зависимости от 1
схемы соединения иасоса и гидродвигателя различают передачи разомкнутые -I
и замкнутые.	d

Разомкнутая передача состоит из бака с рабочей жидкостью, насоса, заса- I
сывающего через фильтр жидкость из бака и подающего ее в гидродвигатель непо-
средственно или через гидрораспределитель (если требуется изменять направле-
ние вращения), гидродвигателя, преобразующего энергию потока рабочей жидко-
сти в энергию движения выходного звена, обратного трубопровода, по которому
отработавшая жидкость возвращается в гидробак, дренажной гидролинии, по
которой просочившаяся в рабочих органах насоса и гидродвигателя жидкость «
сливается в гидробак.	|

Замкнутая передача имеет насос, позволяющий изменять направление потока |
жидкости без изменения направления вращения двигателя. Насос и гидродви- I
гатель в ней соединяют трубопроводами, образующими замкнутый контур цир- I
куляции. Для компенсации утечки жидкости через зазоры к трубопроводам под- I
ключают коробку с клапанами подпитки, через которую от насоса подпитки посту- I
пает жидкость, создавая во всасывающей гидролинии постоянное давление до |
10—12 кгс/см2. В систему подпитки и в систему передачи включают предохрани- |
тельные гидроклапаны, предотвращающие чрезмерное повышение давления. I

Гидрообъемные передачи, используемые в качестве трансмиссий, выполняют I
по замкнутой схеме, обеспечивающей более четкое и быстрое регулирование, |
а также возможность торможения гидродвигателя насосом.	|

Гидрообъемные передачи имеют следующие преимущества: широкий диапа- |
зон изменения силовых и кинематических передаточных чисел = 5ч-10); (
простота и удобство компоновки на тракторе, легкость привода четырех ведущих |
колес, передачи мощности через гибкий шланг к гидродвигателю на прицепной |
машине; удобство управления — одной рукояткой можно пустить трактор в ход,
задать желаемую скорость, изменить направление движения и затормозить трак-
тор; возможность легкой и простой автоматизации управления; легкость демошлй
тажа и установки на трактор.	/

К недостаткам гидробъемных передач относятся необходимость примененш^И
материалов высокого качества и их тщательной обработки из-за высоких напря^И
жеиий, возникающих при работе с высоким давлением в системе (100—250 кгс/см2)^И
более низкий, чем у механических передач, к. п. д., уменьшающийся с увеличе^Н
нием температуры; трудность создания надежных уплотнений; необходимосп^И
прогрева передачи перед работой при пониженной температуре; относительном
большой удельный вес (5—12 вместо 4—8 кгс/л. с. для механических передач)™

В качестве насоса и гидродвигателя используют поршневые и роторные гидро^И
машины, характеристики которых приведены в табл. 4.5 и 4.6.	И

Мощность (л. с.), потребляемую насосом и развиваемую гидродвигателемМ
можно определить по формуле	Н

45-10* ’

где q — рабочий объем машины (объем, вытесняемый за один оборот вала), см3;
р — давление в системе, кгс/см2; п — частота вращения вала гидромашины,
об/мин.

При постоянной мощности на входе для регулирования частоты вращения
и крутящего момента на выходе можно применить следующие способы.

1.	Перепуск части жидкости через переливной клапан в бак или во всасы-
вающую гидролинию при постоянном давлении р и подаче в гидродвигатель коли-
чества жидкости <2ГД = <?гд«гд. которое меньше подачи насоса QH = qHnK-
Так как qa и qrR постоянны, то уменьшение QrPy ведет к снижению частоты
4 5. Схемы и характеристики поршневых гндромашин

Схема

Характеристика

С радиальным расположением поршней

Наибольшее давление
ртах < 300 кгс/см*

Общий к. п. д.

= V)o « 0,9

Рабочий объем

<7Х = 0,785 d2zm (Ях - Л2);

0» = 1,57 d2ze

С осевым расположением поршней

Наибольшее давление
Ртах 350 кгс/см2

Общий к. п. д.

П2 =	<0,95

Рабочий объем

q — 0,785 d2zD sin а

Примечание, d — диаметр цилиндра; D — диаметр рабочей шайбы;
е — эксцентриситет; т — число выступов кольца; z — число цилиндров; О. —
Угол наклона шайбы или блока цилиндров; Т|м — механический к. п. д.; т|0 —
объемный к. п. д.
4.6.	Схемы и характеристики роторных гидромашин

Схема

Характеристика

Шестеренная

С внешним зацеплением

Наибольшее давление

Ртах < 150 кгс/см2
Общий к. п. д.

П2 = Vo °’80 * 0185

Рабочий объем
q = 2nm!zb

Пластинчатая

Трехвинтовая

Наибольшее давление

Ртах < 100 кгс/см2

Общий к. п. Д.	|

П2 = Vo “ °-70 * °’75 У

Рабочий объем

q — [rt (О — 0,5е) — szl be
(для одинарной)

q = 2 [rt (D — 0,5й) — szl be
(для двойной)

Винтовая

Наибольшее давление

Ртах 150 кгс/см2 при L = 5/
Общий к. п. д.

П2 = Vo 0,75 * 0,80
Рабочий объем

q = Ft я» 4,15d3

Примечание, b — ширина шестерни, лопасти; е — эксцентриситет;
F — площадь сечения канала червяка; т — модуль зуба; t — шаг червяка;
z — число зубьев, лопастей.
<2гд
вращения ягд — /гн-

Основные недос-

татки этого способа — очень низкий к. п. д.,
особенно уменьшающийся при большом пе-
репуске жидкости, и невозможность увели-
чения крутящего момента на ведомом валу

при снижении частоты вращения.

2. Регулирование рабочего объема на-
соса (q.i =f= const). Чтобы мощность остава-
лась постоянной при изменении подачи на-
соса, необходимо изменить давление, так как
const: т. е. уменьшение <?,. вызывает
увеличение давления рн (рис. 4.1G). При ма-
ксимальном давлении срабатывает предохра-
нительный клапан, предотвращая поврежде-
ние деталей. Минимальное давление полу-
чают при максимальном значении <?н. Диа-
пазон регулирования

Рис. 4.16. Характеристика регули-
рования гидрообъемной передачи
при изменении подачи насоса

£) _ Ртах __ 34тах
Р  Pmln Mmin

Регулирование частоты вращения изменением рабочего объема насоса qH
имеет следующие преимущества, обеспечивающие широкое применение этого
способа в трансмиссиях транспортных машин: допускает плавное регулирование
частоты вращения выходного вала от нуля до максимума; позволяет реверсиро-
вать направление движения, тормозить выходной вал; допускает работу при
переменном давлении, невысоком на больших скоростях, что обеспечивает лучшую
долговечность передачи; упрощает привод управления ввиду расположения
насоса около двигателя.

3 Изменение расхода гидродвигателя <?гд. При постоянной подаче. на-
соса QH частота вращения вала гидродвигателя ягд = -^2~. Отсюда следует, что
?гд

«гд не может быть снижено до нуля, и для обеспечения остановки трак-
тора и трогания с места нужно вводить между двигателем и насосом муфту сце-
пления. Управление гидродвигателями, расположенными у ведущих колес,
более сложно. По этим причинам регулирование изменением расхода гидродви-
гателя не применяется.

4.. Изменение подачи насоса и расхода гидродвигателя. Этот способ имеет
все преимущества регулирования изменением подачи насоса и одновременно
Дает более широкий диапазон регулирования, но очень сложен и поэтому редко
применяется.

Основные типичные схемы гидрообъемных передач следующие.

1.	Насос и гидродвигатель объединены в один блок (рис. 4.17, а), соединен-
ный карданным валом с центральной передачей и заменяют только коробку
передач и сцепление зубчатой передачи. Из-за недостатков: стесненности в компо-
новке агрегатов, низкого общего к. и. д., сложности устройства в чистом виде
схема не применяется. Встречается в двухпоточных передачах, у которых гидро-
передача включена параллельно механической передаче.

2.	Насос соединен с двигателем, а гидродвигатели — с ведущими колесами
(рис. 4.17, б) непосредственно или через колесные редукторы. Привод ведущих
колес имеет гидродифференциальиую связь, облегчающую поворот. Для повы-
шения проходимости возможна блокировка путем установки дроссельных кла-
панов. Включением гидродвигателей последовательно можно увеличить скорость
их вращения при снижении крутящего момента и получить высшую (транспорт-
ную) передачу.
Рис. 4.17. Основные схемы гидрообъемиых передач:

1 — двигатель; 2 — насос; 3 — гидродвигатель; 4 — рукоятка управления насосом;

5 — кран включения свободного хода (наката); 6 — кран выключения переднего моста;

7 — конечная передача

3.	Насос, соединенный с двигателем, питает четыре гидродвигателя, устано-
вленных в колесах (рис. 4.17, в). Передние колеса можно отключать краном.
Недостатком схемы является гидродифференциальная связь между колесами,
снижающая проходимость. Для устранения ее необходимо применять блокировку.

4.	С двигателем соединены два насоса, питающие два гидродвигателя
(рис. 4.17, г) отдельно для каждой стороны. Такая схема обеспечивает поворот
гусеничного трактора с любым радиусом. Устройство ее сложнее, чем устройство
предыдущих схем. При применении на колесных машинах один насос исполь-
зуют для питания гидродвигателей передних колес, а другой — задних.

Основные параметры гидроагрегатов определяют по принятой схеме транс-
миссии для полученных при тяговом расчете номинальной мощности двигателя
Na (л. с.) и максимального крутящего момента на ведущих колесах по условию
сцепления с почвой:

Мк щах — к.

Максимальный крутящий момент, который должен.развивать гидродвига
тель одного ведущего колеса при установке:

без редуктора	I

лл	шах .

^*гд шах — «з	~	>

с редуктором

М — V. тах
^гдшах-Хз г£/б ,

где х3 — коэффициент запаса крутящего момента; для гусеничных тракторов i
и3 = 1,5-т-2,0 из условия обеспечения поворота под нагрузкой; для колесных
оактор6в х3 = 1,2-5- 1,4 с учетом догрузки на колеса; г — число ведущих гидро'
вигателей (колес); и& — передаточное число колесного редуктора (бортовой
передачи).

Если применяют гидродвигатели из числа выпускаемых, то /Игд известен,
• дЛЯ него определяют необходимое передаточное число колесного редуктора.
При этом проверяют возможность получения заданной максимальной скорости vm
(км/ч), исходя из допустимой для гидродвигателя максимальной частоты вра-
щения Ирд max' ^пг = 0,377гкНгд max/^б'

Рабочий объем (см3) гидродвигателя

Л4гд max

&	0,00159ртахТ|м. гдЛм. б

где Ртах — максимальное давление, зависит от типа применяемых гидроагре-
гатов, кгс/см2; Г|м. гд — механический к. п. д. гидродвигателя: т]м. гд = 0,9-н
ч-0,92; т]м. б — механический к. п. д. колесного редуктора.

Максимальный расход (см3/мин) гидродвигателя при ошах равен

Ргд^гд max	Чгцитиб

Огд max —	гд — 0,377гкГ|о. гд

где Т)о. гд — объемный к. п. д. гидродвигателя; гк — радиус ведущего колеса, м.
Минимальный расход (см3/мин) гидродвигателя при отщ

<7гдлгд mln

<Эгд min = —	~ •

Ло. гд

Давление (кгс/см2) в гидродвигателе при

^гд min

₽mVn “ 0,00159с/ГдГ|м. гдт)м. б

принимают не менее 30—40 кгс/см2.

Максимальная подача (см3/мин) насоса, необходимая’для обеспечения т'тах,
равна

Сгд max t

Qh max == “ г ,

Чо. н

где т)о. и — объемный к. п. д. насоса: т)0. и = 0,94-т-0,96; г’ — количество гидро-
двигателей, работающих при движении по хорошей дороге (у трактора 4X4
обычно работает один мост).

Максимальный рабочий объем (см3) насоса

<7и max —

Qh max

ПнТ)о. и

где пи — частота вращения насоса, выбираемая в зависимости от его типа; для
высокочастотных насосов па = пд; при низкочастотных ставят редуктор и
п — "л
«И —-----,

тт Ир

Давление, которое должен создать насос,

Ргд

Ри — "~ >
Т]р
где т]р — гидравлический к. п, д. передачи: г]р = 0,85-^0,95.	М

Мощность'(л. с.), необходимая для привода насоса,	М

ы = шахРн

е 45-10411м. нПр ’	В

где т]Ми — механический к. п. д. насоса и его привода.	™

Диаметры трубопроводов выбирают из условия, что скорость жидкости
ож = 3,5+4,5 м/с. Тогда диаметр (см) главного трубопровода

d = V0,23	g

г	^В

а трубопровода к гидродвнгателю	

d' — 0,23 У (?гд иах .	Ц

По подсчитанным параметрам подбирают существующие нлн проектируют
новые гидроагрегаты [5, 18, 32]. Проверяют тепловой режим н устанавливают
необходимость применения масляного радиатора.
ГЛАВА 5 РАСЧЕТНЫЕ НАГРУЗКИ СИЛОВЫХ ПЕРЕДАЧ

5.1.	НОМИНАЛЬНЫЙ И ДИНАМИЧЕСКИЙ
КРУТЯЩИЕ МОМЕНТЫ

Элементы трансмиссий рассчитывают на долговечность
н динамическую прочность в соответствии с нагрузочными
режимами на каждой ступени. Следует различать два варианта
расчета: расчет по номинальным нагрузкам н уточненный
расчет.

При расчете по номинальным нагрузкам определяют: номи-
нальный крутящий момент Л'1Н двигателя; номинальную частоту
вращения вала пн двигателя в минуту; расчетное время Zp.

При уточненном расчете определяют динамический крутящий
момент A'lp, учитывающий динамические параметры системы,
а также внешние и внутренние возмущающие воздействия; номи-
нальную частоту вращения вала пн двигателя в минуту; расчет-
ное время Т-р.

Номинальный и динамический крутящие моменты двигателя
ограничены моментом от сцепного веса трактора:

Л1Ф = АОфгк,

где 1 — коэффициент использования сцепного веса: для гусенич-
ных тракторов А = 1, для колесных с одним ведущим мостом
А = G2/G или А = Gj/G (здесь О1 и G2 — вес, приходящийся
на передний или задний ведущий мост соответственно); G — экс-
плуатационный вес трактора; ф — коэффициент сцепления: для
гусеничных тракторов ф = 1,2; для колесных ф = 0,8; zK —
радиус ведущего колеса (звездочки).

Произведение AGX или AG2 не должно превышать допустимую
нагрузку на шину.

А1ф

Если -------=сА1н для расчета принимают Мф/1трг|тр;

*Tpt]Tp

если -.—- ^AfH для расчета принимают Ми,
tTp'Hrp

где 1тр и Т]тр — передаточное отношение и к. п. д. трансмиссии
соответственно.

Элементы трансмиссии, расположенные за узлом, в котором
поток мощности разделяется, рассчитываются на долговечность,
исходя из номинальной частоты вращения двигателя и момента,
равного 0,5Л1р.

Для гусеничных тракторов следует учитывать, что при пово-
роте вся мощность может реализоваться одним бортом. Этот
режим составляет не менее 10% времени работы трактора. .

Элементы редуктора ВОМ рассчитывают по номинальному
крутящему моменту двигателя.

Трансмиссии современных тракторов должны обеспечить
долговечность 6000 ч.
Расчетное время для узлов трансмиссии связано с действительным вре.
менем Т соотношением

где ЛЕ — коэффициент загрузки, определяемый отношением среднего эксплуа-
тационного момента Л1эк к номинальному: £ = МЭК/Л1Н.

Средний эксплуатационный крутящий момент определяется на основании
анализа работ, для выполнения которых предназначен трактор.

Возможные значения коэффициента § находятся в пределах 0,6—1. Коэффи-
циенты КЕ и Е, связаны соотношением: Кв = %>х> где х = 9 для расчета шестерен
на изгиб, х = 3 для расчета на контактную прочность, х = 3,33 для расчета дол-
говечности подшипников.

В таблице 5.1 приведены значения Кв в зависимости от £.

5.1. Значения коэффициентов Кв

X	Хв при равном								
	0t6	0,65	• 0,7	0,75 -	0,8	0,85	0,9	0,95	1
3	0,216	0,275	0,343	0,422	0,512	0,613	0,723	0,857	1
3,33	0,182	0,238	0,304	0,383	0,408	0,581	0,702	0,842	1
9	0,01008	0,0208	0,0403	0,0748	0,134	0,23	0,346	0,63	1

Рекомендуется принимать для гусеничных и колесных тракторов с двумя
ведущими мостами £ = 0,9, с одним ведущим мостом £ = 0,8.	\

В табл. 5.2 приведены эксплуатационные данные по использованию/ передач
гусеничных и колесных тракторов.	у

Динамический крутящий момент определяется для установившегося и пере-

ходного режимов и зависит от параметров элементов трансмиссии трактора и ст<
пени влияния отдельных узлов, как источников возмущающих воздействий.

В установившемся режиме динамический крутящий момент зависит от пар;
метров двигателя, зубчатого зацепления, зацепления ведущего колеса с гусени1
ной цепью, карданной передачи.

Амплитуда и частота возмущающего момента двигателя определяется разл<
жением в ряд Фурье суммарной диаграммы крутящего момента. При ее отсутстви:
вычисляется крутящий момент от давления газов МГ в цилиндрах н от инерцион
ных сил MKf.

CD

Mr = AfCp -j- У ak cos kQt + bk sin kQt,
k=i

T	i

где Mcp — средний крутящий момент за один период: 7Иср = — J Л4Г (/) dt;
ak' bk — амплитуды фазовых слагаемых гармоники /г-го порядка (коэффициенты
ряда Фурье):

T	T

2 f	2 f

a* = V pMr (/) cos ЙЫ/; bk = — Afr (/) sin Qt dt;
Данные по использованию передач по времени (а, %) тракторов

Т-25													
1 Передача . .	  Скорость, км/ч . . . . а, %					I 5,69 10	II 7,18 15		III  8,37 20		IV 10,6 15	V .  14,7  20	VI 21,6 10		1Д 1,75 4		ПД 2,58  6
Т-16													
Передача ..	  Скорость, КМ/Ч . . . .  а, %				I 3,72 10	II 4,75 30		III 5.8 20		IV 6,85 10	V 13,6 15	VI 19,6 7		1Д 1.05 5		3/X 3,76 3
Т-125													
Передача 	  Скорость, км/ч .... а. % 			I 5,15 1,78	II 7,55 32,8		III 9.1 35,3		IV 10,6 15	V 12,9 2,77	VI 19,0 1,86		VII 22,8 2,48		VIII 26,7 1,24
Т-150К													
Передача	  Скорость, км/ч . . . . а. % 			I 8,45 33,5	II 9,62 35,3		III 10,88 15		IV 13,56 2,77	V 18,6 1,86	VI 21,2 2,48		VII 24 1,24		VIII 29,9  1,2
Т-74													
Передача 	  Скорость, км/ч .... я. % 	,	. .		I 4,49 10,6		II 5,45 29,8		III 6,69 28,5		IV 7,69 15,6	V 9,35 10,3			VI 11,41 5,2	
МТЗ-80													
Передача ....  Скорость, км/ч « % 		1 4,78 7,5	11 6,75 12,35	111  8,72  15,5		IV 10,2 18,75		V 11,2 10,75	VI 13,5 10,25	VII 15,8 6,9	VIII  20,4 3		IX X  23,9 31,6  10	5	
К-700													
Режим ........  Передача 	 .  Скорость, км/ч ....  «. % 			I 2,78 0	II 3,37 2		I III 4,07 3		IV 4,76 5	I 5,41 5	II 6,56 15		I III 7,91 10		IV 9,52 10
Режим 	  Передача 	  Скорость, км/ч ....  <*> % 			1 8,82 5	III II 1 III 10,71	13,0  5	5				1 IV  15,55  10	I 17,4 10	II 20,65 5		V III 25,05 5		IV 30,3 5

9

В. Я. Аиилович
sin-a-----sin 2а —

Q — угловая скорость, определяемая периодом крутящего момента,
Мк j — trijR2^
3

-------------j- sin За----sin 4a
4-------------------------4

где т/ — масса поступательно движущихся деталей.крнвошипнб-шатунного меха^
низма; R — радиус кривошипа; <в — угловая скорость вала двигателя; а = щр
% = R’l (здесь I — длина шатуна).

Для двух-, четырех-, восьмицилиндрового рядного двигателя

Л4К/ (2) — — /ПуЯ2®2 ( sin 2а + — sin 4а

Л4К;.	= — m.R2^ (2 sin 2а Д- X2 sin 4а);	И

9	

Л<ку (6) =----m.R2by2K (sin За — cos За);	Н

Л4К, ,о, = —-2m J?2o)aA2 sin 4а.

Амплитуда и частота возмущающего момента от зубчатого зацепления коробки
передач определяются динамической РДНи составляющей суммарного усилия
в зацеплении:

Мд = Qfivb^r У

где v — окружная скорость зубчатого колеса, м/с; &mln — длина зуба в зацеплЯ
нии, см; г — радиус основной окружности, см; А— межцентровое расстояние, см;
А — суммарная погрешность основного шага; и — передаточное число; п — ча-
стота вращения зубчатого колеса, об/мин; г — число зубьев зубчатого колеса.

При наличии нескольких пар зубчатых колес определяется амплитуда и ча-
стота возмущающего момента от каждого зацепления.

Влияние карданных передач учитывается приложением крутящего момента
.Мкар к массам, между которыми находится карданный вал:

,	А^кар — спр (Pi Рг) Sin 2а>кар/,

где спр — приведенная жесткость карданной передачи;	I

с _____________С1С2С3_____	I

П₽ . С1С2 + С1С3 + С2С3	|

(здесь Ci — жесткость вала до первой карданной головки; с2 — жесткость кар-
данного вала; с3 — жесткость вала за второй карданной головкой); р2 — углы
установки кардана; w,iap — угловая скорость вращения кардана.

Динамические моменты от указанных выше источников могут усиливаться
в зависимости от соотношений их частот и частот собственных колебании
системы. Поэтому действительные динамические моменты в элементах транс-
миссии трактора можно определить лишь путем рассмотрения вынужденных кру-
тильных колебаний всей системы.
Динамические моменты в трансмиссии при вынужденных колебаниях опре-
деляются как произведение модуля передаточной функции на гармонические со-
ставляющие возмущающего момента Мь'-

Mij = ®iikMk sin (шв7 + б*),
- k

где — модуль передаточной функции i/’-ro участка трансмиссии соответствую-
щий fe-и гармонике; ш-. — частота воздействия колебаний; — фаза колебания.

В табл. 5.3 приведены формулы для определения модулей передаточных
функций упругих моментов некоторых эквивалентных систем. Для «отстройки»
системы от резонансных режимов достаточно рассчитать частоты собственных
колебаний силовой передачи. При этом затуханием колебаний можно пренебречь.

Спектр частот собственных колебаний системы определяется решением урав-
нения

со" — йдо"""2 + 62<o"—4 + • • • + = О,
где &(. — постоянные коэффициенты, зависящие от динамических параметров
системы (табл. 5.4).

Динамический крутящий момент в переходном режиме зависит от параме-
тров муфты сцепления, индивидуальных фрикционов, муфт поворота, тормозов,
сцепления движителя трактора с почвой.

При «броске педали» на валу муфты сцепления возникает максимальный
крутящий динамический момент

п

Е л z

/=Ж	.. (, sin (ОД \	,	.	.

=	-----Ми( 1-—j—) , l^r^n-1.

Ел

7=1

При включении фрикциона максимальный крутящий динамический момент
на валу

п

Е л- ’

Mi, 1+1 = ЬЩ_Мф. пр (1 -	(fe + 1	1);

Е л

7=4+1

k

где Л4ф. пр — приведенный к первичному валу момент фрикциона; У Jу — сумма

/=1

моментов инерции масс, расположенных левее индивидуальных фрикционов,

п

мУфт поворота; У —сумма моментов инерции масс, расположенных правее
/=^+1

индивидуальных фрикционов; ®1( ац — частоты собственных колебаний эквива-
лентной системы, расположенной слева и справа от индивидуальных (бортовых)
Фрикционов; Л4М — момент трення муфты сцепления.

9*	'	............. ’	'	,
5.3. Вычисление упругих моментов для эквивалентных систем

Система	ф	и	1	6
*(¥	с	?  о i'n А ' Л	зг		£1» £12 — 1Я2	—	—	— 1
щ  л J2 Jj	С23  £»» — J 3Я2	£ц  ^12 + £22 X Х(1-ф)- — ЛЯ«	—	—
‘Ы 4  Л Л Jj	£23  g — J\ Я8			£12	  £12 4" Cgg (1 — - ЛЯ2	—	—	1
~	9J?  Q	—"А  J,O	£ц  £1з — J вЯ3	£13  £ц — J 3Я2		 — 1
9 <^4*4	£ц		  £ц — J зЯ2	£12	  £12 — J зЯ2		) -J
^2 “G 3<, :ФгЙ	£з«  С34 J4Я2		£дз	  £« + £34 X  X (1-ф)-  - ЛЯ2		£12	 £ц + £23 X  X (1 - ц) -  - ^2»’	— 1
Л Л J3 \ йв	£3* -	  £34 “• J4Я2	£гэ  £зз 4- £«* 4- + (1-ф) -  -ЛЯ2	£12  12 4" С2Э (1 — Ji) —  -ЛЯ2	“ 1
Д' 3 oj  9^ 9 о  О О		£дз  £»з — J зЯ2	£з<	t  £34 — J зЯ2			£12	  12 4" £23 (1 —'ф)4_ 4~ £24 (1 — ji) —  — ЛЯ2	__

	Ф1	м„	Л^зз	М34	АЛ,
	м		(1 — Ч>) Ф^П	—	—	—
	м	{1 — Ji) Ф1С12	(1 — Ф) ЦФ1«23	—	—
	рЛ4	  с„ О -11) - J*a	(1 — JA) Ф1«12 ~ — Л4р	(1 — if) 11Ф1С23 +  4- -— с2з £12	—	—
	М	  Сц (1 —	+ С1зХ  х (1 —ц) — ЛЯ2	(1 — Ч>) Ф1С12	(1 - |Л) Ф!С13	—	—
	Л4ц  (1 — Ji) Сц —|— ) 1 — 'Ф) £13 — J 1й9	(1 	 Ji) Ф1С12  — -ФЛ4	(1 — ф) Ф1£1з	\	—
	м	  Сц(1-М - ЛЯ	(1 -X) СцФ1	(1 — J1) ФгСзз^	(1 — 3|>) рАФхСг*	—
	мк  С1, (1 - X) -Ля=	(1 — %) Ф1С12 4- + мк	(1 — |л) СцЛФз + 4-Л4Х	(1— Ч>) 11 х X (w>i£ii +	—
	м  «и (1 — X) — ЛЯ	(1 Л) Ф1С12	(1 — 4>) ЛФ,С23	(1 — Ji) ЛФ1£23	—
Система		u	1 x	6
О О С  r\Cft А ^^*ч***и  ° °	C22 £зз — •/ ей2	C84  c24 - J4Q«	c14	’—**
			Cii+Cjs (1 —ty) + + Ct4 (1 — Ц) —  -ЛЯ’	—
% Дг *4  Г ,г  A7S<?4 о о	C2 3 c33 — «7зЙ2	C24  Сц — /*Й2		£1»	  cia + ca (1 —4* + c84 (1 — p.) — -ЛЯ»	НЧ
j: л jj 4 j,  -'l+rH			С4Ь	  —/»Я2 + *«	C34	£«a	c'3	i
		C34 + C4S (1 "  -$) -	Ci> +c>4 (1 — p.) — - J,O'	Ci2 4- C33 (1 — Л)-*  —J2Q2	\
J, J, Jj \ Js  MttJ	C43 	  с4Ь — /,0»	CS4	C22	C12
		CU + £4» (1 — — ip) — j4q«	ca 4"C34 (1  -ЛЯ2	ci3 4" cn (1 ~Л) — — Jjfl2
Л Л Л Л  Ш1		£<»  c4» - лаг	C34	^23	Cj2
		C34 + С4в (1 ~" -Ip) - j4a*	Ci4 4“ C34 (1 ц) “ - j3as	C13 4~ C23 (1 ~“Л)“ - J2G!  1
w	£34  C,4 - J4H =		 C84  £35 — Jb®2		£23 	  C2 3 ~b (1 —4’)ca<4?' 4~(1 — ц) C36 —  - J3&	7	C12 		  £1з4~С3 3 (1 —^<)“’  - AQ2
Й&1	C34  c54 - JJF	g35  <?.. - /.O’		 C23  Ci3 4"(1 —ф) С344~ 4~ (1 — m) c$& —  -JaQ2		£»»_ 	  £11 4 css (l—b) '
ШС	£14	  c,t - /<Q’			£34	  £35 — Jfi£22		£23 		  ^24 4~ (1 —$) C34 4  + (1 —|X)c3t —  -ЛЯ1		£12	__	  £12 + c«a (1 —X) “'  -Лй3
ОЮ CHO *VZ?  V ^O--O r^O-H)	£a< _  c„- J4U2		£35	  ₽34 — J4£32	C23	
			cas 4(1 —4) сз4 4 + (1 — |X) C35 — - J3Q2	Ci>4~ £33 (1	^4  -Лйг
Продолжение табл. 5.3

Ф1	м„	Мг,	M,t	Мц
мк	  й^х)-'*0’	(1 — А.) Ф1С1В  -Ж	(1	|\фх 4-  + 7— £23 £12 J	(1 - ц) |хф, +  . мм  + -	С24  £12 J	
КрМ 'йГТГ-'М “	(1 — A)	—  — мш	(1-ц) (ф,Х +  . ХцЛП  + С22 - ^18 } — КрМ	(1-ф) (фД +  . ХцЖ  +	ctl  £12 )	—
М  си а-в)-ля»	(1 - б) СцФ,	6(1 — X) СцФ1	(1 — ц) МФ1С.4	(1 — ф> цХбФ1С4,
	Мб  clt (1 - б) - ЛЯ	(1-6)Ф1С18- — Мб	(1 -X) ^Ф16 +  + 		С23  £18 /	(1 -ц)Х^6Ф,4-  , М6\  + — р»4  £12 )	(1 — ф) ^6Ф, , АШ 4 4* ~ I с4ЛрК £12 /
МК  Си (1 — б) — ЛЯ2	(1 - б) Ф.Си - - их	(1 — А) Фг£гз  - м>.  Cis	(1 - ц) ^ХФ, + + М 4") с>* Сц )	(1—4>)ц [\(6Ф,4-  4- МК) + м х  Х с^-] с“ £23 J
М  Си (1 - б) — ЛЯ2	(1 —6) Ф1Сц	(1 - %) 6Ф,С2Я	(1 - if) ЛбФ.См	(1 — р) Х5Ф1С,,
Л4б  q. (1 - б) - ля2	(1 - б) Ф.Сц- — Л4бс1а	(1 - К) (6Ф, +  , Мб \  + vT) Сгг cii !	(1 -1|!) X (бФ, +  , Мб\  +	Си  £1« /	(1-ц)Х^бФ, 4-  , /Иб\  + Г" c,t  clt }
__ же  С1! (1 — б) — ЛЯ2	Си - (1 - б) Ф1 - — Жб	(1 - X) (бФ, + +^ь»+  £12 J  . мк — £«з £12	(I — Ч>) |\(бФ1 + . МКб \ .  + — +  £12 }  ,мк 1 _  + — с34  612 J	жбА m х £12 )	£12 J  X £23
	МфХб	 си (1 — 6) —ЛЯ2	(1 -6)®tc12- — Ж|>Хб	£(1 - X) ^Ф,б4-  [ ЛГФХ6Х _  £12 ) Л/фЛ.1 	 £23 С 2 3 J	pl —ф) |х^ф.+  +ЭД+ С12 у  , МфХ) Л4ф 1  Сгз) £34J  	X £34 		(1 - и) |х (бФ, 4- . Ж|>Хб\ . + м^~) +  . МфХ) . Т	т	> £33  С23 )
5.4. Коэффициенты частотных уравнений

•с	1	1			1			1’Ш	
				1					
									
-О	1	1	1		* Г9 Г1 Гх Г			н	bL   h“’  n  M
	1 '	с .с	+  23			+ + +		Г  2	.	-—1—1	£	 » я ™ г т - 1	+ + .	
			+  +						
					Jl +J1 + J,	«/ lJ з  A 4" А + А ‘	J2JSJ4  3 4~ J 2 3 4" J 1 j 4		А.+ ^2 + J. 4  + J2 + Js	J1 J zJ 3  J 2 -j- J 3 J  J tJ 3<J 4  ..в-	чз»(йве./‘*'~
								•»	u  *	Oi	»  «	«j	«  «	tj  M  г ; +	
					flf	“r				
•а	1 W + <	Jt+ Jl C12 AJ, + ,	Jt + ja  сгз — .  2^ 2	1 Г 1  + -1ГГ „3 ф’/• + ’/•	«ф  4-	1  с	4-^2 	•+ ’  <1 и +  < +р < » “  J + +	а»	+	-+  «	N  w	u  tt	+	-,’i.  «	M  N +
« <  2 ф  S О	>т-О^	h- -OS7	1			-Or;		ОЮС	)S"
Дифференциал

। Cca7,Zl

	i	.Sit,?}

t

«*1 + ~ J	Ь7?2 cos2 а	05 — угол зацепления зубчатых ко- лес; 7<3 — упругая деформация па- ры зубьев при действии единичного нормального давления иа единицу ширины зуба
-	1	сза’ сзв “ жесткости зубьев полуосе- вых шестерен; «он в, пвн а — пе- редаточные числа дифференциала; Zj — число зубьев сателлита; z2. z3 — число зубьев правой и левой полуосевых шестерен
	21 ।	(цон. в)2 , гз (ивн. а)"1  /-	*1	р	1	с  Гсат	за	зв	

i JHanp — момент инерцнн направляю-
щего колеса; JKaT — момент инер-
ции опорного катка; /под — м0'
мент инерции поддерживающего
ролика; JB к — момент инерции
ведущего колеса; £кат — число
опорных катков; /гПод — число под-
держивающих роликов; — ра-
диус направляющего колеса

/Пр — момент ннерцнн прицепа, при-
веденный к оси ведущего колеса
трактора; Afnp — масса прицепа;
Jnp к — момент инерционного ко-
леса прицепа; z — число колес при-
цепа; — радиус колеса при-
цепа; — радиус качения колеса
трактора

g
g

£

Я
С

*

9
i

о

а

5
г
Максимальные крутящие динамические моменты на валу при включении
тормоза вычисляются аналогично моментам при включении фрикциона, только
Л4фр. пр следует заменить на Л4тор. Пр, приведенный к первичному валу момент
тормоза. •

При ограничении по сцеплению максимальный крутящий динамический мо-
мент

мч =	1

2 Л

/=1

sin

(llyt

тцъ Л4ф Пр — момент сцепления, приведенный к первичному валу.

Для составления эквивалентных крутильных схем в табл. 5.5 приведены спра
вочные данные моментов инерции тел различной формы и приведенных жесткостей
элементов трансмиссии.

5.2.	УЧЕТ ДИНАМИЧЕСКОГО КРУТЯЩЕГО МОМЕНТА
ПРИ РАСЧЕТАХ ЭЛЕМЕНТОВ СИЛОВЫХ ПЕРЕДАЧ

В установившемся режиме динамический крутящий момент

Л4<р = Л4ср + У Мт sin тф + У, Мп cos пф,
т	п

где Мт, Мп — амплитудные значения переменных слагаемых крутящего
мента.

При расчетах принимается крутящий момент

Л4р. к — -^срКпр. к, Мр. и — МСрКПр. И1 Л4р. п — ^срКпр. п,
где Кпр.к, КПр. и, Кпр. п—коэффициенты приведения переменного крутящего
момента к постоянному при расчете прочности зубчатых колес контактной и при
изгибе н при расчете подшипников на долговечность соответственно (рис. 5.1)
Рис. 5.1. Коэффициенты приведения переменного крутящего
момента к постоянному

В переходных режимах переменность динамического момента учитывается
введением эквивалентного времени работы элемента силовой передачи.

В режиме разгона при резком приложении нагрузки (рис. 5.2, а)

М = .max. t при0</</1;

ч	*

М === max прн < t < /1 + т;

Л1 = _^^<+Д^(2/1 + т)
‘1 ‘1

прн + т < t < 2<х + т.

Прн плавном приложении нагрузки (рис. 5.2, б)

.. тах

Л4 =------t.

‘1

Эквивалентное время работы элемента

т2

j Л1*(/)<Й

у ____ Л?_______ ,

1	эк в----~х

Мхр

Рис. 5.2. Диаграмма нагрузок в режиме
нагрузки:

а — резком; б — плавном

разгона при приложении
где Т2—Т} — время работы силового элемента при действии момента Л4; zi
показатель степени (см. табл. 5.1). При резком приложении нагрузки

ь3 ГА i т (2/1 + А ~ & +А I
ТПЯУ Л	•	о	Г

_ р Г А , г - AAAAzAAA0 щ
кв. и кд max ю	L0Z9	'

(2/14-Т)М .

Т =А>3,33 Г	^-{-т/'ЗЗ-^+т^ЗЗ

экв. п ”дтах + Т------------------------------- +

, (2/1 + Af
~ /f’33 J ’

где &д щах — мзксимзльныи коэффициент динамичности:	щах = -Мд шах/ А4Н.

При плавном приложении нагрузки:

т — ь3 А •
экв. к дтах 4 1

т = /i9 А •	j

экв. и дтах JQ ’	/

т- ______кЗ.ЗЗ /1	''

J экв. п д max 4 3 •

За время действия максимальной пиковой нагрузки каждый зуб войдет в заце-
пление несколько раз. Эю учитывается введением множителя Е:

а) при резком приложении нагрузки
t 2/i + т
£р 60 - па;

при плзвном приложении нэгрузки

ёп~-60" ’

где п — частота вращения зубчатого колеса, об/мин; а — число включений муфты
сцепления. По среднестатистическим данным а — 12 включений в час.

Общее количество циклов приложения пиковой нагрузки за время ТЭкв:
при резком приложении нагрузки

А/р = ?Р7'ЭКВ = А1+1 „Тэкц;

при плавном приложении нагрузки

inTЭКВ =	ПТЭКВ.

о
5.3.	РАСЧЕТНЫЕ И ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ДАННЫЕ
О НАГРУЖЕННОСТИ СИЛОВЫХ ПЕРЕДАЧ ТРАКТОРОВ

Эквивалентное время в переходном режиме существенно зависит от значения
пиковых нагрузок (табл. 5.6). Для получения действительного расчетного вре-
мени работы детали в установившемся режиме необходимо полученное значение
времени вычитать из расчетного значения времени работы детали только в уста-
новившемся режиме.

5.6. Эквивалентное время работы зубчатых передач и подшипников
при разгоне трактора Т-74

Параметр				Передаточное число трансмиссии				
	46,36		38,15 |		31,1 j	27,05	22,26	18,14
	Плавное приложение нагрузки							
/р с (эксперимент) . , .		0,84		0,68	1,05	1,03	1,32	1,34
йд шах (эксперимент)		1,95		1,86	2,12	2,72	3,08	3,12
2 ^экв. к> 4	•••		15,5		И	25	50,8	92	102
2 Т’экв. И’ 4	• • •		340		178	915	8350 	28 300	38 000
2 Т’экв. п, 4	...		18		11,0	29	66	122 .	137
	Резкое приложение				нагрузки			
с (эксперимент) . .		0,09		0,1	0,1	0.09	0,12	0,08
Т, ч (эксперимент). .		0,1		0,1	0,1	0,17 	0,31	0,32
$д max (эксперимент)		2,59		3,12	3,16	3,16	3,21	3,24
2 ГЭКВ. К’.4	...		203		368	372	600	1 190	1 440
2 ^ЭКВ. И’ 4	...		89,5-10“		386-10е	436- 10е	3620-10“	225- 10“	157- 10»
2 Т'экв. П. ’		418		776	850	1420	2 990	3 960

Уменьшение пиковых нагрузок может быть, как показали эксперименты
ХТЗ,.достигнуто за счет снижения запаса муфты сцепления и жесткости ее нажим-
ных пружин. Уменьшение коэффициента запаса муфты сцепления трактора Т-74
на 25% привело к уменьшению максимального коэффициента динамичности в транс-
миссии на 15—25%; снижение жесткости пружин вдвое при сохранении коэффи-
циента запаса муфты сцепления уменьшило максимальный коэффициент динамич-
ности на 25%. По данным ХТЗ наиболее нагруженным элементом трансмиссии
в переходном режиме является привод ВОМ. Наибольшая динамическая нагру-
женность в приводе ВОМ соответствует режиму разгона при работе трактора
с дождевальными машинами. .Максимальный коэффициент динамичности для
ВОМ трактора Т-74 при резком включении муфты сцепления достигает k„ max =
:== 7,5, при плавном включении kR max = 1,5.

Время разгона при резком включении составляет 0,02 с, при плавном — 0,1 с.

Значительные перегрузки приводят к поломкам зубьев шестерен ВОМ.
Допускаемые по прочности на изгиб и в месте контакта напряжения для зубчатых
колес при резком приложении нагрузки он. доп = 12 000 кгс/см2, ак дэп =
= 28 000 кгс/см3.

Разрушающие напряжения изгиба для зубчатых колес из стали 18ХГТ
при разгоне равны 15 700—16 600 кгс/см2.
Основные характеристики нагруженности валов трансмиссии трактора даны
в табл. 5.7—5.10.	ы

5.7. Статистические характеристики нагруженности валов трансмиссии трактора Т-74

Вал	п, об/мин	Af ср	Мт1п	•^тах	*д	k д max	D	Q	6. %
		Транспортирование прицепа							
Муфты сцепления	1600- 1800	34	18,7	61,2	2,04	1,94	86,2	9,26	30,9
Карданный	1600—  1800	37,5	29,3	53	1,575	1,68	207,9	14,4	24,1
Первичный	1600—  1800	36	24,7	53,8	1,71	1,7	47,6	6,9	23,8
Вторичный	1600—  1800	66	28,3	113,5	1,83	1,83	377	19,4	30,9
Ступицы	1600—	440	188	822	2,44	1,92	32 400	180	52,6
бортовой передачи	1800	525	354	1045  Пахота	2,46	2,78	34 100	185	38,2
Муфты сцепления	1440—  1660	29	12,6	46	1,94	1,46	35,1	5,93	32,9
Карданный вал	1400—  1660	30	17,1	45,5	1,63	1,44	31,4	5,56	23,2
Первичный	1400—  1660	30	14,1	47,7	2,03	1,51	26,8	5,18	26,7
Вторичный	1400—  1660	53,5	26,4	80,6	1,59	1,34	69	8,3	16,62 Ч
При	м е ч а в	и е. D,	С, 6 —	дисперсия, среднеквадратичное				отклонение	
и степень неравномерности			крутящих моментов; моменты даны в кгс-м.						

I

5.8. Основные частоты и коэффициенты динамичности карданных передач/
трактора Т-150 (данные ХТЗ) в установившемся режиме	/

Частота враще- ния карданного вала, об/мин	Низкочастотные колеба- ния (источник — ведущее колесо)				Высокочастотные колебания (источник — главная передача)					
	Трубчатый кардан		Стержневой кардан		Трубчатый кардан		Стержне- вой кардан		Стержневой кардан с развернутыми вилками	
	f, Гц	*Д	f. Гц		f, Гц	*д	Л Гц		f, Гц	*Д
1100	10	1,8	И	1,8	160 (1,551	1,61 [1,7]	по	1,33	120 (120)	1,2 (1,36)
1200	13	1,77	12	1,78	180  (160]	1,74 [1,81	по	1,26	120 (120)	1,4 (1,28)
1260	15	1,98	14	1,81	180 [160]	1,53 [1,781	по	1,45	140 (120)	1,12 (1,47)
1440	15	1,77	15	1,98	200  (160]	1,42 [2,091	100	1,46	160 (140)	1,33 (1,58)
1620	20	2,01	18	2,17	210  [150]	1,45  [2,22]	100	1,64	260 (250)	1.2 (1,28)
1680	20	2,68	20	2,17	260  (150]	1,98 (1,75]	130	1,56	210 (280)	1.2 (1,16)
1920	21	2,1	20	1,9	62 [1501	1,49  [1,95]	68	1,24	230 (240)	1,2 (1,55)
2100	21	2,33	22	1,95	70 [1601	1,86 [2,34]	70	1,29	260 (240)	1,55 (1,42)
Примечание. В круглых скобках даны значения для переднего кар- дана, в квадратных — для резонансной зоны.										
5 9. Коэффициенты динамичности карданных передач трактора К-700
при установившемся режиме (данные Кировского завода)

Передаточное число трансмиссии	,	Карданный вал		
	коробка передач	переднего моста	заднего моста
116,6  96,9  87,7  72,3  80,0  53,8	1,22-1,36 1,12—1,28 1,15-1,28 1,27—1,29  2,78 — 3,78 1,18	1,08—1,13  1,08-1,085  -1,08—1,12  1,17—1,182  1,51—1,61  1,17—1,19	1,03—1,04 1,06-1,1 1,13—1,22  1,08 1,07-1,15 1,11 — 1,18

5.10. Основные частоты и коэффициенты динамичности карданных передач
трактора Т-150К при установившемся режиме (данные ХТЗ)

Передаточное число коробки передач	Карданная передача			
	передняя		задняя	
	f, Гц 1	*Д	f, Гц	
2,913	130—140	1,1-1,24	90—110	1,23—1,32
2,464	100—120	1,2—1,31	100—180	1,14-1,31
2,172	100—150	1,12—1,36 	100—150	1,19 — 1,37
1,858	130—180	1,4— 1,65	100—150	1,28—1,37
1,356	160—220	1,31 — 1,93	25 — 60	1,25—1,84
1,147	20—70	1,35—1,87	20-65	1,42—1,97
1,011	55—80	1,24 — 2,53	55—85	1,81 — 2,52
0,865	50—90	1,3-2,55	55-100	1,4 — 3,22

Пример. Определить динамические моменты в трансмиссии трактора Т-150 при
включений муфты сцепления и в установившемся режиме от переменного крутящего
момента двигателя (на рабочей передаче /).

Принимаем для расчета трехмассовую рядную эквивалентную систему:

J1 = 38,55 кгс* см* с8 — момент инерции движущихся масс двигателя, маховика, муфты
сцеплеиня;

= 1,87 кгс*см*с2 — момент инерции ведомых частей муфты сцепления;

Jt = 5,26 кгс* см* с8 — момент ннерцни коробки передач, тормозов, карданных пере-
дач, главных передач;

/а = 7,9 кгс’см.с8 — момент инерции планетарных передач, ходовой системы и
трактора,

1,6-10б кгс* см — жесткость демпфера и .вала муфты сцепления;

£*з « 0,151* 10s кгс»см — жесткость полуосей;

^Дв~ 7500 sin l,5co? — возмущающий момент двигателя;

Мм — 17 000 кгс* см.

Вычисляем коэффициенты

для разгона

+ £23

6,

W.-, 6 19. 1,87+ 5,26

JiJ3	1,87-5,26

+

+ 0Л51.10-Щ±2^==)12.10ь.

jj+j2+j3
Dt —	------

J ^J 2/3



== 0,047-10*®;

В. Я. Анилович
для установившегося режима

-h А

+ с»«-Г+/* =!.6-10»
J 2J »

38,55 + 5,26 ,

38,55-5,26 +

+ 0,151-10»	= 0,393-10»;

0,20 • 1,9

b2 = c„c2,  J1 7^^ J* =l,6-10»-0,151-10» x

'38,55 + 5,26 + 7,9

X 38,55-5,25-7,9

= 0,007-1010.

2.	Частоты собственных колебаний!

..При разгоне

®4 — 1,2-10»®» + 0,047-101 о = 0,
откуда

®1== 63,5 1/с, ®, =340 1/с, /1 = 10.6 Гц, =52,6 Гц;

при установившемся движении

О* - 0,39340»®» + 0,007.10х® = О,

откуда

®i= 42,5 1/с; ®а = 193 1/с; /1==6,8Гц;	= 30,8 Гц.

3.	Проверяем резонансные частоты системы.

Рабочий диапазон частоты вращения п = 1550-^2000 об/мин.

Частота возмущающего момента полуторной гармоники;

_ knn 1,5л» 1550	„ „

^1»»о — —эд- —	до-------242 1/С; f — 38,7 Гц;

„	- 1,5л-2000	„л л „

Оим = “—ол---------— 315 1/с; ftoeo в 50,2 Гц.

Соотношения частот возмущающего момента и частот собственных колебаний сн
стемы соответственно равны 5,7; 7,4; 1,25; 1,63.

Резонанс практически отсутствует.

4.	Динамические моменты в режиме разгона

м12=мм

А 4- Л

Jl + J2 + J3

sin (djt
(Utt

1 -

= 17 000 1 875+65~26?+7 9 (1 - Sln 63>6/) •

1,8/ + 5,40 + 1,9

3

при tflji = -$-л имеем Л1,2 = 18 000 кгс-см;

«Й=й1,-—-----

J1 + J2 + J3

sin (0,<
co^

= 17 000

7,9

1,87 + 5,26 + 7,9

sin 63,5?

63,6i

при <й2< — ~2 n имеем Мм = 10 800 кгс-см.

Определяем динамические моменты в установившемся режиме.
Вычисляем коэффициенты и упругие моменты.
При Я = 315 1/с

ф =	= _______ о Л si 1О‘__= _

сгз - /3Я2	0,151-Ю5 — 7,9 0,98-10’	’ ’

___	2	__

С12 4" С2» (1 — 4>) — -7S^2

—______________________L.6'10*---------------------- _ 0,47-

1,6-	10’ +0,151 -106 (1 + 0,02) — 5,26 -0,98-10'	’

_	М

*” С1г ((1 - ц) - ЛЯ2 ~

=--------------------------------------- _ 207-ю-6-

1,6-10’(1 +0,47) -38,55-0,98-10’	_	’

Л112 = (1 - и) Ф1 С12 = - (1 + 0,47)-207-10»-1,6-10» = —487 кгс см;

Л42> = (1 — 2]>) цФ, с2, = (1 +0,02)-0,47-207-10"6-0,151-106 = 15 кгс см

При Я = 242 1/с

ф = 0,034; ц = —1,22;

Л412 = 1440 кгс-см; Л42, = 71 кгс-см.
ГЛАВА 6

РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ

6.1.	ГЕОМЕТРИЧЕСКИЕ ПАРАМЕТРЫ ЗАЦЕПЛЕНИЯ
ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС

6.2. Стандартизованный ряд модулей

Расчет прямозубой цилиндрической передачи (рис. 6.1)
выполняют по табл. 6.1.

1-й ряд			2	2,5	3	4	5	6	8	10	12
2-й ряд	1,75	2,25	2,75	3,5	4,5	5,5	7	9	и	14

Колеса, . применяемые в тракторостроении, корригируют.
Основной целью коррекции является увеличение нагрузочной
способности передачи путем повышения прочности и сопротивле-
ния разрушению рабочих поверхностей зубьев. Коэффициент
смещения (коррекции) исходного контура выбирают по альбому
блокирующих контуров, а при отсутствии его следующим обра-
зом. Заданное межцентровое расстояние определяет величину
. коэффициента суммарного смещения и, следовательно, контакт-
ную прочность передачи. Поэтому коэффициенты смещения xt
и х3 находят из условия наибольшей прочности зубьев на изгиб,
реализации коэффициента перекрытия ev^l,U отсутствия
подрезания и заострения зубьев (s,!0 т» 0,4m). z'

При высотном корригировании (хв = 0) в табл. 6.4 даны
значения xmtn, xOfi и хостр в зависимости от числа зубьев г,
где л0,4 — коэффициент коррекции, при котором sna = 0,4m;
-*Ъстр — коэффициент коррекции, при котором srta = 0.

Если шестерня находится в зацеплении с двумя другими
шестернями, то после определения суммарного смещения рас-

в

считываемых пар следует кор-
ригировать более нагружен-
ную передачу. После выбора
ее коэффициента коррекции
определяют коррекцию дру-
гой пары.

При небольшом числе
зубьев и произвольном вы-
боре коррекции следует вы-
полнить проверку на неза-
острение вершины зуба по
номограмме, изображенной
на рис. 6.5 для а — 20°, где
sno — толщина зуба при вер;
шине некорригированной
шестерни.

Рис. 6.1. Внешнее эвольвеитное
зацепление
6.1. Расчет основных геометрических параметров шестерен коробки передач
трактора Т-150

Параметр		1 Обозна-  чение  1	Расчетные формулы и указания	Передачи	
				I-IV	V-Vin
Число зубьев	шестерни	Z1	Исходные данные	25	31
	колеса	Zj		35	29
Модуль (см. табл. 6.2)		т		5	5
Угол профиля		а		20°	20°
Коэффициент высоты голов- ки		* ha		1,0	1,0
Коэффициент граничной вы- соты		*  hl		—	—
Коэффициент радиального зазора		с*		0,35	0,35
Коэффициент высоты моди- фикации головки		* «0 Ji		—	—
Коэффициент глубины мо- дификации головки		д*		—	—
Межосевое “расстояние		aw		155	155
Коэффициент смещении	у ше- стерни	Х1	Выбирается по альбому блокирующих контуров	0,585	0,585
	у колеса	Xt		0,529	0,529
Делительное межосевое рас- стояние		а	0,5m	Zg)	150	150
Делительный диаметр	шестерни	“1	tnz1	125	155
	колеса	d.	mtg	175	145
Передаточное число		и		1,4	0,936
Начальный диаметр	шестерни	dwl	2aw  a 4-1	129,17	160,17
	колеса	dw2	u4-l	180,84	149,84
Продолжение табл. 6 1

Параметр		«3  И д, £ S  О o'	Расчетные формулы н указания	Передачи  I-IV | V—VIII	
Коэффициент воспринимав' мого смещении		У	Оц) а т	1		—.  1
Вспомогательная величина		А	IQOOy Z1 + z2	16,7	16,7
		В	z, +'z2	18,5	18,5
		Г	Определяется по номограм- ме (рис. 6.2)	1,9	1,9 '
Угол зацепления		atw	Определяется по номограм- ме (рис. 6.3)	24° 35'	24-° 35'
Коэффициент уравнительно- го смещении		&У	(Z, +г2)Г  1000	0,114	0,114
Коэффициент суммы смеще- ний		*2	Х2	1,144 j	1,114
Диаметр вершин зубьев	шестерни	dal	dl + 2 (fta + *1 — by) т	U9,71	169,6
	колеса	da2	d, + 2 (ft* +	“ by) т	189,15	159,15
Постоннная хорда	шестерни	scl	(я	\  . I -у- cos2 a + xt sin 2a 1 m	8,813	6,935
	колеса	sc2	( cos’ a + x2 sin2a^ m	8,64	10,514
Высота до по- стоянной хорды	шестерни	hc\	0-5(.dal-dl-scl tg“)	5,751	6,038
	колеса	hc2	°-5 G*a3 ~	~ SC2 tg“)	5,507	5,162
Расчетное число зубьев в длине общей нормали	шестерни	znr 1		3,044	3,809
	колеса	znr 2	;8> + o,5-2-^	4,268	3,598
Продолжение табл. 6.1

Параметр		Обозна- чение	Расчетные формулы и указания	Передачи	
				I-1V	V-V1II
Длина общей нормали — округленное до  Нижайшего целого числа значение гпг\ при а = 20° рекомендуется W определять по табл. 6.3)	шестерни	W1	я/ncosa ^znl — 0,5 + 2х, tg а + zg inv +	Jt	J	55,41	55,83
	колеса		am cos а (z„2 — 0,5 + , 2xg tg a + zg inv a\ +	Jt	)	70,68	55,499
Нормальная толщина	шестерни	snl	^-y- + 2xt tga) m	9,983	9,983
	колеса	&п2	^-y- + 2xg tga) m	•9,78	9,78
Диаметр ролика (шарика)		D	При a = 20° (включая ис- ходные контуры по ГОСТ 1*75—68 и ГОСТ 9587 — 68) рекомендуется принимать 1,7m (для роликов допускается вы- бирать ближайшее зна- чение по ГОСТ 2475—62)	10,353	10,353
Угол профиля в точке на кон- центрической окружности зубчатого коле- ’ са, .проходящей через центр ролика (шарика)	шестерни	aDl	inv“^ + cos a +lnv a+ , 2Xi tga	a  +	Zi	2Zi	0,02133	0,02841
	колеса	aD2	D  Inv an, = j	  +	lnva+  dt cos a  , 2xgtga	л  + zg	2zg	0,02133	0,02841
Размер по ро- ликам (шари- кам) с четным числом зубьев	шестерни	Mi	dt _E£sa + D cosa^	—	—
	колеса	Mt	dt	+D  cos aD2	—	—
Размер по ро- ликам (шари- кам) с нечетным числом зубьев	шестерни	Mi	. cos a	90° , _  d 		coS	Z)  cos ap1	Zj	146,526	172,65
	колеса	Mt	. cos a	90°  dt	cos —- 4- D  cosaDa	zg	196,75	170,35
Продолжение табл. 6 j

Параметр		Обозна- чение	Расчетные формулы н указания	Передачи	
				I-IV	V-VI1I
Основной диаметр	шестерни	dbV	di cos a	117,461	145,652
	колеса	db2	d2 cos a	164,446	136,255
Угол профиля зуба в точке на окружности вершин	шестерни	“al	dbt Со5“а1 = -Н-  ai	32° 47'	30° 49'
	колеса	“a2	cos“a2 = T1 aO2	29° 37'	31° 7'
Радиус кривиз- ны активного профиля зуба в ннжией точке	шестерни	РР1	“w sin °4w~°-5db2 tg“a2	17,74261	23,3586
	колеса	‘Pp2	a^sina^-O.Sd^ tg‘afll	26,65831	21,04166
Угол разверну- тости активного профиля зуба в нижней точке	Шестерни	fpl	2Ppi/dbi	0,302	0,321
	колёса	'IpS	2^p2/db2	0,324	0,309
Коэффициент наименьшего смещения	шестерни	x 1 min	* zt sin2 a  ha 	2	- ft,462	— 0,813
	колеса	x2 min	.* _ z2 sin2 a a	2 ~	^1,047	— 0,696
Радиус кривиз- ны в граничной точке профиля зуба. При  < Рр интер- ференция зубьев отсутствует	шестерни	Pel	*  ha — *i 0,5 dj sin a — 	m  sina	15,309	20,439
	колеса	Pe2	— *2  0,5 d* sin a	m  sin a	23,041	17,911
Коэффициент перекрытия		ev	Z1 (tg “ai-*g“) +  + z2 (tg “az ~ tg a)  2л  или  2, 95m  Коэффициенты и опре-  деляются по рис. 6.4	1,36	1,37
Нормальная толщина иа поверхности вершин	шестерни	snal	dn	+inv«-invaal)	3,2	1,171
	колеса	sna2	da2	” inv ® ~ lnv “az)	3,64	5,807
6.3. Длина общей нормали некорригироваииых цилиндрических колес при

0,61 — 1,4		S сО  О	0,36—1,2	гг	10,668	0,51-1,2		10,687	0,41 — 1,2	*	10,696	0,81 — 1,6	ю	13,662 •
СО о*  V/ •	со	сч о	ю. ю о*  V/	СО	7,716	ю о V/	со	7,730	<0,4	со	7,744 .	оо о V/		10,710
н	С N	£	н	е	1Г„	*	е N	^0		с N	£	к	С N	И7о
	со см			СЧ			ю  СЧ			со СЧ			СЧ	
1,0—1,2		ш ю  о	0,91-1,2	е	869*01	0,8—1,25		10,612	0,71 — 1,3		10,626	0,66—1,4	#	10,640
V	со	СЧ со со	<0,9	со	7,646	<0,8	Л	7,660	о  V/	со	7,674	ю _  СО  О  V/	со	7,688
*	N	н	*	N	£		е N	£	н	N	1F.	н	.?	Wo
	оо			О			О СЧ			СЧ			СЧ СЧ	
0,71 — 1,2	со	сч со ю	0.61 — 1,2	со	7,756	0,61 — 1,2	со	7,590	0,51 — 1,2	со	7,604	1,1 —1,2	#	10,570
О	сч	о  со	СО о” V	сч	4,624	<0,6	СЧ	4,638	<0,5	СЧ	4,652	V/	со	7,618
*	е N	а h	*	• tt N	£		е N	£	*	N	О &		N	£
	со			2			Ю			со			-	
												0,81 — 1,2	со	7,548	|
|	0,8	СЧ *		оо о V/	сч	4,554]	6‘0>  1	:		СЧ	4,568	о о V/	СЧ	4,582	оо о V	СЧ	4,596
	N	! j	*	е N	Wo	*	N	Wo	н	N	И7<,	н	с N	£
	II”  N И			О			О						СЧ	
Продолжение табл. 6.3

г=  = 28	X	<0,8	0,81 — 1,6	33	X	<0,55	0,56—1,3	38	X	<0,7	0,71 — 1,7	43	X	<0,3	0,31 — 1,1
		4	5  •		zil	4	5		zn	5	6		гп	5	6
	Wo	10,724	13,674		117»	10,794	13,746		Wo	13,816	16,768		Wo	73,886	16,838
	X	<0,7	0,71—1,5		X	<0,5	0,51—1,2		X	<0,7	0,71 — 1,7		X	<0,2	0,21 — 1,0
29		4	5	34	zn	4	5	39	гп	5	6	44	zn	5	u
	1Г»	10,738	13,690		Wo	 10,808	13,760		Wo	13^,830	16,782		w.	13,900	16,582
	X	<0,6	0,61 — 1,4		X	^0,4	0,41-1,1		X	<0,6	0,61 — 1,6		• X	<0,2	0,21 — 1,0
30		4	5	35	zn	4	5	40	*n	5	6	45	zn	5	6
	1Г»	10,752	13,704		117»	10,822	13,774		Wo	13,844	16,796		Wo	13,914	16,866
	X	<0,6	0,61- 1,4		X	<0,3	0,31-1		X	<0,5	0,51 — 1,4		• X	<0,6	0,61—1,5
31	zn	4	5	36		4	.5	41	zn	5	6	46	zn	6	7
	Wo	10*766	13,718		Wo	10,836	13,788		U7o	13,858	16,810		Wo	16,880	19,832
	X	<0,6	0,61 — 1,3		X	<0,7	0,71^4t7-		X	<0,4	0,41 — 1,2		X	<0,55	0,56—1,5
32	zn	4	5	37	zn	5	6	42	zn	5	6	47	zn	в	7
	Wo	10,780	13,732		Wo	13,802	16,754		Wo	13,872	16,824		Wo	16,894 |	19,846 j

Продолжение табл. 6.3

2— =48	X	<0,5	0,51 — 1,4	52	X	<0,4	0,41—1,1	56	X	<0,8	0,81 — 1,6	60	X	<0,5	0,51-1,2
	zn	6	7		2n	6	7		2n	7	8		2n	7	8
	Wo	16,908	19,860		IF»	16,964	19,916		Wo	19,972	22,924		Wo	20,028	22,980
49	X '	<0,5	0,51 — 1,4	53	X	<0,3	0,31 — 1,0	57	X	<0,8	0,81 — 1,5	61	X	<0,4	0,41 — 1,1
	zn  Wo	6  16,922	7  19,874		zn  Wo	6  16,978	7  19,930		2n  И7»	7  19,986	8  22,938		*n  Wo	7  20,042	8  22,994
50	X	<0,5	0,51 — 1,3	54	X	<0,2	0,21 — 1,0	58	X	<0,8	0,81 — 1,4	62	X	<0,3	0,31 — 1,0
	2n	6	7		2n	6	, 7		zn	7	8		2n	7	8
	U7o	16,936	19,888		Wo	16,992	19,944		Wo	20,000	22,952		Wo	20,056	23,008
51	X	<0,45	0,46-1,2	55	X	<0,8	0,81 — 1,7	59	X	<0,65	0,66 — 1,3	63	X	<0,2	0,21 — 0,9
	zn	6	7		zn	7	8		zn	7	8		zn	7	8
	Wo	16,950	19,902		Wo	19,958	22,910		Wo	20,014	22,966		Wo	20,070	23,022

Расчет зубчатых передач.	_________________Параметры цилиндрических зубчатых колес
Продолжение табл. 6.3

2= = 64	X	<0,8	0,81—1,6	68	X	<0,8	0,81-1,3	72	X	<0,4	0,4— 1,0	76	X	<0,8	0,81—1,4
		8	9		zn	8	9		Zn	8	9		гп	9	10
	Wo	23,036	25,988		Wo	23,092	26,044		Wo	23,148	26,100		Wo	26,156	29,108
65	X	<0,8	0,81 — 1,5	69	X	<0,7	0,71 — 1,2	73	X	<0,8	0,81 — 1,7	77	X	<0,7	0,71 — 1,3
	zn	8	9			8	9^		Zn	•9	10		Zn	9	10
	Wo	23,050	26,002			23,106	26,058		IT.	26,114	29,066		Wo	26,170	29,122
66	X	<0,8	0,81 — 1,5	70	X	<0,6	0,61 — 1,2	74	X	<0,8	0,81 — 1,6	78	X	<0,6	0,61 —1,2
	zn	8	9		Zn	8	9		Zn	9	10		Zn	9	10
	W,	23,064	26,016		Wo	23,120	26,072		Wo	26,128	29,080		Wo	26,184	29,136
67	X	<0,8	0,81-1,4	71	X	<0,5	0,51-1,1	75	X	<0,8	0,81 — 1,5 1	79	X	<0,5	0,51 — 1,1
	zn	8	9 х		zn	8	\^9		Zn	9	10		Zn	9	10
	Wo	23,078	26,030		Wo	23,134	26,086		IT о	26,142	29,094		Wo	26,198	29,150

Примечание. Wn=m(Wo+ 0,684i12).

_______________________________:____________________________________________________I

0,0	E	720-	¥	zs.o-		зз.о-	91.0^  -6.70	•	--10,10 -в n  4000	-0.50	-f5-j	-гг1	-9,90	-6.60				
8,0-.		16,0 ¥	4.90  '4,80	29,0-	-3.90  -3.80	32.0-	"-6.60  -6,50 J  -6.90	'i ‘ 1 | 1 1 1 ’ £з Ьз ta ।  •”> «5 N 1  C« CT,’	1  jbh'.'l.H,!,,,	-	7	4.80  ¥170	•	-9.30 -26-  '-9.20  ¥9.10	^6.50  ¥6.90	12,0-.	¥23*20 J	L  on  з8.°~	rZt'O
	-0,90	-	^1.70	-	-3.70  -360	-	-630	:  ¥s¥20	"	19.60  ¥9,50 ~7~  ¥9.90	-0,90	49^	о» =4	1 Г I [I 111(1 о  &  *0 «3	¥630  ¥6,20	ii,aA	?<a-	¥2590	"  :	37,0-.	rZ7°Slf
1 1"1111111	-030	15,q¥	'-1,60  4.50  4,90	23,0-	¥3.50  ¥3.90  ¥3,30	31.0 3	I I I | I И I I ITT $ § § ’o	HI pill pill |l 1 при О»	Cq	,4s	,4s	Jc  Ч3	C~>	'c,  Сз	=4	eg  O)  I	l.l—L.I	1,	1	1 1 J	¥0,30	Г | 1 1 1 1 | 1 1 1 1	-J 1 1 1 1 1 1 1 1 1 , । н । >i 11 > 11111< 11111111	¥3.80 '-3,70  ^.99 '2S-  ¥3.50	¥6,10  ¥6,00  :-5,90	я  iiIii.JimiImmI.l	l|JIII|’lfl|IHI|llll|!ll!pnr eS.  co  Aa1A4 1111111 II 1111 HJ	-<b	’5  .llllilll Uli! .,1.!   ! 1 .,  1. I	llllipillllllipir X.
i-n-rr e>	-'	19,0-	4.30	22,0-	¥3,20 ¥З.Ю	30,0¥	-570 38,0-_  : s.60	:	¥8.80	-  ¥8,70	¥		§    >	¥3,90  ¥3.30	¥5.80  -S.70	l[irrrp СЭ <0*	ттфгнрт ез  1 111111 "		¥27°2Q
—		-	-	-		-	¥5,50	-	¥8,60	:		-12-	с 120 -19-	'-3 ?П			-2210	:	j	—
S.0-,	-0,20	13.0-	4.20	21,0-	¥3.00  ¥2,90	2 9,0 2	111 |l!ll|llll|llll|ll e>	11 111 г  5 »  «О’ «о* «0  11111  111 > 11	-0.20	-	111Р  Сэ .. 111. >	1 & L  tuluukd	rS,60  ¥5,50	«3  lilllllllfil	\22°° 2Q,0¥  ¥21°50‘	7	¥29*50' 23’°~	¥27°1О*
-	-	-	¥1.10	-	¥2,80  '¥2,70	1 | 11 1 1	¥5,10	11|| II11II11 ,O> Яэ ;  , . , , 1	-	-11-	-1,00 48-	iipiiqiiH|iii JS»  ’^1 СЮ ез	=> «За  . 1	.	< 1 1.	l|M 11 |l	11 j 11 up r ca <©*	Г о . 19,02.  -2190	j	ПТгртгртттрП1 p IlipilTjrrirpTI «3  Js	%  <CJ	C3	«3  Hill 1 Illi 1 1 ill И ill 1 llllll ill 1	¥Z7°Q
	-010	12,0-	4.00	200-	¥2,60	28,0-	r 36,0-  ¥5.00	\	¥8.00 -9- ¥2,90	-		¥0,90	“			П|11Н[  Co	11|111111 Co je>* & niiuibiwh		'--26°SQ
3.0-	-009  -0,08  -0,07 '-0,06	11,0-	¥0,90	19,0-	¥2.50  ¥2.90  ¥2.30	27,0-	। I । i ' 4 ' g g.	¥7,80	'	j  47,70	;  ¥?,60	;	,Г"||ип| ।  □0 §	-1q¥	-77-  ¥0,80	_	<  <5> С» । Hi ii ill ।		< a-.	l21Q0	1		ll|l111| 1111 [i 1111111<|111 S-	?•  *CJ^	«3^
-	-0.05  -0,09  -0,03	4	-0,80	7		। 1 1 И । । ‘	¥9,60  ¥9.50	¥7,50 -3-  ¥7,90	:  ¥7,30	-	¥0,07  ¥0.06		у0,70	:	'-2,90	.  ¥2,30	¥9,90  ¥9.80	3,0 \	¥	16,0-.  ¥2O°5O j 75,ffj	' . zs,o-  Ctfst ге,°-:	
2,0-	-0,02	10,0-	-0.70	18.0 -	¥2.20	26.о¥	~9,90 ^,0-	¥7.20	-0.05	-9-_	L -i6:	¥2,20	2	-9.7Q		¥2030' J		-
	-0.01		-		4.10	-	-9,30	¥740	-2-	¥0.09		-0,60	2	¥2,10	-9,60	i,B\	¥20Z0 i9tQ-	Vм 27j¥	:r26W
1,0 :  >A	Г	9.0- А	-0,60  Г	17.0- А	¥2.00  Г	25.0- А	\9,20	"  4a J3S. Г A	¥7,00  ¥6,90  *-	4.5-  Г	A	¥0.03 ^-0,02 Г	-8-  A	-75-  Г А	¥2,00  -22-  Г A	-9,50  Г	0-  B	MHJTTT co co. c s. co '^iidi	лзза' 1  E	tS,O^  «tu в	^ts’a  «t£J
				а)							6¥			Phc.	6.3. Номограмма для опре-		
									Т в					деления угла зацепления			
Phc	6.2* Номограмма для определения величины									зависимости от л при			угле:				

а —	> 20°; б — a,tw < 20°

ел
о

Расчет зубчатых передач	„

_____________________________________ Параметры цилиндрических зуочатых колес
а
s
х
v

5
5
Си
X

а
ч
ВС

св
S
S
св

£
О
X

из

со

KJM0C0CZ0М 001 08 09 ОЪ Of 0Z II 01
g,4. Граничные значения коэффициентов коррекции

Z		8	9	10	11		12		13		14
*0.4 *  •*остр	• • • ♦ -« •	0,53  0,18  0,56	0,47  0,22  0,63	0,42  0,27  0,70	0,36  0,31  0,76		0,30  0,35  0,82		0,24  0,39  0,88		0,18 0,43 0,93
2		15	16	17		18		19		20	
xmln		0,12	0,06	0		-0,05			-0,11		— 0,17
Х0 4 *	. > > * . •	0,46	0,5	0,53		0,56			0,59		0,62
хостр			0,98	1,03	1,08			1,13		1,18		1,23

При а + 20°

sna i> j — ^ai,i

sn 1. 2
mz112

inv а— invaai,2

где

&, 3 cos a
ana i. 2 — arccos --------

“o 1. 2

Для нормальной работы передачи необходимо выполнение условия ev ^=1,2.
Минимально допускаемое значение для прямозубых нефланкированных передач
&v = 1,2, для фланкированных —Svmin = 1,09 (ГОСТ 13755—68).

6.2.	РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ПРЯМОЗУБЫХ
ШЕСТЕРЕН НА ПРОЧНОСТЬ

Шестерни рассчитывают на изгибную и контактную прочность и долго-
вечность. Порядок расчета приведен в табл. 6.5.

в.5. Прочностной расчет цилиндрических шестерен трактора Т-150

Параметр	Обозначение	Расчетные формулы и указания	Передачи	
			I—IV	V-VIII
Число зубьев ведущей и ведомой шестерен	Z1	Исходные данные	25	31
	z2		35	29
Передаточное Число	и	Z2/Zj	1,4	0,935
Модуль, см	т	Исходные данные	0,5	0,5
Момент (кгс*см) и частота вращения (об/мин) веду- щей шестерни	м		5 550	
	п		2 000	
Продолжение табл. 6 5

Параметр	Обозначение	Расчетные формулы и указания	Передачи	
			I—IV	V-VIlf
Межосевое расстояние, см	aw	Исходные данные	15,5	15,6
Длина зуба шестерен, см	Ьгь,		3,6  3,6	3,3  3,3
Длина контактной лннни, см	ьк		- 3,45	3,3
Угол зацепления	'J-tw	См. табл. 6.1	24° 35'	24° 35'
Коэффициенты смещения	Х1 • xt		, 0,585	0,585
			0,529	0,529
Делительный диаметр	di	mzj	12,5	15,5
Суммарная погрешность основного шага, мкм	. Д	Исходные данные	20	20
—	aw'u	аа>/и	11,07	16,57
Окружная скорость, см/с	ц	0,524- lO-Mjn	13,1	16,24-
Удельные статическая и динамическая нагрузки в зацеплении, кгс/см	^ст/^min	2M/Vmln	257	217
		/¥	135	205
Суммарная удельная на- * грузка в зацеплении, кгс/см	р ^miri	р	р  1 СТ ] дин $min $min	'	392	422
Коэффициенты динамич- ности и неравномерно- сти распределения на- грузки	*Д	Р  1 4. Днн Р ст	1,1525	1,945
	^н. р	См. табл. 6.6	1,1	1,0
Коэффициент формы зуба при нормальной высоте зуба	V1	См. рнс. 6.6	0,31	0,312
	Уг		0,31	0,311
Продолжение табл. 6.5

Параметр	Обозначение	Расчетные формулы и указания	Передачи	
			I—IV	V—VIII
Напряжения изгиба в кор- не зуба при приложе- нии всей нагрузки в вер- шине зуба, кгс/см8	<4	Р ^н. р *mln	2 785	2 705
	стн2	стн  Н* У,	2 785	2 713
Коэффициент	влияния  коррекций на нагрузоч- ную способность	Фк	tga tg20°	1,24	1,243
Коэффициент контактной напряженности	ск	Р &min «4*1 ^н. р	- 47,62	45,3
		6mln Ьк	4>к		
Действующее контактное напряжение, кгс/см8	стк	1510/С^	10420	10 163
Материал, твердость по- верхности н сердцевины	—	Исходные данные	25ХГТ НЯС58— 63 н-30 —42	

Крутящие моменты и частота вращения для расчета шестерен выбираются
в соответствии с нагрузочными режимами (см. гл. 5).

За предельную динамическую нагрузку принимают силу, которая деформи-
рует пару зубьев иа величину расчетной ошибки основных шагов:

= с (Л — 5) = 16,5 (Л — 5),
bmin /шах

где с = 16,5 кгс/см — жесткость пары зубьев.

При твердости рабочих поверхностей НРС < 56 и окружной скорости
»<3,5 м/с коэффициент k„. р
подсчитывают по формуле

&н. р — 1 Ч~ (0ц. р — 1)& п

где О,. р — коэффициент, учи-
тывающий неравномерность рас-

пределения нагрузки по ширине
зубчатого венца в начале ра-
боты пары, т. е. при отсутствии
приработки (находится на рис.

в зависимости от отношения

9ц = ^min/d, и конструктивных
особенностей узла); kn — коэф-
фициент прирабатываемости,
зависящий от твердости рабочих
Поверхностей и окружных ско-
ростей (определяется по графи-
кам, изображенным на рис. 6.8).

6.6. Значения А„ _
и. р

Расположение шестерни	Степень полноты зубчатого колеса «у = b/db			
	0,2	0,3	0.4	0,5
Консольное на опорах: шарикоподшипни- ковых ....	1,25	1,35	1,47	1,6
роликоподшипни- ковых ....	1,15	1,21	1,28	1,37

Примечания: 1. При симме-
тричном расположении шестерни &и р =
= 1, при несимметричном &н р = 1,1.

2. Значения справедливы для твердо-
сти поверхностей НRC > 56 и окружной
скорости v 3,5 м/с.

П В. я. Аниловнч
Рис. 6.6. График для определения коэффи
циента формы зуба при приложении
нагрузки в вершине зуба цилиндрической
шестерни	"

Рис. 6.7. Ориентировочные значения 0нр:

/ — для консольного расположения шестерни
(в, д, е, ж) при шарикоподшипниковых опо-
рах; 2 — то же при роликоподшипниковых
опорах; 3 — для быстроходной ступени (б);

4 — для тихоходной ступени (г); 5 — для ти-
хоходной ступени (б) и для быстроходной
ступени (г); 6 — при симметричной передаче
(а); Т — тихоходная ступень;, Б — быстроход-
ная ступень	j
Рис. 6.8. Определение коэффициента kn при нагрузке:
а — постоянной или иало изменяющейся; б — резко изменяющейся

38-
37 —
36—
35—

36-
33—
32—
31 —
30—

29—
28—
27~z
26—

25—
26-

23-
22—

21—
20—

19—
18-

17-
16-
15-i
М

/2-^

' 11-^

10~1

J-f

Й~1
7-4

6-i

5-^

5-

9500610
600
330
ЗЮ

9000 370

6500^
310

300

8000

270

-7500 2^

260
230

7000 220
210-
200-

6000

170

160

150-

160

5500 т
120-

5000 w
100
90

4500 „„ .
80-.

-5000 70
60

-3500 50

60

31009

30000

29009

28009

27000

26000

25000

26000

23000

22000

21000

20000

15009
/8000

17000

16000

15000

16000

13000

12000

11000

10000

Рис. 6.9. Зависимость <тк от Ск

Рис. 6.10. График, связывающий величины твер-
дости HRC и НВ

3000
С%,
къс!смг McfcMz кгс/см2

кгс/смг

Рис. 6.11. Кривая усталости
Для облегчения пересчета зависимость между Ск и <тк выражена графиков
изображенным на рис. 6.9 (для стальных зубчатых колес).	М|

График, связывающий твердости HRC н НВ, приведен на рис. 6.10.

Допускаемые напряжения при изгибе [ои J при нереверсивной нагрузкей|

[СТи] =

0,75<тв

«и

где /ги — запас прочности.	

Для цементованных н закаленных зубьев без специальной обработки вы®
кружки зуба при закалке боковой поверхности и выкружки пи = 2,3. При ревер-
сивной нагрузке допускаемые напряжения уменьшаются в 1,5 раза.

В приведенных ниже данных по определению допустимых контактных напря-
жений используются рекомендации проф. В. М. Кудрявцева.

Чем больше число Л;ц циклов изменения напряжений, тем меньше нагрузка
 (напряжение), при которой может произойти разрушение.

Число циклов изменения напряжений за данный промежуток времени Т

= GOnT.

6.7. Значения [СК. в]’ кгс/см2

Материал	Твердость рабочих поверхностей зубьев					
	54	56	58	60	62	64
Высоколегированные цементованные стали 	  Легированные цементованные стали	53,8  45,5	56,2  47,5	58,7  49,6	61,3  51,8	64,0  54,1	66,7  56,4



6.8. Параметры шестерен коробок передач тракторов

Трактор	Zi	г2	tn, мм	и	Ь1, мм	5г» мм	а		х2  —I
Т-25	18-30	27—66	4	0,9- 3,47	16-35	10 — 30	20°— 21° 46'	0—0,822	0-(-0,3)
Т-40	15-35	22 — 59	4; 4,5	0,628 — 3,47	15 — 40	15 — 40	20° — 22° 36'	0-0,74	— 0,13— 0,15
Т-50	14-35	22 — 59	4; 4,5	0,628 — 3,47	15 — 40	15-40	20°— 22° 30'	0-0,74	— 0,13- 0,15
МТЗ-50	20—28	35-45	4,5	1,34-  2,25	17-38	20—26	20°— 22° 17'	9—0,528	0-  — (0,264)
МТЗ-80	20-36	28 — 44	4.5	0,778 — 2,2	22—30	22 — 28	20° — 22° 17'	— 0,2 — 0,528	0-0,328
Т-150К	25 — 37	32 — 46	5	0,892 — 1,93	30-  41,5	28 —  41,5	20° —  24° 23'-	— 0,024 — 0,535	0-0,573
Т-4А	17-27	23—35	6	1,1— 1,67	25—  34,5	25 — 34,5	20°— 23° 22z	— 0,1 — 0,7612	— 0,2175- 0,631 г
Т-54В	18—28	35-45	4; 4,5	1,34-  2,25	20 — 26	17—24	20°—  22° 18'	0—0,528	0—0,265
Т-108	15—27	16 — 30	7	0,592 — 2,0	36 — 46	36 — 46	20°	0—0,5	0 — 0,5
Т-130	16 — 28	17 — 28	7	0,63 — 1,75	37-50	37-49	22° 14' — 26° 07'	0,14 — 0,653	0,14 — 0,653
Т-150	29—35	33—38	5	0,943 — 1,32	27 — 40	30—38	22° 09' — 24° 09'	0,529 — 0,551	— 0,003- 0,573
Если же рассчитываемое зубчатое колесо сцепляется с несколькими зубча-
тыми колесами (а), то

= бОпаТ.

; У паразитного зубчатого колеса в одном нз зацеплений зубья яиляются веду-
щими, в другом — ведомыми, т. е. они работают разными сторонами, и поэтому
в данном случае а = 1.

На рис. 6.11 приведена экспериментальная кривая усталости, т. е. зависи-
мость между предельной нагрузкой Рпр и числом циклов Уц,

Рис. 6.12. Графики для определения величины ЛГ #в

Параметры шестерен тракторных коробок передач приведены в табл. 6.8.

	кгс. см	П, об/мин	О, м/с	аИ1* кгс/см2	кгс/см2.	кгс/см2	Материал	Твердость поверх- ности, сердце- вины HRC	Глубина цемент©' ванного слоя, мм
	1 487—  3 160  2 060 —  5 500  2 290-  6 720  2 100 —	’282 —	1,062 —	1850—	1880—	9 050—	18ХГТ	56 — 63	0,9—1,4
		914	4,02	3200	2840	12 600		25 — 38	
		485 —	1,94 —	2900—	3190—	11 700—	20ХНЗА	56—63	0,8—1,2
		1320	9,66	3510	3470	13 600		35—45	
		496 —	1,99-	3220—	3340—	12 200—	20ХНЗА	56 — 63	0,8-1,2
		1485	10,9	4150	4000	15 050		35 — 45	
		832—	1,08—	2260—	2340 —	9 660 —	20ХНР	56 — 63	0,8—1,2
	3 190-	1700	9,63	3640	3520	13 290		30—40	
		816 —	5,43—	2895—	2895 —	10 550-	25ХГТ	56 — 63	0,8-1,2
	5 800 —	1800	15,3	3740	3520	12 450		30 — 40	
		721 —	6,23—	2950—	2960 —	10 350 —	25ХГТ	58 — 63	1,4 —1.9
	° $36  5 480 —  9 600  2 238 —	2100  935 —	18,15  6,16-	3600  2560 —	3600  2550-	12 000  10 700 —	20ХГНР	35  56 — 63	1,1—1,6
		1700	9,1	3320	4150	14 350		35-45	
		516 —	2,19 —	2410 —	2500 —	10 310—	20ХНР	56 — 63	-	.
	5 900 —	1600	10,02	4660	4150	14 950			
		825 —	4,54 —	1890 —	1805—	10 150 —	18ХГТ	56 — 63		.
	8 850—	1290	10,4	2180	2690	12 ПО		27	
		905—	6,16 —	2020—	1950—	9 700 —	18ХГТ	56-63		.
	Л* 1* U з 810	1 050	10,41	2640	2700	11 800		27	
		1429	10,8 —	1918 —	1918 —	8 191 —	25ХГТ	58-63	1,4-1,9
			13,1	2212	2326	9 059		35	
Минимальное число циклов, при котором выявляется предел выносливое
т. е. число циклов, соответствующее началу горизонтального участка криво"
усталости, обозначается Ац. в.	Ои

Значения в s зависнмостн от твердости рабочих поверхностен зубье
даны на рис, 6.12, из которых следует, что с увеличением твердости растет вели
чина Лц. в.	и"

Без учета влияния вязкости масла и режимов работы шестерен при С
> [Ск, в] долговечность (ч)	к

7[СК, в] у

60/и \ Ск )

Значения [Ск. в] выбираются из табл. 6.7.

6.3.	ГЕОМЕТРИЧЕСКИЕ ПАРАМЕТРЫ ЗАЦЕПЛЕНИЯ
КОНИЧЕСКИХ ШЕСТЕРЕН С КРУГОВОЙ ЛИНИЕЙ
ЗУБЬЕВ

Пример расчета геометрических параметров зацепления конических колН
дан в табл. 6.9. Пояснения к расчету даны на рис. 6.13.

Наибольшее распространение получили передачи со средним углом наклона
линии зуба = 0-5-45°. Рекомендуется выбирать угол (ф., нз следующего ряда
чисел: рт = 0, 5, 10, 15, 20, 25, 30, 35, 40, 45°.

Ширина колес принимается такой, чтобы выдержать условие b/L-^0,3.

Коническая передача с круговой линией зубьев обычно выполняется с высот-
ной коррекцией: хх = —х2.	I

Графики для определения коэффициента коррекции, составленные для угла
зацепления 20°, приведены на рнс. 6.14.	/

Для выравнивания нзгнбной^прочностн иногда дополнительно применяется

Рис. 6.13. Внешнее зацепление конических
шестерен

тангенциальная коррекция т.

Полную Лп н рабочую йр высоту
зуба принимают в зависнмостн от'
числа зубьев шестерни:

Zi 7	8	9 и более !

Ап 1,757тд l,788mn l,888/nn Н
Ап \,6т„	\,§т„	У,7т„ Я

IL	tl	IL

Нормальные . резцы имеют следую-
щие номера: 1/2; l1/^; 21 /2; 31/2; Д°
20V2.

Если полученный расчетом номер
резца не входит в число нормальных,
следует выбрать ближайший нормаль-
ный номер, после чего соответственно
исправить угол спирали.

Развод W (мм) резцов Г следует
выбирать нз нормализованного ряда:
0,4; 0,5; 0,65; 0,75; 0,85; 1; 1,15;
1,25; 1,5; 1,75; 2 и т. д. до 10 (через
единицу).
X

Of

0.4
0,3

о,г
0,1

о

0,5
0,4

0,3
0,2
0,1
О

0,5
0,4
0,3
0,2

0,1
О

0,4
0,3

0,2
0,1

О

1	1,5 2	3	4 5 би 1 1,25 1,5 2	3	4 5 б и

Рис. в. 14. Трафики для определения коэффициента коррекции
6.9. Расчет геометрических параметров конической передачи трактора Т-150

Параметр		Обозна- чение	Расчетные формулы и указания	Результат
Число зубьев	шестерни	Z1	Исходные данные	9
	колеса	Z«		40
_ Угол профиля среднего нор-' мального исходного кон- тура		Ct n		20°
Угол наклона зуба средний		₽n	sin ₽п = 0,42261	25°
Коэффициент высоты зуба		f		0,82
Коэффициент радиального за- зора		C’		0,2
Угол начального конуса		f>w		12° 40' 48*
Тригонометрические параме- тры		8 | СЛ  О» о»  • •		0,21950
				0,97561
Коэффициент высотной кор- рекции		xnl		0,5
Модуль торцевой (расчетный)		mn	у/	9.25J
Длина образующей началь- ного конуса			т 			189,625

Ширина зубчатого венца	ь		50
Глубина захода	hd	2fmn = 2- 0,82-9,25	15,17
Радиальный зазор	С	c'mn	1,85
Высота зуба по торцу	h	+ c	17,02 t
Внешний делительный Диа- метр	del	mnzt	83,25
	de2	mnzt	370
Высота головки зуба	hai	mn(t+ *«1)	12,21
	Лд2	hd ha\	2,96
Продолжение табл. 6.9

Параметр		Обозна- чение	Расчетные формулы и указания	Результат
Высота .ножки зуба		"л	Л - ла1	4,81
		ftf2	Л Лд2	14,06
Угол ибжки зуба		6fl	лП/Де	1» 27' 11’
		ef2	hftlRe	4° 14' 24’
Угол конуса вершины		®al	6wl + 0f2	16° 55' 14"
		6а2	6w2 + Of 1	78° 46' 23"
Угол впадниы конуса			90» - 6a2	*  11° 13' 37"
		6f2	90» - 6al	73° 04' 46"
Внешний диаметр вершины зубьев		deel	del •+ 2hal cos 6a,	107,0744
		dae2	de2 + 2fta2 sin 6w	371,2994
Расстояние от вершины до плоскости внешней 'окруж- ности вершин зубьев		Bi	~ hn sin 6w	182,3199
			dei  2	~~	cos	38,7372
Нодар резца	Предвари- тельный	^np	Of 2 + 0fl  - 20- SinP«	7,218
	Оконча- тельный	N		7.5
Средний угол наклона линии зуба (окончательный)		Pm	20N  вГ1 + в12	26° 02' 44"
Диаметр резцовой головкн		°и		304,8
Параметр внешнего угла на- клона линии зуба		sin ₽e	i L +№-°-56)x (**+ Re X  Xp«sinPm-(«e-°-56)}}	0,53443
		cos		0,84520
Продолжение табл. 6 9

Параметр		Обозна- чение	Расчетные формулы и указания	Результат-
Параметр внутреннего угла наклона линии зуба		sin р.  cos р(-	+ (Ле-Ь) х[лИпР/п-(д«-0’56)1)	0,33931  0,94067
Развод резцов при черновом нарезании колеса	предвари- тельный	(^)пр	Re-b r  —%— 1 ятп cos p.. —  -2 (Af2 + ftfl)tgan] -  — «Zj — ДН7	6,9835
	нормали- зованный •	V,		7.0
		ЛК"	0,2 0,98 cos	0,1656
Развод резцов при чистовом нарезании шестерен			^[(И^ир + чК+Д'П- UZ2	3,1791
Развод резцов при чистовом нарезании колеса (теорети- ческий)		IV2	w' = BZ2 _ All/ У	6,8344
Толщина по хорде ауба		S1	BZ2+l,96ftMtgan	16,8645
Средняя начальная нормаль- ная толщина зуба		snwml	Si 0,98-cos f>e	20,3606
		snwm2	ntnn - sx	8,6992
Расчетная толщина зуба ис- ходного контура		Si	^ПХЙ)ГП2 — c ~ snwtn2 — 0,2 = 8,6992 — 0,2	8,4992 j
Конусное расстояние до цен- тра зубомера по наружно- му. торцу		Pxl	Re ~ °>Ssnu»nicos ₽e sln	185,027
		Rx2	Re-°-5sm»m2'sin6ecos£e	187,706
Толщина по хорде зуба		s2	4^S2 cos₽e xe	7,1108
Продолжение табл. 6.9

Параметр	|	Обозна- чение	Расчетные формулы и указания	Результат
Высота до хорды зуба кониче- ского зубчатого колеса		, (Wni)2cos4₽ecosM  +	.	ide,	)	12,5186
	hag	Х  /	s2cos4 ₽esin6 \  х 1 Авг +	4<Г	/  \	ег	/	2,9354
Расстояние от внутреннего торца до вершины выступов шестерни	*1	В1 ~ {Re - ь) cos би)	46,1
Расстояние от вершины ко- нуса до внутреннего торца	’ В2	„ 6cos6n2  COS dfl	28,999
Расстояние от внутреннего торца до начала среза по Диаметру de	—	_ ha2 sin вш 	38,608
Радиус начальной окружно- сти эквивалентной шестерни	a	zlmn	42,665
Наружный радиус эквива- лентной шестерни	Гн1	+ ftal	54,875 .
Тригонометрические функции угла профиля по наружно- му ТОрцу	tg “ne	- tga« cos pe	0,43067
	cos а,пе		0,91844
	inv а.пе		0,024007
Тригонометрические функции угла профиля по наружно- му торцу	COS ।	r, cos	0,71409
	inv aH1		0,20487
Ширина вершинной ленточки зуба шестерни	sh1	%1 +  + inv “ne)	6,339
Продолжение табл. в.9

Параметр	Обозна- чение	Расчетные формулы и указания		Результат
Тригонометрические функции угла профиля	cos ag		tg a		'—.  0,9268
	Sin as		cospm	0,3755
Коэффициент торцового пере- крытия	ea	[]/Г(2соавш1+/ + .. 		  \ о /z, cos а„ \ 2  +	cos вШ2 + ' +  \2	cosan\2		1,107
		'Xni) \2cOs6wJ ( zt  — sin (Х_ 		!	E  nl2cose®l  ,	£2	\	1  2 cos 6t«2 /	31 cos “n		
Коэффициент		6(Яе-°,5&)	i		0,3109
Коэффициент осевого пере- крытия	E₽	(*в tg	3- tg3		0,984
		ntnn		
Коэффициент суммарного пе- рекрытия	Ev	-		1,481

Диаметр резцовой головки выбирают исходя из длины образующей началь-
ного конуса Ri (табл. 6.10). Если приходится выбирать между двумя головками,
то для уменьшения удельного давления в зацепляющейся паре следует выбира{
головку большего диаметра.

в. 10. Размеры резцовой головки

Номинальный диаметр головки		Длина образующей, мм	Наибольшая ширина венца, мм	Наибольшая высота зуба, мм	Наибольший модуль, мм
дюйм	ММ				
з*/>	88,9	38,1 — 69,8	19,05	8,7	3,17
6	152,4 ,	69,8—101,4	31,7	9,5	5,08
772	190,5	69,8—127					6,35
9	228,5	101,4—133,3	44,4	14,2	7,28
12	304,8	133,3— 190,5	63,5	19,05	10,16
18	457,2	190,5 — 254	—	19,05	16,93
g, 11, Расчет конической передачи с круговой линией зубьев на изгиб н контактную прочност]
Продолжение табл. 6.11

Параметр	Обозна-	Расчетная формула	Трактор	
	чение		Т-74	Т-150

неравномерности распределения на-
грузки .............................

прнрабатываемостн ..................

неравномерности нагрузки ...........

расчетной нагрузки...............«.

Средний угол спирали, град...............

Угол начального конуса колеса ...........

Приведенное число зубьев.................

Коэффициент сдвига . . ..................

Коэффициент формы зуба ..................

Высота зуба .............................

к

Расчетный коэффициент формы зуба ...

®и. р	eH. Из	1 + 0.5 (8H. p. гр - 1)		
		p. гр рис.	находится из рис.  6.8	6.7
* ® я			1 + (Вн. р - 1) К Н.р &д.	
₽т cos pm  % cos 6Wa	Из	расчета геометрических То же »		параметров

2'Л1

ХП,

У1
У2

Л

У1

______zt

cos3 cos 6W1

cos3 cos

cos&m
- xnl

Из рис. 6.6

Из рис. 6.6

аскета геометрических параметров

2,25т„
°,95__J5^

2,25тп

1,215	1,275
0,72	1.0
1,155	1,275
1,255	1,41
14° 09'	26° 03'
0,9696	0,898
73° 45'	77° 19'
0,279	0,231
13,9	12,65
163	250
0,5	0,5
-0,5	-0,5
0,3	0,303
0,288	0,288
16,85	17,02
0,312	0,352
0,311	0,335

Продолжение табл. 6.11

Параметр	Обозна- чение	Расчетная формула	т	1  Трактор	
			Т-74	Т-150
Напряжение изгиба в корне зуба, кгс/см2		2,26Л1кпК  *	кр	2 530	1 740
	а1	\	0 ~ ^к) ®к cos $т		
	аг	„ y'bi  (Т1 	г~~  УгЬг	2 540	1 830
Допускаемое напряжение, кгс/см2		[ст]	—	3 140	3 140
Расчет на контактную прочность				
Расчетный крутящий момент, кгс-см . . . Коэффициент контактной напряженности,	Мкр	Из предварительного расчета  4,5Мкр/<	8 600	4 900
	ск	(! - «к) «Л1«о6	66,4-	62
Число циклов, соответствующее пределу выносливости	•	«	*ц. в	Из рис. 6.12	12- 10’	12-10’
Коэффициент влияния времени и режима работы на [Ск] . . •				1	1
Коэффициент контактной выносливости, кгс/см2	*		[ск. в]	Исходные данные	58	58
Коэффициент допускаемого контактного иа- пряжения, кгс/см2 	»	•	[ск]		66,6	66,6
Действующее контактное напряжение, кгс/см2		оК	Из рис. 6.9	12 400	11 900
Допускаемое контактное напряжение, кгс/см2 . . . . 		[°к]	Из рис. 6.10	12 400	12 400
Материал, твердость поверхности и сердце- вины				25ХГТ;  HRC 58, HRC 27	20ХНЗА;  НРС 58, HRC 27
6.12. Параметры шестерен главных передач тракторов

Трактор	z>	Z2	тп- ММ	“ив	bl, мм	g о* а?	Pm	f	С	
Т-16М	23	26	3,5	1,13	20	20	0°	1	0,2	
Т-25	20	35	4	1,75	24	24	0°	1	0,188	0,31
МТЗ-50	12	41	8	3,41	41	40	25°	0,92	0,2	0,41
МТЗ-80	10	42	8	4,2	48	45	24° 55'	0,92	0,2	
К-700	13	38	11,5	2,921	62	55	0°	1	0,2	о
Т-54В	12	41	8	3,416	41	40	25°	0,92	0,2	0,41
К-700М.	13	38	11,5	2,921	62	55	0°	1	0,2	0
ДТ-75М	18	57	6	3,165	38	38	0°	1	0,188	0,42
Т-4М	14	51	8.	3,643	55	55	0°	1	0,2	0,49
Т-Ю8	14	39	9	2,786	55 '	60	— 4° 22*	1	0,188	0,552
т-130	13	40	9	3,077	59	60	— 4° 26’	1	0,188	0,552

6.13.	Зависимость отношения радиальных сил /?к к окружным Р
для конических колес

гла рт



Значение RVJPK при рт, град

	°	5	10	15	20	25	30	35
1,0	0,330	0,269	0,223	0,153	0,094	0,034	— 0,027	— 0,092
1,2	0,358	0,303	0,264	0,199	0,148	0,097	0,043	-0,011
1,4	0,379	0,329	0,297	0,236	0,191	0,147	0,103	0,056
1,6	0,396	0,352	0,324	0,268	0,228	0,190	0,153	0,112
1,8	0,408	0,368	0,344	0,292	0,257	0,224	0,191	0,158
, 2,0	0,417	0,380	0,360	0,312	0,281	0,252	0,224	0,196
2,2	0,425	0,391	0,375	0,329	0,301	0,276	0,252	0,229
2,4	0,430	0,398	0,385	0,342	0,318	0,295	0,275	0.256
2,6	0,435	0,406	0,395	0,354	0,332	0,313	0,295	0,260
2,8	0,439	0,412	0,404	0,364	0,345	0,327	0,313	0,300
3,0	0,442	0,416	0,410	0,373	0,355	0,341	0,327	0,319
3,2	0,445	0,421	0,416	0,381	0,365	0,352	0,342	0,334
3,4	0,447	0,424	0,421	0,387	0,373	0,361	0,353	0,348
3,6	0,449	0,428	0,426	0,393	0,381	0,370	0,364	0,361
3,8	0,451	0,431	0,430	0,399	0,387	0,379	0,374	0,373
4,0	0,452	0,433	0,433	0,403	0,393	0,386	0,382	0,382
4,2	0,454	0,436	0,437	0,408	0,399	0,393	0,390	0,392
4,4	0,455	0,437	0,439	0,412	0,403	0,399	0,397	0,400
4,6	0,456	0,439	0,444	0,415	0,408	0,404	0,404	0,408
4,8	0,457	0,441	0,446	0,418	0,412	0,409	0,410	0,415
5,0	0,457	0,442	0,447	0,420	0,416	0,413	0,415	0,421

i

4
	ХП2	?к	Мкр.  КГС'СМ	П, об/мин	°окр* м/с	стиг кгс/см2	СТИ2’ кгс/см2	стк- кгс/см2	Материал, твердость поверхности, сердцевины
	0	0,029	955	1800	6,34	3340	3280	10 840	20ХНЗА, HRC 56 — 63
	-0,31	0,298	955	1800	6,42	2200	2280	9 280	18ХГТ, HRC 56 — 63, HRC 25 — 38
	-0,41	0,234	8 330	453	2,01	3230	3610	13 470	20ХНР, HRC 56 — 63, HRC 30 — 44
	-0,515	0,261	6 310	870	3,17	2900	3320	14 200	20ХНР, HRC 56 — 63
	0  — 0,41	0,238  0,234	14 950  9 880	500  505	3,43  1,54	2200  3840	1760  4280	10 340  14 620	20ХГНР, HRC > 57  25ХГТ; 20ХНР,  HRC 56 — 63, HRC 30—45
	^0	0,238	15 950	632 .	4,36	2390	1910	10 760	20ХГНР, HRC > 57
	— 0,42	0,212	6 630	1060	4,82	3320	3430	11 330	18ХГТ, HRC 56—63, HRC > 20
	-0,49	0,26	15 750	1020	2,85	4050	4190	14 090	20ХГНР, HRC 56-63, HRC 35 — 45
	— 0,552	0,296	18 050	660	2,28	3830	4620	13 350	20ХГНР, HRC 56-63
	— 0,552	0,312	15 200	834	3,093	3490	4180	13 610	20ХГНР, HRC 56 — 63

6.14.	Зависимость отношения осевых сил Q к окружным Рк от угла
для конических колес

uvb	Значение Q/PK при рт, град							
	0	5	10	15	20	25	30 ,	35
1,0	0,330	0,393	0,473	0,531	0,608	0,694	0,789	0,898
1,2	0,298	0,366	0,449	0,515	0,597	0,687	0,788	0,902
1,4	0,271	0,343	0,429	0,499	0,584	0,678	0,783	0,901
1,6	0,247	0,322	0,410	0,483	0,572	0,669	0,775	0,896
1,8 ~	0,226	0,303	0,392	0,468	0,559	0,667	0,766	0,888
2,р	0,208	0,287	0,377	0,455	0,547	0,647	0,756	0,880
2,2	0,193	0,274	0,364	0,444	0,536	0,638	0,749	0,873
2,4	0,179	0,261	0,352	0,432	0,526	0,628	0,740	0,865
2,6	0,167	0,250	0,341	0,424	0,518	0,619	0,732	0,858
2,8	0,157	0,240	0,331	0,415	0,510	0,612	0,725	0,851
3,0	0,147	0,231	0,322	0,406	0,501	0,604	0,718	0,843
3,2	0,132	0,224	0,314	0,400	0,495	0,588	0,712	0,838
3,4	0,132	0,217	0,308	0,394	0,489	0,593	0,706	0,833
3,6	0,125	0,209	0,302	0,387	0,484	0,587	0,700	0,828
3,8	-•0,119	0,204	0,296	0,382	0,479	0,582	0,695	0,822
4,0	0,113	0,198	0,290	0,377	0,473	0,577	0,690	0,817
4,2	0,108	0,193	0,286	0,373	0,459	0,573	0,687	0,813
4,4	0,103	0,189	0,279	0,368	0,465	0,569	0,682	0,809
4,6	- 0,099	0,184	0,276	0,364	0,461	0,565	0,678	0,805
4,8	0,095	0,181	0,273	0,360	0,457	0,562	0,675	0,801
5,0	0,091	0,177	0,269	0,357	0,454	0,557	0,671	0,798

12 в. Я. Анилович
6.4.	РАСЧЕТ КОНИЧЕСКИХ ШЕСТЕРЕН С КРУГОВОЙ
ЛИНИЕЙ ЗУБЬЕВ НА ПРОЧНОСТЬ

Формулы к расчету конических спиральнозубых шестерен на прочность при-
ведены в табл. 6.11. В табл. 6.12 приведены расчетные и конструктивные пара-
метры шестерен главных передач отечественных тракторов.

Расчеты показывают, что увеличение прочности и долговечности шестерен
главных передач можно достигнуть увеличением параметра q.:. Однако увеличе-
ние дк > 0,34-0,35 приводит к существенному росту неравномерности нагрузки
(feH. р). В результате следует принимать qK = 0,34-0,32.

Увеличение угла наклона (3,„ также приводит к повышению прочностных
характеристик шестерен. При этом следует проверять подшипниковый узел
поскольку увеличиваются осевые составляющие действующих усилий. Для облег-
чения расчетов составлены табл. 6.13 и 6.14.

6.5.	РАСЧЕТ КОНИЧЕСКИХ ПРЯМОЗУБЫХ ШЕСТЕРЕН

Порядок расчета геометрических параметров шестерен и все необходимые
расчетные формулы приведены в табл. 6.15.

Конические прямозубые колеса рекомендуется делать с нормальной высотой
зуба (коэффициент высоты зуба /0 — 1; коэффициент радиального зазора Со =
= 0,25).

Полная высота зуба

h = (2/0 + Со) тп = 2,25т„.

Величина К зависит от передаточного числа иуь = — и определяется п||
табл. 6.16.	\	1

Толщина зуба колеса	.	j	(

Sa = mn (0,871+0.7K-KJ).	У	1

Значение Kj определяется из табл. 6.17 в зависимости от числа зубьев ше-
стерни и передаточного числа.

Расчет на прочность прямозубых конических шестерен производится в том же
порядке, что и расчет конических передач с круговой линией зубьев (см.
табл. 6.11).

Прн расчете следует учесть, что для прямозубых конических передач уго!
спирали p,fI = 0.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого
веица 0н. р определяется из рис. 6.7 в зависимости от	!

а -

(2 — <?к) 2Х •

6.6.	ОСОБЕННОСТИ РАСЧЕТА ШЕСТЕРЕН КОНЕЧНЫХ
ПЕРЕДАЧ

Конечные передачи тракторов рассчитывают так же, как обычные прямозу-
бые цилиндрические передачи, но корригировать зацепления рекомендуется так,
чтобы полюс зацепления попал на ножку ведущей шестерни и был в зоне двух-
парного зацепления. При этом передача имеет повышенное сопротивление выкра-
шиванию.
6.15. Геометрический расчет прямозубых конических передач

Параметр	Обозна- чение	Расчетная формула и указание	Результат
Число зубьев рассчитываемой пары	«1	Исходные данные	18
	Zj		27
Нормальный модуль	тп	То же	4
Конусное расстояние	R	0,5тп К4 + z2	64.9
Диаметр начальной окружно- сти	dwei	mn2l	72
	^wet	mnz2	108
Высота зуба	h	h = 2,2mrt	8,8
Рабочая высота зуба	h	Ap = 2mn	8
Угол зацепления	ап	Исходные данные	20°
Высота голоаки зуба	haY	Ар — АЯ2	5,04
	fta2	kmn (k = 0,74)	2,96
Высота ножки зуба	ftfl	ft - hal	3,76
	ft/2	li - ha2	5,84
Угол начального конуса	6t»l	tg «a,! = V" z«	33° 41'
	6t»2	90° - 6Ш1	56° 19’
Угол ножки зуба	9/1	Afi tgeZi=-I-	3° 19’
	9/2	Л #2 tg9/2=-£- .	5° 09'

12:
Продолжение табл. 6.15

Параметр	Обозна- чение	Расчетная формула и указание	Резу льтат
Угол конуса впадин	6fl	ewl - efl	30° 22'
	ef2	$a»2	&f2	51° 10'
Угол конуса вершин	eal	90°'-— 6f2	38° 50'
	6д2	90° -	59° 38'
Внешний диаметр вершин зубьев -		rfj 4- 2hai cos e^yi,	80,387
	^аег	^2 + 2^a2 cos ®w2	111,283
Расстояние бт вершины ко- нуса до зубчатого венца	Bl	-f- - ftat sin ewl	51,204
	В-1	—	fta2 sin	33,537
Ширина зубчатого венца	Ь	Исходные данные	22
Расстояние от вершины ко- нуса до внутреннего торца заготовки	Bl	b cos 6ai  Sl	cosef2 J	33,997
	Вг	b COS 6д2  Во	Л  cos 0^	22,397
Толщина зуба по дуге на- чальной окружности	S1	nmn — s2	7,01
	s2	mn (0,871 + 0.7K - Kj)	5,556  J
Толщина зуба по хорде де- лительной окружности	h	' s,	<  Mid	6,999
	s2	s  2	64e2	5,553
Высота головки по хорде	*al	S| COS бш1 Ла1 + id , 1	5,182
	^a2	s22 COS бш2 ha2 + id *uwe'2	2,999
6.16. Значение коэффициента К

«об	К	uvb	К	«об	- К	«об	К
1,00—1,00	1,00	1,15-1,17	0,88	1,42—1,45	0,76	2,06 — 2,16	0,64
1,00—1,02	0,99	1,17—1,19	0,87	1,45-1,48	0,75	2,16 — 2,27	0,63
1,02—1,03	0,98	1,19-1,21	0,86	1,48—1,52	0,74	2,27 — 2,41	0,62
1,03—1,04	0,97	1,21 — 1,23	0,85	1,52—1,56	0,73	2,41—2,58	0,61
1,04—1,05	0,96	1,23-1,25	0,84	1,56—1,6	0,72	2,58 — 2,78	0,60
1,05-1,06	0,95	1,25—1,27	0,83	1,6-1,65	0,71	2,78 — 3,05	0,59
1,06—1,08	0,94	1,27—1,29	0,82	1,65—1,7	0,70	3,05—3,41	0,58
1,08—1,09	0,93	1,29—1,31	0,81	1,7 — 1,76	0,69	3,41 — 3,94	0,57
1,09—1,11	0,92	1,31-1,33	0,80	1,76-1,82	>0,68	3,94 — 4,82	0,56
1,11-1,12	0,91	1,33—1,36	0,79	1,82—1,'89	0,67	4,82 — 5,81	0,55
1,12—1,14	0,90	1,36—1,39	0,78	1,89—1,97	0,66	5,81—6	0,54
1,14-1,15	0,89	1,39—1,42	0,77	1,97—2,06	0,65		

6.17. Значение коэффициента

Число зубьев шестерни	Передаточные числа										
	1,00—  1,25	1,25-  1,5	1,5—  1,75	1,75—  2,00	2,00— 2,25		. 2,25— 2,5		2,5—  2,75		2,75— 3,00
. 10  11  12  13  14  15-17  18-21  22 — 29  30 и больше	0,025  0,010  0,000  0,000  0,000  0,000  0,000  0,000	0,070 0,015  0,040  0,015  0,015  0,000  0,000 0,000  0,000	0,10 0,05 0,07 0,04 0,03 0,01  0,00 0,00 0,00	0,120 0,080 0,100  0,045 0,050 0,020 0,000 0,000 0,000	0,140 0,105 0,120  0,050 0,065 0,030  0,010 0,010  0,010		0,160 0,125 0,140  0,060 0,080  0,045 0,030 0,030  0,025		0,175  0,145  0,155  0,070  0,090  0,060  0,045  0,040  0,035		0,19 0,16  0,17 0,08  0,10 0,07 0,06 0,05 0,04
Числр зубьев шестерни	Передаточные числа										
	3,00— 3,25	3,25— 3,5	3,5-  3,75	3,75—  4,00		4,00— 4,5		4,50— 5,0		5,00 н больше	
10  11  12  13 '  14  15-17  18-21  22—29  30 и больше	0,205 0,170 0,180 0,090 0,110  0,080 0,070 0,060 0,045	0,215 0,180 0,185  0,100  0,120 0,090  0,080 0,065 0,050	0,225  0,190  0,190  0,110  0,125  0,095  0,085 0,070  0,055	0,230 0,195  0,195 0,120 0,130  0,100 0,090 0,070  0,060		0,240 0,200 0,205 0,135 0,140  0,110 0,095  0,080 0,065		0,250  0,210  0,240  0,150  0,750  0,115  0,100 0,085  0,070		0,255 0,220 0,215 0,165 0,160  0,120 0,100 0,085 0,070	
6.18. Расчет геометрических параметров шестерен бортовой передачи
трактора Т-150 планетарного типа

Параметр	Обозна- | чение	Расчетная формула и указание	Солнце — сателлит	1 Сател- лит — эпицикл
Число зубьев	Z1	Исходные данные	17	21
	z2		21	61
Модуль, мм	tn		5	5
Межцентровое расстояние	aw		99,5	99,5
Межцентровое расстояние при х% = 0	а	т (z, ± zj)	95	100
Коэффициент	А	IQOOff  Z2 ± Zj	23,7	— 2,5
	Г	Из рис. 6.2	3,£«	0,054
Коэффициент смещения: воспринимаемого	; У		0,9	— 0,1
уравнительного	&У	(Z2 ± Zi) Г  1000	0,14	0,002 =|
суммарного	х2	Х1 + х2	1,04	— 0,1	‘
Коэффициент сдвига ре- жущего инструмента	*1	Из альбома блокирую- щих контуров	0,8	0,24
			0,24	0,14
Коэффициент	в	1000л: £  Ze ±Z,	27,4	-2,5 •;
Продолжение табл. 6.18

Параметр	Обозна- чение	Расчетная формула и указание	Солние— сателлит	Сател- лит — эпицикл
Угол зацепления	atw	Из рис. 6.3	26° 13'	19° 10'
Коэффициент радиального зазора	С»	Исходные данные	0,25	0,25/0,3
Коэффициент высоты го- ловки зуба			1	1
Диаметр	делительной  окружности, мм	“1	Л тг1	85	105
		mz2	105	305
Диаметр вершин зубьев, мм	Dal	+ 2 (ha + Х1 — by) т	101,6	116
	Da2	d2 + 2 (ha + x2 — by) m	116	297,301
Высота Зуба, мм	h	(2Лд + C* — Ay) m.	10,55	10,55/10,35
Размер шаговой скобы не- корригированной ше- стерни с т = 1 мм	^01	Из табл. 6.3	7,618	7,674
	В7»,		7,674	20,042
Размер шаговой скобы, мм		m Wot + 0,684^)	40,826	39,191
	w,	tn <Woi + 0,684хг)	39,191	100,689
Параметр	Обозна- чение	Расчетная формула и указание	I Солнце- сателлит
Толщина зуба по дуге делительной окружно- сти, мм	snl	т (1,5708 + 0,728х])	10,766
	sn2	т (1,5708 + 0,728х2)	8,728

Продолжение табл. 6.18

S
ст
S
с

8,728

8,364

S
ч

Примечание. В формулах знаменатель дроби относится к внутреннему
зацеплению. Для пары сателлит—эпицикл диаметр окружности выступов при
высотной коррекции

' где

Da2 = d2 ~ 2 (ha - *1)

15,2 (йд — x2)2 tn

e	z2

Прн угловой коррекции диаметр Da2 определяют по двум формулам и при-
нимают большее значение:

Da2 = d2 — 2 (ha — Х1 ~ у) т-
Da2 = 2 КrV2 + (a® sin a + Pi min)2,
где г02 -- 0,5</2 cos a0;

pi mln \ 2 Slnao sina„

т.

Для пары сателлит—эпицикл высота зуба
Л = 0,5 (Df2 — Da2),
где Df2 = 2aw + Da[ + 2- 0,3m.-

При малом числе зубьев солнечного колеса или сателлита

бол ыпом.

положительном коэффициенте сдвига режущего инструмента необходимо прове-
рять толщину зуба на окружности------- *

выступов sna:

sna = Da

inv aQ — inv аа

где

а0 = 20°;

d cos a0
cos ae = .. D ° ;

inv а0 = 0,014904; cos 20° = 0,93969.

Внутреннее зацепление проверяют на отсутствие интерференции головок
зубьев шестерен. Для этого вычисляют углы

у = arccos

У2 = arccos

+ inv аа2 ~ *nv а»

+ inv afll — inv а;

где

di cos a®
cos aai =---n------ : C0S aa2 =

uai

dt cos a0

Условие отсутствия интерференции

z2

Условие попадания полюса в зону двухпарного зацепления

Т/"cos > 0,5dj sin <Zq + ят cos aQ, a = 20°.
в. 19. Расчет на прочность шестерен бортовой передачи трактора Т-150
планетарного типа

Параметр	Обозна- чение	Расчетная формула н указание	Солнце— сателлит	Сател- лит — эпицикл
Число зубьев шестерни и колеса	*1	Исходные данные	17	21
	Z,		21	61
Передаточное число	и	Zs/Zt	1,235	2,9
Модуль, см	т	Исходные Данные	0,5	0,5
Крутящий момент на ве- дущей шестерне, кгс* см	Мкр		6 670	8240
Частота вращения ше- стерни, об/мин	п		127	102,5
Межцентровое расстояние	Ow		9,95	
Длина зуба			6,5	6,0
			6,0	6,0
Угол зацепления	а	Из геометрического рас- чета	26° 13'	19° 10'
Коэффициент сдвига ре- жущего инструмента	*1		0,8	0,24
			0,24	0,14
Диаметр	делительной  окружности ведущей Шестерни	di	mzj	8,5	10,5
Суммарная погрешность основного шага, мкм	A	Исходные данные	20	
Отношение межцентрового расстояния к передаточ- ному числу	aw и		8,06	3,43
Продолжение табл. 6д(

Параметр	Обозна- чение	Расчетная формула и указание	Солнце — сателлит	Сател- лит — ЭПИЦИКЛ
Относительная окружная скорость шестерни, м/с	V	0,524- Ю-М.л	0,565	
Удельная статическая на- грузка в зацеплении, кгс/см	J°CT bw min	2^кр min	262.5	1	
Удельная динамическая нагрузка в зацеплении	Рдин bu> mln		4,95	3,25 :j
Суммарная удельная на- грузка в зацеплении	Р bw min	__РСТ	РДНН  bu> mm	bu> mln	267	266 i
Коэффициент динамично- сти	kA	1 + JJE_ ' mln	^)19	1,012
Коэффициент формы зуба при нормальной высоте зуба	У1	Phc 6.6	0,34	0,31
			0,31	0,335
Напряжения изгиба в кор- не при приложении всей нагрузки в вершине зу- ба	СТИ1	P	&H. p  bw mm	1 570	1720
	<*и2	У\ сти1 -T-  Уг	1 725	1590
Коэффициент	влияния  коррекции на нагрузоч- ную способность	<₽к	tg a/tg 20°	1,35	0,957
Продолжение табл. 6.19

Параметр	Обозна- чение	Расчетная формула и указание	; Солнце — i сателлит	ч  •  Ч I S  О 1 у  * е
Коэффициент контактной напряженности	ск	Р и + 1 1 *н. р 6шт1п “ Л' <₽К	45,5	17,35
Действующие контактные напряжения	°к	1510	10 200	9000

Примечание. Момент, передаваемый зубом солнечной шестерни,

где М — момент на валу солнечной шестерни; — число сателлитов; Й — коэф-
фициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки на сателлиты.

Прн Ор = 3 н одном или двух плавающих основных звеньях можно принять
Р = 1, если передача выполнена с высокой точностью или невелики угловые
скорости основных звеньев. Если условия не выполнены, то при = 3 реко-
мендуется принимать Й = 1,15.

Частота вращения'солнечной шестерни относительно водила
па отн = па ~~ пн’.

где пн — частота вращения водила.

Окружная скорость (м/с) солнечной шестерни относительно водила
я^да (Ла Лн)
ваотн = ;	“60	'

Число циклов изменения напряжений:
для солнечной шестерни

”60 (па — nH) Ор Г;

для сателлита

*ц. д — 60 (Пд — пн) Г,
где Т — число часов работы под нагрузкой за полный срок службы.

Несмотря иа наличие двух зацеплений у сателлита, значение 60 (Лц — пй) Т
не удваивается, поскольку в каждом зацеплении работают разные стороны зубьев.
Однако это приводит к тому, что даже и прн нереверсивной нагрузке зубья са-
теллита подвергаются действию реверсивной симметричной нагрузки.

Момент, передаваемый сателлитом в сопряжении с эпициклом,

Частота вращения сателлита относительно водила
пд. отн ” лд ~ лн ~ (па ~~ пи) 

Окружная скорость (м/с) сателлита относительно водила

Л^д ДПД отн
ВД о™= 'бо 

Число циклов изменения напряжений для эпицикла

ТУц, в — 60 (пв — пн) ДрТ.
6.20. Материалы, применяемые для зубчатых колес,
и их механические характеристики

Сталь	Вид термообработки	Твердость зуба		Механические характерист				ики
		2ВИИЫ 'ЭВИО и	хности (равно :е)	%	стт			
							Т-1	
								
		сердце НВ (р более)	а ч «и о gQZXO S	кгс/мм3				
Ст5	В состоянии постав- ки	200  200	18  18	60  70	28  31	25  26	13 . 15	16  18  16  28
Стб	Нормализация Улучшение	170  300	16  30	60  70	27  50	24  30	15  18	
35	Закалка	400	40  9	92	68	40	24	40
45	Нормализация  Улучшение  Закалка  Закалка токами вы- сокой частоты	200  250  400  300	18  23  42  50	65  80  96  90	32 51  75  65	28  38  42 >  40	16  22  25  24	19  30  44  38
50Г	Нормализация Улучшение Закалка	200  250  400	18  24  42	65  72  100	37  43  80	34  50	18  20  18	22  25  47
65Г	Нормализация Улучшение Закалка  »	270  300 400 650	27  30  45  60	75  90 110 150	40  65  100  135	35  43  55  75	19  23  30  42	23  37  60  75
40Х	Нормализация  Улучшение Закалка Закалка Закалка токами вы- сокой частоты	200  250  400  530  300	18  23  42  52  50	70  90  125  155  90	40  70  115  140  75	30 40  55  68  46 .	17  22  30  38  26	23  41  67  80  44
40ХН	Улучшение Закалка Закалка токами вы- сокой частоты	250  400  320	24  48  50	90-  150  100	70  130  80	42  75  50	23  42  28	41  72  47
Продолжение табл. 6.20

Сталь	Вид термообр аботки		Твердость зуба			Механические характеристики						
			сердцевины НВ (равно и  более)		1 поверхности  HRC (равно и более)	%		ат	ст-1		т-1	’т
						кгс/мм2						
40ХГР	Улучшение  Закалка токами вы- сокой частоты		300  300		31  50	95  95		85  85	50  50		28  28	51  51
15	Нормализация Цементация		150 165		60	40  53		21  32	17  23		10  14	14  18
20Х	Нормализация Улучшение Цементация		170  240  290		22  60	54  70  95		35  50  80	24  36  42		14 18 25	21  30  45
12ХНЗА	Нормализация  Улучшение Цементация		250  280  330		24  28  60	65  95  105		45  70  80	30  40  50		17  22  27	27  41  47
18ХНВА	Улучшение Цементация		380  400		40  62	115  125		85  105	55  62		30  35	49  63
12Х2Н4А 20Х2Н4А 25Х2ГН зохгт 18ХГТ	Цементация		330 360  380 330  330		60  62  62  60  60	110 125 150 100  115		85 107 125  90  95	54  63  74  50  57		30  35  41  28  31	51  65 75 50 55
45-5516 55 — 6010 40ГЛ ХГСЛ	После улучшения		200  200  200  200		—	55  60  65  70		28  30  33  35	24  24  25  30		14  14  15  17	16  16  20  21
Чугун		Твердость НВ		Предел прочности (кгс/мм2) при								
				растяжении			изгибе			сжатии		
СЧ 21-40  СЧ 24-44  СЧ 28-48  СМ 432-52  КЧ 37-12  КЧ 35-10		170—240 170—240  170—240  170—240  149   149		21  24  28  *	32  37  35			40  44  48  52  ат = 24  ат = 23 1			75  83  90  100  А/ = 12%  Д1 = 10%		
190

Расчет зубчатых передач

Особенности расчета шестерен конечных передач

191

6.21. Параметры шестерен бортовых передач тракторов												—г								
Трактор	21	?2	т, мм	и	bwi- мм	ММ	мм	-V1	х>			а, град	Мкр’ КГС•см	и, об/мин	V, м/с	СТИ1* кгс/см2	ст И2’ кгс/см2	а1£, Кгс/см!	Материал, твердость поверхности и сердцевины	Глубина цементо- ванного слоя
Т-16М	12	70	5,0	5,830	40	36	207,0	0,418	— 0,003т|  —0,3531			21° 28'	4 200	166	0,522	2720	2620	12 700	20ХГНР HRC 56 — 63 HRC 20 — 23	0,9 —0,9
Т-25	12	57	6,0	4,750	.40	35	207,0	0,353				20°	4 720	173.	0,653	2150	2140	11 770	20ХГНР HRC 56 — 63 HRC 18 н более	0,9—1,4
МТЗ-50	13	69	6,5	5,307	54	42	268,4	0,5	-°,2 I			21° 05'	13 500	133	0,589	3930	4040	15 240	20ХГНР  НДС 56 — 63  НДС 30-45	0,8 —1,2
МТЗ-80	13	69	. 6,5	5,307	58	50	268,4	0,5	—0,2			21° 05'	-	205	0,907	31'00	4850	'13 530	20ХГНР НДС 56 — 63 НДС 30 — 45	0,8—1,2
К-700	15  29	29  75	6,0	1,930  2,580	65	65	136,0	0,7 0,05	0,05 0,253			24° 17'  17° 38'	8 070	171	0,806	1510	.1640	9 360  5 100	20ХГНР ' HRC Ы и более	1,0—1,6
К-700М	15  29	29  75	6,0	1,930  2,585	65	65 .	136,0  ♦	\ 0,70  0,05	0,05  0,253			24° 17'  17° 38'	8 610	216	1,018	1620	1760	9 690  5 300	20ХГНР  HRC 57 и более	1,0—1,6
Т-54В	15  30	30  53	7,0	2,000  1,770	52  50	50	162,0  293,4	0,300 0,398	0,398 0,044	1		23° 57'  21» 32'	И 000 21 550	148  74	0,814  0,814	2170  1980	2010	10 670  8 ПО	20ХГНР НДС 56—63 НДС 35—40	—
ДТ-75М	13	71	6,5	5,460	72	65	276,2	0,6260	— 0,1037			21° 46'	12 450.	236	1,045	2300	2400	11 580	20ХНЗА НДС 56 — 63 НДС 27 и более	0,7—1,1
Т-4М	13	57	8,0	4,384	85	80	280,0	0,7050	— 0,075			22° 29'	21 400	198,5	1,080	2090	2230	11 120	20ХНЗА  НДС 56-63 НРС 30 и более	1,1-1.6
Т-108	12  12	27  53	9,0  10,5	2,250  4,420	74  100	72  102	180,0  342,0	0,5440  0,4286	0 -0,3555.			23° 27'  20° 20'	14 900  32 850	236  105	1,340 0,693	1460  1730	- 1550 1820	10 000  10 720	20ХГНР НДС 56-63 40Х НВ 241 НДС 50	
										1 л  <!										
Т-130	12  12  Z	27  53 -	9,0  10,5	2,250  4,420	74 »Ю0	72  102	180,0 342,0	0,5440 0,4286	-0.3566;			23° 27'  20° 20’	22 200  16 000	195  271	1,100  1,790	2150  1570	2570  1850	12 190  10 400	20ХГНР НДС 56-63 гх «  НВ 241  НДС 50	—

Я
6.22. Параметры шестерен редукторов ВОМ тракторов

сателлит планетарного

редуктора; д — эпициклическая шестерня планетарного редуктора; е — ведущая ше-
стерня главной передачи; ж— ведомая шестерня главной передачи; з — ведущая ше-
стерня дифференциала; и — ведомая шестерня дифференциала

В табл. 6.18 и 6.19 приведены геометрический и прочностной расчеты шесте-
рен бортовой передачи трактора Т-150. При коррекции бортовой передачи с полю-
сом в зоне двухпарного зацепления может происходить заострение зуба шестерни
из-за значительного положительного смещения xt.

Во избежание скола вершины зуба из-за недостаточной толщины можно умень-
шить диаметр заготовки на величину, обеспечивающую толщину зуба при вер-
шине. При этом необходимо подсчитать новые значения степени перекрытия пере-
дачи и напряжений в зубьях шестерен. Очевидно, что при уменьшении диаметра
заготовки степень перекрытия также уменьшится и эффект от работы двух пар
зубьев снизится.

Материалы, применяемые для зубчатых колес тракторов, и их механические
характеристики приведены в табл. 6.20.

Предел усталости при изгибе (кгс/мм2) можно вычислять по следующим
приближенным эмпирическим формулам: для стали о_г - 25 (<тв + от) + 5;
Для чугунного литья о_1^0,35ои; для цветных сплавов о_!0,25ов + 3.

Предел усталости для сталей при кручении т_г ^ (0,5-ь0,6) о_г, предел
текучести при кручении тт = 0,6от.

В табл. 6.21 приведены расчетные и конструктивные параметры шестерен
конечных передач тракторов, а в табл. 6.22 — редукторов ВОМ.

В- Я. Анилович
Наряду с изложенным методом расчета в тракторостроении существуют отрас-
левые нормали по расчету цилиндрических (ОН-13-124—62) и конических
(ОНРТМ13-132—64) шестерен.

Форма шестерен и размеры их элементов определяются кинематической схе-
мой трансмиссии, способом изготовления шестерен и действующими силами.

На рис. 6.15 приведены типовые конструкции шестерен тракторных транс-
миссий.

Шестерни цементуют в твердом и газовом карбюризаторах или нитроцемен-
туют в безмуфельных агрегатах. Закалку шестерен проводят непосредственно
после цементации или нитроцементации. Ведомые шестерни бортовых передач
закаливают в штампах. После цементации и термической обработки твердость
зубьев ИRС 56—63, а после нитроцементации HRC58—63. Твердость ядра
HRC 25—38 и HRC 30—42 соответственно.
ГЛАВА 7

РАСЧЕТ ВАЛОВ И ПОДШИПНИКОВ
СИЛОВОЙ ПЕРЕДАЧИ

7.1. РАСЧЕТ ВАЛОВ

Методика расчета двухопорных валов трансмиссий трактора
предусматривает следующие варианты; вал нагружен одной
силой, вал нагружен двумя силами в разных плоскостях, кон-
сольный вал нагружен силой в пролете и силой на консоли.

Валы рассчитывают на прочность, жесткость и усталость.
Предварительно определяют реакции опор в двух плоскостях —
вертикальной и горизонтальной.

Коэффициент запаса прочности

1

п = -—......    =-	,

/НАУ
У \Па ) \пх J

где па = ~-=~- — коэффициент запаса по изгибу; а, = —----

коэффициент запаса по кручению при постоянной нагрузке
(7^=	---при переменной нагрузке) [здесь <Т_! и —

пределы выносливости при изгибе и кручении с симметричным
циклом, кгс/см2; 8СТ и ет — коэффициенты, учитывающие влия-
ние абсолютных размеров; аа и ха — амплитуды напряжений
изгиба и кручения, кгс/см2; и /гт— эффективные коэффициенты
концентрации напряжений при изгибе и кручении; тт — предел
текучести при кручении, кгс/см2; тк — напряжение кручения,
кгс/см2].

Коэффициент влияния абсолютных размеров сечения вала
определяют по рис. 7.1.

Коэффициент концентрации ka= 1, так как при расчете
принимают момент сопротивления вала по внутреннему диа-
метру шлицев.

Шлицы валов рассчи-
тывают на срез и смятие	д

(табл. 7.1). Напряжение	'

среза и смятия	0,8

_________max________ .	0,7
°ср ~(D+d)-0,75zW ’	0,6

_____8МК max	0,5

см ~ &,75zb (D2 — d2) ’	00

’ 6,5 70 20 30 60 60 80100 200 0,мм

где /Икшах — максималь-
ный крутящий момент на
валу, кгс-см; D, d—на-
ружный и внутренний

Рис. 7.1. Коэффициент влияния абсо-
лютных размеров сечения вала из стали:
/ — углеродистой (ов=40 -ъ 50 кг/мм2);
2—легироваиной (ств=120^ 140 кг/мм2)
7.1. Расчетные напряжения
в шлицевых соединениях тракторов

Трактор	СТСМ' КГС/См2
Т-74 ДТ-75М Т-4 Т-150 Т-25 МТЗ-80 К-700	40-110  85—515 24—150  79 — 273  67 — 352  77 — 233  154 — 342
Примечание. Меньшие значения асм относятся к подвиж- ным шлицевым соединениям.	

диаметры шлицев, см;г —число шли-
цев; I — рабочая длина шлица, см.
Ь — ширина шлица, см.	’

Действующие напряжения в кон-
струкциях существенно зависят от за-
зоров в сопряжениях, от характера
работы шлицев (подвижные или непод-
вижные) и от места их установки (в ко-
робке перемены передач, в бортовых
передачах и т. д.).

7.2. РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ

КАЧЕНИЯ

Под номинальной долговечностью
понимают число оборотов (или часов),
которые не менее 90% партии подшип-
ников должны проработать при иден-

тичных условиях без признаков усталости материала дорожки качения любого

кольца или тела качения.

Номинальная долговечность подшипника

_ 10е (С_\Р
Lh~ 60n k Р )

(7.1)

где С — динамическая грузоподъемность, кгс (выбирают по каталогу подшипни-
ков); р — степенной показатель; р = 3 для шарикоподшипников и р — 10/3 —
для роликоподшипников; п — частота вращения кольца подшипника, об/мин;
Р—эквивалентная динамическая нагрузка на подшипник, кгс.

Формула справедлива для пс> 10 об/мин. При п = 14- 10’| об/мин дол-
говечность определяют как при п = 10 об/мин. При п = 1 об/мин подшипник
выбирают по статической нагрузке, указанной в каталоге. /

Эквивалентная динамическая нагрузка, воспринимаемая:

а)	однорядным радиальным шарикоподшипником или одиорядиым радиально-
упорным шарико- и роликоподшипниками

Р = (VXFr + YFa) FgKT при > е;	4

P = FrVK6KT при	I

б)	двухрядным радиальио-упориым подшипником	И

P = (XVFr'+YFa)K6Ki,	В

в)	двухрядным и однорядным подшипниками с	короткими цилиндрическими

роликами

Р = FrVK6K.f,

г)	радиальио-упорным подшипником

Р = (XFr + YFa) КбКт,

д)	упорным подшипником

Р = FaK6KT.

гяе V — коэффициент вращений; X и Y — коэффициенты радиальной и осевой
нагрузки соответственно; Fr и Fa — постоянные по величине и направлению
радиальная и осевая нагрузки соответственно, кгс; Кб — коэффициент безопас-
ности; Кт — температурный коэффициент.
Коэффициенты X, Y, е выбирают по каталогу-справочнику. Ниже приве-

дены значения коэффициента Кб-

«б

Место установки подшипника;
коробка передач......................................... 1,3

задний мост гусеничного трактора:
ведущая часть.......................................... 1,5

ведомая часть ........*..............................  1,8

ходовая часть гусеничного трактора ..................... 3,0

задний мост колесного трактора ......................... 1,5

При выборе однорядных радиальных и радиальио-упориых шарикоподшип-
ников, а также однорядных конических роликоподшипников следует иметь в виду,
что осевые усилия не оказывают влияния до тех пор, пока значение Fa/VFr
не превысит определенной величины.

В двухрядных радиально-упорных подшипниках незначительные осевые
силы влияют на динамическую нагрузку. При Fa/VFr > е работает одни ряд
подшипника.

Осевые нагрузки, действующие на радиально-упорные подшипники опре-
деляются с учетом схемы действия внешних сил (табл. 7.2).

7.2. Общая осевая нагрузка на подшипник Fa с учетом осевых составляющих
от радиальных нагрузок, воспринимаемых подшипниками, и осевого усилия А

Схема установки			Слу- чай нагру- жения	Условия нагружения	Общая осевая нагрузка	
					в опоре 2	в опоре 1
2	1			Для шарикоподшипников			
			I	е1рг, > e2Frt  А > 0	Fat — e}Fr1	-  = elFr, + A
						
						
1	2			II	elpr, < e2Frt  4 > e2Frt - exFri	Fat = ‘lFrt	Fat = = «lFr,. + A
Fr	\ А  .1' 1-	>г	Ill	‘lprt < e2Frt  A < e2Fr, ~ eiprl	Fat = = е2Ргг - A	Fat ~ e‘lF r2
Продолжение табл. j 2

Схема установки				Слу- чай нагру- жения	Условия нагружения	Общая ocei  в опоре 2	*ая нагрузка  в опоре 1 .
				IV	4Frt < e2Frt  А > 0	F<h = = «2fr, + A	раг = ^г,
L ~ 71				V	elFrt > e2Frt А > elFrt - e2Fr,	F^ = = e2Frt + A	Раг = ^Fri
/	р  4 /1				VI	eiFr, > e2Fr, A < elFrt — e2Fr,	Fat = elFrt	F<h- = ‘lFrt ~ А  i	
/	А _				I	Для роликог  Yt	Yt  A > 0	юдшипников  F a‘ SY,	
К, 1' 1	2  222^77^7/7/^7^			Г1  й  2	II	* , S? -'I-' “ 1“ Л -	1	-i4  “ Ъ » p	F - Fr' f^~^y7	Fa,*= =-£и. + л 2Vt T
Г	А  fr,	L		III -	7^^ Vi	Y,  >, 2У2	2Yi )	Fat~ ~^--A 2YS	F  2У2
Продолжение табл. 7.2

Схема установки

Слу-
чай
погру-
жения

Условия
нагружения

Общая осевая нагрузка

в опоре 2

в опоре 1

Примечания: 1. Усилия и Fri принимаются как положительные
величины независимо от направления их действия.

2. Случаи П1 и VI применимы также прн А = 0.

3. Независимо от величины и направления осевых усилий величины и Yg
Fa
принимаются как при -=— > е.

г Г

Расчет подшипников при частоте вращения, превышающей предельное
значение. Формула (7.1) для расчета грузоподъемности и долговечности под-
шипников приемлема, когда основным фактором выхода подшипников из строя
является усталость металла.

Для расчета долговечности и грузоподъемности подшипников при частоте
вращения, превышающей предельное (каталожное) значение, в формулу вводят
поправочные коэффициенты. Для высокоскоростных подшипников •

1
rf __ „ / 6° . \ Р
Cfn — Р ( "Удо nPh] >

гДе /п — скорбстной коэффициент, определяется по табл. 7.3 в зависимости
от отношения действительной частоты вращения пр шарикоподшипника к частоте
вращения, превышающей предельное число по каталогу ппр.

Расчет подшипников, работающих в режиме качательного движения. Долго-
вечность подшипника Ад определяют по коэффициенту fh (табл. 7.4)

. =	2.6С7?

Mmaxfdfnfi
7.3. Значения коэффициентов fn

ппр	1 и менее	1,1	1,2	1,3	1,4	1,5	1,6	1,7	1,8	1,9	2,0
м	1	0,92	0,83	0,75	0,68	0,62	j 0,55	0,49	0,48	0,38	0,33
'"р ппр	2,1	2,2	2,3		2,4	2,5	2,6	2,7	2,8	2,9	3,0
fn	0,29	0,25	0,22		0,19	0,16	0,14	0,12	0,118	0,103	0,1

7.4. Значения для роликоподшипников

		Lh ‘	fh	Lh	fh	Lh	fh	Lh	
100	0,617	400	0,935	1 250	1,315	4 500	1,935	15 000	2,77
105	0,626	410	0,942	1 300	1,330	4 600	1,945	15 500	2,80
110	0,635	420	0,949	1 350	1,345	4 700	1,960	16 000	2,84
115	0’643	430	0,956	1 400	1,360	4 800	1,970	16 500	2,85
120	0,652	440	0,962	I 450	1,375	4 900	1,985	17 000	2,88
125	0,660	450	0,962	1 500	1,390	5 000	2,00	17 500	2,91
130	0,668	460	0,975	1 550	1,405	5 200	2,02	18 000	2,93
135	0,675	470	0,982	1 600	1,420	5 400	2,04	18 500	2,95
140	0’683	480	0,988	1 650	1,430	5 600	2,06	19 000	2,98
145	0,690	490	0,994	1 700	1,445	5 800	2,09	/19 500	3,00
150	0,697	500	1,000	1 750	1,455	6 000	2,11	/20 000	3,02
155	0,704	520	1,010	1 800	1,470	6 200	2,13	21 000	3,07
160	0,710	540	1,025	1 850	1,480	6 400	2,15	22 000	3,11
165	0,717	560	1,035	1 900	1,490	6 600	2,17	23 000	3,15
170	0,723	580	1,045	1 950	1,505	6 800	2,19	24 000	3,19
175	0,730	600	1,055	2 000	1,515	7 000	2,21	25 000	3,23
180	0,736	620	1,065	2 100	1,540	7 200	2,23	26 000	3,27
185	0,742	640	1,075	2 200	1,560	7 400	2,24	27 000	3,31
190	0,748	660	1,085	2 300	1.580	7 600	2,26	28 000	3,35
195	0,754	680	1,095	2 400	1,600	7 800	2,28	29 000	3,38
200	0,760	700	1,105	2 500	' 1,620	8 000	2,30	30 000	3,42
210	0,771	720	1,115	2 600	1,640	8 200	2,31	31 000	3,45
220	0,782	740	1,125	2 700	1,660	8 400	2,33	32 000	3,48
-	230	0,792	760	1,135	2 800	1,675	8 600	2,35	33 000	3,51
;	240	0,802	780	1,145	2 900	1,695	8 800	2,36	34 000	3,55
250	0,812	800	1,150	3 000	1,710	9 000	2,38	35 000	3,58
260	0,822	820	1,160	3 100	1,730	9 200	2,40	36 000	3,61
270	0,831	840	1,170	3 200	1,745	9 400	2,41	38 000	3,67
280	0,840	860	1,180	3 300	1,760	9 600	2,43	40 000	3,72
290	0,849	880	1,185	3 4 00	1,775	9 800	2,44	45 000	3,86
300	0,858	900	1,190	3 500	1,795	10 000	2,46	50 000	3,98
310	0,866	920	1,200	3 600	1,810	10 500	2,49	55 000	4,10
320	0,875	940	1,210	3 700	1,825	11 000	2,53	60 000	4,20
330	0,883	960	1,215	3 800	1,840	11 500	2,56	65 000	4,30
340	0,981	980	1,225	3 900	1,850	12 000	2,59	70 000	4,40
350	0,898	1 000	1,230	4 000	1,865	12 500	2,63	75 000	4,50
360	0,906	1 050	1,250	4 100	1,880	13 000	2,66	80 000	4,58
370	0,914	1 100	1,270	4 200	1,895	13 500	2,69	85 000	4,66
380	0,921	1 150	1,285	4 300	1,905	14 000	2,72	90 000	4,75
390	0,928	1 200	1,300	4 400	1,920	14 500	2,75	100 000	4,90
где R — расстояние от оси шарнира до среднего сечения подшипника; Л4тах —
максимальный крутящий момент, передаваемый шарниром при фактических
условиях работы; /,/ — динамический коэффициент (при умеренных толчках
и ударах /j = 1, при сильных толчках и ударах = 1,38);	— коэффициент,

учитывающий величину «р (табл. 7.5); при р 3° принимают Р = 3°.

7.5. Значения коэффициента

Пр	Пр	п₽	^пр
10	0,501	140	1,113  1,155
11	0,516	160	
12	0,529	180	1,193
13	0,542	200	1,231
14	0,554	220	1,27
15	0,566	240	1,30
16	0,577	260	1,33
17	0,588	280	1,36
18	0,598	300	1,39
19	0,607	350	1,46
20	0,617	400	1,52
25	0,660	450	1,57
30	0,697	500	1,62
35	0,730	550	1,67
45	0,787	600	1,71
50	0,812	650	1,75
60	0,866	700	1,79
70	0,897	800	1,87
80	0,935	850	1,90
90	0,969	900	1,94
100	. 1,000	950	1,97
120	1,056	1000	2,00

«Р	^Пр	пР	^Пр /
1100	/ 2,06	7 000	3,58
1200	2,11	7 500	3,66
1300	2,16	8 000	3,73
1500	2,26	8 500	3,80
1600	2,30	9 000	3,86
1700	2,34	9 500	3,92
1800	2,38	10 000	3,99
1900	2,42	11 000	4,10
2000	2,46	12 000	4,21
2200	2,53	13 000	4,31
2400	2,60	14 000	4,41
2600	2,66	15 000	4,50
2800	2,72	16 000	4,59
3000	2,73	17 000	4,68
3200	2,83	19 000	4,34
3500	2,91	20 000	4,91
4000	3,03	22 000	5,05
4500	3,14	24 000	5,19
5000	3,24	26 000	5,31
5500	3,33	28 000	5,43 ’
6000	3,42	30 000	5,54
6500	3,50	32 000	5,65
		35 000	5,82

Расчет подшипников работающих, при переменной нагрузке и переменной
частоте вращения. С достаточной точностью долговечность подшипника можно
определить по формуле

1 а1 । а2 ।	°3	। ai |	। аП

=-------р —----1- —--г	Н + -f-

Ph Ph 1 Ph з Ph з Ph 4	Phn

где nj, a2....an — продолжительность работы подшипника в каждом режиме,

отнесенная к общему сроку его службы; Phi, Phi, Phs.....Phn — долговеч-

ность (ч) подшипника для каждого режима работы.

Кроме расчета на долговечность подшипники трансмиссии рассчитывают
на статическую прочность по максимально возможной нагрузке:

Г7 max — Ад тах^г,

где Ад тах — максимальный коэффициент динамичности, возникающий при наи'
более неблагоприятных условиях эксплуатации; Ад тах = 1,3р (здесь р — коэф"
фициент запаса муфты главного сцепления).

Условие статической прочности

Рmax < l^7],

ГДе [У7]—допускаемая нагрузка на подшипник (берется по каталогу),
Рис. 7.2. Схема для определения
углов поворота сечений

। Необходимо также проверить углы пово-
рота опорных сечений по формулам (рис. 7.2)

РаЬ

~ 6Б/

b \	РаЬ /, с

~г) ’	&еТ \l+~i

Pal' .	Pa'l'

Фл' 3£j > Фв- ; qEJ

Допускаемые углы поворота на опоре с шг
рикоподшипником — 0,002 рад, с роликопод
шинником — 0,005 рад.

Для подшипников скольжения, работая!
щих в режиме полужидкостного или сухого тре-
ния, рассчитывают давления, окружные скоро-
сти и показатели удельной работы трения
(табл. 7.6) и сравнивают с их допускаемыми зна-
чениями (табл. 7.7), определенными опытным

путем.

Экспериментальные исследования, прове-
денные в HATH, показали, что к элементам
силовой передачи (валам, подшипникам) следует
предъявлять особые требования в отношении
жесткости конструкции. Наибольшее влияние
на работоспособность зубчатых колес и подшип-

щения деталей и рабочих

ников качения оказывают перекосы
элементов. Причиной возникновения

осей

вра-

перекосо.

в зацеплении зубчатых колес и между рабочими элементами подшипников ЯВ|
ляется деформация деталей передачи под действием рабочей нагрузки. !

7.6. Формулы для расчёта подшипников скольжения	J

	Формулы для расчета-подшипников	1	
Расчетный параметр	радиального	упорного
Давление q, кгс/см2 	  Скорость	  Показатель удельной работы тре- ния, кгс* м/см2* с	  Момент трения Мт иа валу, кгс* см	р  DI  6000  ЛРп  qV ~ 60007  PfD  2	4Р  л(^-О22)  — Л 11  °Ч>	12 000  ’"ср 3000 (D, -Dz) 1   Р,	i  3 Di~D2 |

Примечание. Р — нагрузка на подшипник, кгс; D — диаметр шипа,
см; I — длина шипа, см; £>j и Ds — наружный и внутренний диаметры пяты, см;
v — окружная скорость шипа, см/с; п — частота вращения шипа илн пяты,
об/мин; оСр — средняя окружная скорость пяты, м/с; f — коэффициент трения.
7,7. Допускаемые значения q, v и qv для подшипников скольжения

Материал	[Q]. кгс/см2	[»]• м/с	м. КГС’М/СМ2«С
Бронза Бр.СЗО, ГОСТ 493 — 54 		100	10	100
Бр.ОЦС 5-5-5, ГОСТ 613 — 65			100	10	100
БР.ЛЖ9-4, ГОСТ 493-54			50	5	80
Баббит Б16 и БН, ГОСТ 1320—74 ....	100	10	100

Примечание. Указанные в таблице значения [<?], [v] и Iqv] действи-
тельны для стальных закаленных шипов (или пят) при твердости ие менее HRC 45
и шероховатости поверхности не ниже класса 7. При незакаленных шнпах ука-
занные значения следует уменьшить примерно в 1,5 раза.

Наибольшее влияние иа прилегание зубьев оказывает угол перекоса в пло-
скости, перпендикулярной к плоскости контакта. Углы перекоса ие должны пре-
вышать 0,002 рад.

Специальные опыты по определению влияния перекоса иа долговечность
шестерен показали, что при перекосе в зацеплении, равном 0,00029 рад, шестерни
выходят из строя вследствие частичной поломки зубьев по их длине наискось
от основания зуба со стороны наиболее нагруженного его края и по вершине со
стороны противоположного края. При этом срок службы шестерен сокращается
в 7—10 раз. Для подсчета углов перекоса шестерен трансмиссии шлицевой вал
ориентировочно можно заменить гладким, диаметр которого равен среднему диа-
метру шлицевого вала. Ошибка при этом в сторону уменьшения жесткости
может достигать 10—15% и будет тем больше, чем больше высота шлицев. В за-
висимости от расположения плоскости изгиба вала и впадин или выступов шли-
цев жесткость вала изменяется в пределах 2—5%.

Деформация (мкм) опоры, в качестве которой используется шарикопод-
шипник,

2

6 = ЬР 3 ,

где Ь — параметр, зависящий от геометрических размеров и упругих свойств
материала подшипников (табл. 7.8): Р — усилие, действующее иа подшипник,
кгс.

7.3. ПРИМЕРЫ РАСЧЕТОВ ЭЛЕМЕНТОВ СИЛОВОЙ
ПЕРЕДАЧИ

Расчет на прочность и долговечность коробки передач трактора Т-74. Коробка
передач состоит из трех валов — первичного, промежуточного и вторичного
(рис. 7.3).

Схема нагружения валов приведена на рис. 7.4; 7.5; 7.6.

Промежуточный вал следует располагать так, как указано иа рис. 7.4;
в Противном случае вертикальные составляющие сил Ра и Рь направлены в одну
сторону и нагружают опоры вала.

Расчет приведен в табл. 7.9—7.14.

Расчет на прочность и долговечность вала заднего моста трактора Т-74.
Расчет приведен в табл. 7.15—7.17, схема и графики к расчету — на рис. 7.7—7.8.

Расчет на прочность и долговечность конечных передач трактора Т-74.Рас-
чет приведен в табл. 7.18—7.21, схема и графики к расчету — на рис. 7.9—7.11.
Рис. 7.3. Кинематическая
схема коробки передач:

I — первичный вал; II —.
промежуточный вал; III —
вторичный вал

Передача

II

III

IV

VI

34 36

18 ’ 24

32 36

20 ' 24

30 36

23 ’ 24

34 27

18 ’ 32

32 27

20 ’ 32

30 27~
~2~3 ’ ~32

Рис. 7.4. Схема приложения сил, дей-
ствующих на валы коробки передач
(вид сбоку):

I — первичный вал; II — промежу-
точный вал; III — вторичный вал

Рис. 7.5. Схема нагружения валов силами,
действующими в зацеплении конических
стереи коробки передач трактора Т-74 (вид
со стороны двигателя):

I — первичный вал; II — вторичный
III — промежуточный вал

вал
	>pf	Р	В
		1,	-	
	*	L		

Рис. 7.6. Схема для расчета валов коробки
передач (продольный вид):

а — первичного^ б — промежуточного;
в — вторичного

А

Вертикальная плоскость

1 Ра верт	Рк ’

'Вверг

Горизонтальная плоскость

в

Рвгор

Рис. 7.7. Схема нагружения вала зад-
него моста

Горизонтальная плоскость
7.8. Радиальная деформация шарикоподшипников

Примечание, z — число шариков; d — диаметр шарика, мм; 7?. — радиус беговой дорожки внутреннего кольца, мм.
7.9. Исходные данные к расчету коробки передач трактора Т-74
(частота вращения, крутящие моменты и др.)

Параметр	Обозна- чение	Расчетная формула и указания «в	Значение для пере- дачи I
Число зубьев шестерни:  на первичном валу ....		Исходные данные '	18
на промежуточном валу: ведущей ........			34
ведомой					24
на вторичном валу ....	г.		36
конической передачи: ведущей 			г5		12
ведомой . 		Z.		41
бортовой передачи: ведущей 			Z?		13
ведомой 				62
Передаточное число: между первичным и проме-. жуточным валом ... . .	“1	г2/гг	1,89
между промежуточным и вто- ричным валом 			z«/z,	1,5
коробки передач 		“к	“А	2,83
конической передачи . . .	«КП		3,42
бортовой передачи .....	“б. п		4,77
трансмиссии . 		«тр	йкакпаб. п	46,2
Частота вращения вала, об/мин: первичного			п	—	1 700
промежуточного ......	п1	«/«1	900
вторичного 			nt	«1/«г	598
заднего моста .......	пз	пг!ик. п	176
ведущего колеса ......	ni	^/“б. п	36,8
Радиус ведущего колеса, м . . .	гк	Исходные данные	0,324
Скорость движения трактора, км/ч		°тр	' -^Vk3’6	4,51
Мощность двигателя, л. с. ...	N	Исходные данные	75
К п. д. передачи:  цилиндрической ......		Исходные данные	0,98
конической ........	Рг	То же	0,95
Крутящий момент иа валу, кгс - см:  первичном 	  .	Мк	N  71620 	  и	3 160
промежуточном ......	м1к	МkUjUj	5 849
вторичном ........	М2к	MU’!)»,	8 598
заднего моста 		М3к	2	13 991
колеса .... 		м4к	МЗк^б. п	65 218
		Расчетная формула и указание		Вал	
Параметр	Обозначение		первичный	промежуточ- ный	вторичный
Длина вала, см	  Диаметр по шлицам, см: наружный	  внутренний 	  средний	:	  Модуль шестерен, см	  • Ширина шлицев, см 	  Число шлицев	  Материал	  Твердость ... 	  Предел, кгс/см2: прочности при растяжении	  усталости при изгибе	  текучести при кручении 	  Коэффициент: влияния абсолютных размеров	  концентрации напряжения 	  Модуль упругости первого рода, кгс/смг 	  Номер подшипника: левого 	  правого 	  Динамическая грузоподъемность: опоры А ....................  X опоры В ....................  Момент сопротивления, см3: изгибу 	  кручению 	  Момент инерции сечения вала, см4		  Коэффициент прогиба вала,см/кг		1  D d ^ср т Ь гш  0-1 тт  еа  Е  СА С’А СВ  W'h  W'k  J  Л	Исходные данные  То же » » » » * ’ » » » » » » » » » » » nd3  32 ad3  16 Д°ср  64 I3  3EJ	33,8  6 5,02  5,51  5 1  8  Сталь 45  НВ 269  8 000  4 650  3 300  0,78  1  2,1- 10е  50 31 1  310  5 600 -  4 850  12,4-  24,8  45,4  1,4-10-»	33,8  6 5,02 5,51  5 1  S  Сталь 45 НВ 217 .  7 000  3 470  2 700  0,78 1  2,1-10»  50 310 310  4 850  4 850  12,4  24,8  45,4  1,4-10-»	37,4  6 5,02 5.51  5  1  8 .20ХНЗА HRC 27  9 500 .  4 300  4 500  0,7  1  2,1- 10»  66 409  27 12 КМ  6 400  6 040 .  15 700  21,2  42,4  45,4  1,83-10-»

Диилович
7.12.	Расчет промежуточного вала трактора Т-74 на прочность, жесткость
и долговечность

Параметр	Обозначение	Расчетная формула и указание	Значение для пере-
			дачи I
Число зубьев шестерни:		Исходные данные	
ведущей ........	г2		34
ведомой 		*3	То же	24
Делительный радиус тестер-			
ни, см: ведущей				mz2	8,5
	Гг	2	
ведомой 	 .		mzz	6
		2	
Сумма углов зацепления			
и трения р шестерни, см: ведущей		+ 5°	Геометрический расчет	30° И'
		шестерни	
ведомой			+ 5°	То же	27° 26'
—	cos (а/ш2 + 5)	—	0,8644
—	cos (а/ш3 + 5)	—	0,8877
—	tg	+ 5)	—	0,58162
—	‘ tg («/ыЗ + 5)	—	0, b 19
Крутящий момент иа валу, КГС’см			М1к	См. табл. 7.8	5 849
Окружная сила иа шестерне,			
кгс: ведущей		Р1		689
		г2	
ведомой 		Pi		975
			
Радиальная сила на шестерне,			
кгс: ведущей . 			Т1	Pj tg (а ^2 + £°)	400
ведомой 		Тг	Р« tg (ос^з +/5°)	506
Суммарная сила иа шестерне.			
кгс: ведущей		Л	Р1	799
		COS (а/ш2 +5)	
ведомой 		Pi	• Р2	1 100
		cos (а/шз+5)	
Вертикальная составляющая			
от снл:			
Р, И			Й	р, sin i|i + Г, cos i|i Pt sin <р 4- 71 cos ф	750
Р‘г и Т2				1 078
Горизонтальная составляю-			
щая от сил:			
,	И			Х1	Pt cos ф — 7\ sin	271
Р2 и Тг 		xi	Р9 cos (р — Т9 sin <р	218
Расстояние от ведущей ше-			
стерни до опоры, см:			18,3
А			Исходные данные	
В 			i	То же	15,5
Расстояние от ведомой ше-			
стерни до опоры, см:			
А 			1,	>	14,8
В		it	>	19,0
Коэффициент 			Zi  1	0,542
	р>	lj 1	0,453
	р.	1, 1	0,438
	р.	ц 1	0,57
Продолжение табл. 7.12

Параметр	Обозначение	Расчетная формула и указание	Значение для пере- дачи I
Реакция опоры В, кгс: горизонтальная ..... вертикальная .....  Реакции опоры Л, кгс: горизонтальная .... вертикальная 	  СумМжарная реакция опоры, кгс:  А . 		  В	.	. . . .  Изгибающий момент под ше- стерней, КГС’см ......  Коэффициент .......  Частота вращения, об/мин Долговечность подшипника, ч: левого 	  правого 	  Напряжение в опасном сече- нии, кгс/см2: изгиба	  .  кручения 	  суммарное 	  Запас прочности: по кручению 	  по изгибу 	  суммарный .......  Коэффициент 	  Коэффициент 	  Прогиб вала под ведомой и ведущей шестернями: в горизонтальной пло- скости' 	  в вертикальной плоско- сти 		  суммарный 		Кв гор Кв верт  Ка гор Ка верт  Яд  Кв  мяА маВ  Ra Кв п  LhA  LhB  Реум «т «<т  п-1  а 1  а 2  а 3  а4  В 1 в  2  fl гор f2 гор  fl верт ?2 верт  f.	х2Р3 + хл -у2Р3 + У1р!  + Л1Р2  -У2р4 + ЛР2 .  К(*Д гор)2 + (Яд верт)2 V(Кв гор)2 + (Кв верт)2  Яд'з  КА1  Кв1г KBlt сА1\,зцА Св1^,^Кв Исходные данные л-з 106  Кв 60п  MK/WK  + 4 ТК  Тт/Тк  онЯа уу  Y па + пх  РзРд4  1  — Р.Р.Д  2 2л Р1Р2Л 1  у Р1Р.Л  1 - Р2 - РЗ  1 - Р2 - Р4  Ха + ГО. хл + W1  У1аз - У?а2В1 ~у2а1 + УМ гор)2 + (fl верт)2  V 112 гор)г + 112 верт*’	51,5  — 67  0 — 270  270  84,5  4 000  1 310  13,8  44,1 900  48 500  1 590 000  323  236  572  11,4  8,36  6,75  8,75- 10~в  13,9- 10-»  8,60- 10-“  2,16- 10—*  0,597  0,381  0,00052  0,00034  — 0,00249 — 0,00318  0,00254  0,00320
7.13.	Расчет вторичного вала трактора Т-74 на прочность, жесткость
и долговечность

Параметр	Обозначение	Расчетная формула и указание	Значение для пере- дачи I
Число зубьев шестерни:  цилиндрической ....  конической 	 .  Радиус делительной окруж- ности щестерни, см:  цилиндрической .....  конической ...... Сумма углов зацепления и трения, град 	  Расчетный крутящий момент, КГС’см .........  Окружная сила на шестерне, кгс:  цилиндрической ....  конической ......  Радиальная сила иа шестер-  не, кгс:  цилиндрической .... конической 	  Осевая сила на конической шестерне, кгс 		  Суммарная сила иа шестерне, кгс:  конической 	  цилиндрической ....  Горизонтальная составляю- щая от сил Р2 и Т2, кгс Вертикальная составляющая от сил Р2 и Т2, кгс . . .  Расстояние от цилиндриче- ской шестерни до опоры, см:  А ...........  В	  Расстояние от конической ше- стерни до опоры, см:  В 		  Коэффициент 		  Коэффициент 		  Реакция опоры А, кгс:  горизонтальная .....  вертикальная 		Г	4  о w to  to 4- ,	_ Jr  ,	“Г	о* <и*  * *	« « “Г § s> c-i	м	ЬС	гу	к-. <	in«	« * н •»	«	*	tZm  NN U и	И Э s	д, д,	Ь,	10. [сГ	——	—— £ Q Q Q  See14		’!  в		* *  О 						 		 1	Исходные данные1 То же  mz  Исходные данные  Геометрический расчет шестерни  М2К г.  М2К  Р. tg	+ 5°)  ЬРк \  У~Р2 + Р* c°s (<^ш + 5°)  Рг cos <р — Т, sin ф  Pt sin ф + Тг cos ф  Исходные данные То же  »  1, 1  G  1  Я- 1 it 1  Xpa - Rp. + -^р- У(>а —	36  12  9  4,178  27° 26’  0,887-55  0,51909  8 598  959  2 050  497  804  790  2 340  1 080  — 214  1 058  16,6  20,8  43,4  6  0,443  0,557  1,16  0,16  — 158,5 1  261 I
Продолжение табл. 7.13

Параметр	Обозначение	Расчетная формула и указание/	Значение для пере- дачи I
Реакция опоры В, кгс:			
горизонтальная ....	Л В гор	^Pi + /<Рз — —j—	748,5
вертикальная 		R.B верт	У(>1 + РКР3	2 850
Суммарная реакция опоры, кгс:			
А		Ra	V (Ra гор)2 + (ra верт)2	306
В	  .	, . .	Rb	V (RB гор)2 + (RB верт)2	2 960
Максимальный изгибающий			
момент, кгс*см 		^и. цил	Ra1!	5 090
	А<и. кон	V (Р^+^'&кУ	12 400
Коэффициент . . 		Ка	Сд/1,3 (0.64Q)	9,74
	«А	Сд/1,ЗЯЛ	15,2
	Rb	Св/*’3^В	4,08
Частота вращения вала,			
об/мин 		п	Исходные данные	598
Долговечность подшипника, ч:		кЗ 10е	
левого	  .	LhA	' Ка 60п	25 900 .
левого 		lH'A	К-'3 10‘  Ка 60п	97 900
правого 					LhB	х-з.зз 10е  кв -йТ	3 040
Напряжение в опасном сече-			
нни, кгс/см*: изгиба 	 .		_ (iMn)niax	585
		И	ft/’	
		М	
кручения 		tK	т —	% к  к	W'k	203
суммарное . 		*сум	V °н + 4тк	710
Запас прочности:			
по изгибу . . 			-1 О'	‘	5,1Ь
		сти*а	
по текучести		пх	тт	22,2
		хк	
суммарный 		п-1	"Л	5,0
		]/«2+4	
Примечание. Средний радиус конической шестерни			
гв =		sin бш = 4,95 -	ain 16° 18' 50" = 4,178 см,			
где dH0M — диаметр делительной окружности;		b — длина зуба.	
Осевая сила иа конической шестерне			
Г tg («/„, + Р) sin			
	COS р	+ tg ₽ cos 0ш] =	
» ₽к [°'466^g- + 0,258.0,9597] = 0,3867>к.			
Радиальная сила на шестерне			
г tg (а,„, + р) cos 6,„			
	COS 3	- tg 3 sin 6mj =	4-
=	[О,466319О.9597-_о|258.о|28о89] = 0,3915/>к.			
7.14.	Расчет суммарной долговечности Lh и приведенных нагрузок
ft	lip

иа подшипники коробки перемены передач

Опора	ai  —— • 10-e для передачи  -hi						У --- Ю-» ‘-hi	В»*  и  II
	1	II	III	IV	V	VI		



ч

Первичный вал									
AB	17,8  45.5	118,9 0,27	3,1  26,5	6,5  16,7	21,4 0,049	0,3 2,75	168.  91,8	5 950  10 900	506,8  361,9
П ромежуточный вал									
А в	5,6 0,172	15^5	3,5 0,221	6,6  4,67	0,079 0,00005	0,957 1,22	17,8  21,8	56 200  45 900	244  261
Вторичный вал									
А А В	10,5  2,79'  90,0	9,54  2,36  75,4	4,02  0,891  29,5	1,26 9,7 6,45	0,531  4,14 2,63	0,132  1,023  0,682	25,98  20,9  204,6	38 500  47 900  4 890	417 _  388  3140
Примечание			. Относительная продолжительность работы подшипника						
иа различных передачах принята следующей: I IV — 0,1; V — 0,06; VI - 0,022.						— 0,273	II — 0,333; Ш -		0,212;

7.15. Исходные данные для расчета вала заднего моста трактора Т-44

Параметр	Обозна- чение	Расчетная формула и указание	Значение параметра
Длина вала, см ......... Диаметр по шлицам, см:  наружный ...........  внутренний . . 	  средний 	 ......  Ширина шлицев, см 	  Число шлицев 	  Материал 	  Твердость ... 	  Предел, кгс/см2:  прочности на растяжение . . .  усталости при изгибе .....  текучести при кручении .... Коэффициент:  влияния абсолютных размеров концентрации напряжений . . . Модуль упругости первого рода, кгс/см2	  Номер подшипника: левого			  правого 			  Динамическая грузоподъемность	1 D d “ср  Ъ гш  НВ  Ов тт еа ka  Е  С~А СВ	Исходные данные  То же > >  »  >  » »  »  >  »  »  >  >  »  » /  >	16  5,5 4,44  4,97  1,4  6  Сталь 45  260  7 600  3 800  2 735  0,73  2,25  2,1-10»  7 612  7 612  17 ЮО  17 ЮО
Продолжение табл. 7.15

Параметр	Обозна- чение	Расчетная формула и указание	Значение параметра
Момент сопротивления для галтели, см3:  изгибу	;	. . .  кручению 		  Модуль конической передачи, см Расстояние между опорами, см . . .	ги  WK  тк 1	nd3  32 nd3  16 Исходные данные То же	21,2  42,4  0,825  16

7.16. Расчет на прочность и долговечность вала заднего моста Т-74

Параметр	Обозна- чение	Расчетная формула и указания	Значение параметра иа пе- редаче
Средний радиус колеса, см . . . Расчетный крутящий момент, кгс* см 			  Сила на шестерне, кгс: окружная	  радиальная 	 .  осевая 			  суммарная .........  Расстояние от шестерни до опо- ры, см: А ............ В 	  Коэффициент 	  Реакция опоры, кг:  Л: горизонтальная 	  вертикальная 	  ' суммарная 	  В: горизонтальная 	  вертикальная 	  суммарная 	  Расстояние от расчетного сечения до правой опоры, см ....  Изгибающий момент, кгс* см . . .  Коэффициент 	  .  Частота вращения вала, об/мин Долговечность подшипника, ч: левого 	  правого 		гк  Л*3к  Рк R Р\  k pi  Pi  Pa гор  Яд верт  Ra  Rb гор  Rb верт  Rb  X  Мв  Ra  Rb n  LhA  LhB	Исходные данные  То же  » »  » »  - h 1 ^2 1  Rp2 -  pKP2	  К(Яд гор)2 + (RA верт)2 QrK 	  V(Rb гор)2 + (Rb верт)2  Исходные данные Ядх Сд  1,5ЯЛ  	СВ	  1,5 [0,367?в + 0,64 (Ra + Q)]  Исходные данные  ДЗЗ 10s ла ~во^- „3,33 10° ЛВ "ббТ	14,26  27 900  2 050  790  804 . 2 340  10,9  5,1  0,682  0,318  — 463  654  802  1 254  1 400  1 880  2,375  4 460  14,2  4,2  177  656 000  11 500
Продолжение табл. 7.16

Параметр	Обозна- чение	Расчетная формула и указания	Значение параметра на I пере- даче
Напряжение в опасном сечении, кгс/см2:  изгиба 			sal к 3	210
кручения 				659
суммарное ........	^сум	ч-	1 340
Запас прочности: по усталости прн изгибе	по	а-1е0 aHka	5,86
по текучести при кручении	«т	тт \	4,15
• суммарный	«-1	папг  У <4 + 4	3,4

Примечание. Подсчет коэффициентов концентрации выполняют сле-
дующим образом. Для вала заднего моста при радиусе галтелн г = 1,5 мм, d =
= 0,60 мм, D == 82 мм находят по рис. 7.8 для r/d = 1,5/60 = 0,025	= 2,25.

По рис. 7.8, а для ^/d = 82/60 = 1,37 поправочный коэффициент § « 1. Сле-
довательно,	I

== 1 + £ Е(Аа)о — 11 = (fea)0 - 2,25. У

7.17. Расчет суммарной долговечности и приведенных нагрузок Qnp
на подшипники заднего моста трактора Т-74

Опора	Значения			<0 Г о			м  г о  1	Lh' 4	$пр> кгс
	1 1 "		III	IV	V	VI			
А	0,416	0,343	0,178	0,052	0,022	0,005	1,016	980 000	675
. В	23,7	19,6	7,74	2,27	0,974	0,222	54,4	18 350	2320

7.18. Исходные данные к расчету конечной передачи трактора Т-74

Параметр	Обозна- чение	Расчетная формула и указание	Вал веду- щей ше- стерни ко- нической передачи	Задняя ось
Длина вала, см 			1	Исходные	12,5	31
Диаметр по шлицам, см: наружный 			D	данные То же	5,5	9
внутренний 		d		4,44	—
средний 		£*ср	»	4,97	—
Продолжение табл. 7.18

Параметр	Обозна- чение	Расчетная формула и указание	Вал веду- щей ше- стерни ко- нической передачи	Задняя ось
Внутренний диаметр вала, см . . .	^в	Исходные	0	5,1
Ширина шлицев, см ....... •	ь	данные	1,4	—
Число шлицев . 			гш	То же	6	—
Материал 		—		20ХНЗА	Сталь 45
Твердость 	  Предел, кгс/см2:	—	»	HRC 27	НВ 260
прочности при растяжении . . .		»	9 500	7 600
усталости при изгибе 		0-1	»	4 300	3 800
текучести при кручении ....		»	4 500	2 735
Коэффициент влияния абсолютных  размеров . . 	  Коэффициент концентрации иапря-	еа	>	0,7	0,72
жений				kg	»	2,26	1,5
Модуль упругости первого рода кгс/см2			  Номер подшипника:	Е	»	2,1	10е
			92412К	«7518М
левого							
правого 		—	»	2712КМ	7518М
Динамическая грузоподъемность	СА	»	13 300	17 900
	св	»	15 700	17 900
Момент сопротивления, м3:			20,2	64,3
изгибу				Wn	~32~		
		nd3	40,4	
кручению 			WK	! “Тб”		

7.19. Расчет вала ведущей шестерни конечной передачи трактора Т-74
иа прочность, жесткость и долговечность

Параметр	Обозначение	Расчетная формула и указание	Численное значение при ра- боте иа I передаче
Число зубьев шестерни , « .  Радиус делительной окружно- сти шестерни, см ....  Сумма углов зацепления и трения, град 	  Расчетный крутящий момент при прямолинейном движе- нии трактора, кгс-см. . .  Сила на шестерне, кгс: окружная	  .  радиальная 	  суммарная 		г  г  atw + 5  соз (а/ш + 5) iS + б)  мк  Р  Т  Р	Исходные данные тг  2  Геометрический расчет ше- стерен  Исходные данные»  г  Ptg(«fw + V Р  cOS(a/® + 5)	13  4,23  26° 58'  0,891  0,510  13 954  3 300  1 680  3 700
Продолжение табл. 7.19

Параметр	Обозначение	Расчетная формула и указание	Численное значение при ра- боте на I передаче
Расстояние от шестерни до опоры, см:			
левой .........	<1	Исходные данные	5,5
правой 			То же	7
Коэффициент		ра	(, 1	0,44
	Рв	-1	0,56
Реакция опоры, кгс:			
левой .........	Кд	РРВ	2 070
правой 		• Rb	РРА	1 630
Коэффициент 		«А	СА	3,58
		МКд	
		СВ	5,35
	"в	1,8/?в	
Частота вращения вала, об/мии 		п	Исходные данные \	176 ,
Долговечность подшипника, ч:			
левого . 		lha	„3,33 10* /  -60^/	6 650 1
правого 		LhB	„3,33 1о6  Лв 60п	25 380
Расстояние от расчетного се- чения до правой опоры, см	X	Исходные данные	2,5
Изгибающий момент в расчет- ном сечении, кгс-см . . .	М„	Rbx	4 080
Напряжение в расчетном се- чении, кгс-см:			
изгиба 		®и	ма w и	202
кручения 		тк	я  S |Ь=	346
суммарное 		^сум	У Ри+	720
Запас прочности:			
по усталости при изгибе	па	q-lEO	6,6
по текучести при круче- нии 			nt	тк	13,0
7.20.	Расчет оси ведомой шестерни конечной передачи трактора Т-74
на прочность и долговечность

Параметр	Обозна- чение	Расчетная формула и указание	Численное значение при ра- боте иа I передаче
Расчетный крутящий момент,		Исходные данные	65 218
кгс*см 	 ......	мк		
Сила иа шестерне, кгс:			
окружная .........	р	То же	3 300
радиальная ........	т	»	1 680
суммарная 		"р	»	3 700
Составляющая сил Г и Р, кгс:			
горизонтальная ......	X	— Т sin <р + Р cos <р	490
вертикальная .......	Y	Т cos <р 4- Р sin <р	3 641
Радиус звездочки, см 		гзв	Исходные данные	32,6
Сила, действующая на звездочку, кгс 		  •	^*зв	Мрасч гзв	2 000
Расстояние между опорами, см Реакция опоры, кгс:	1	Исходные данные	14,4
А:			
горизонтальная .....	Ra гор	^зв	2 000
вертикальная ......	RA верт	0	0
суммарная 		.  В:	Ra	V <Ra гор)* + («Д верт>'	2 000
горизонтальная .....	Rb гор	X	490
вертикальная ......	Rb верт	Y	3 671
суммарная .......	Rb	V (Rb гор)2 4* (Rb верт)2	3 700
Расстояние от опоры до. расчет- ного сечения, см:			
1 		«I	Исходные данные	18
ц 		«и	То же	11
Изгибающий момент в расчетном сечении, кгс* см:			
II 	  .	. .  1:	ми II	Кд*и	22 000
горизонтальный .....	Ми I гор	Ra ropxi — Rb гор	0	34 240
вертикальный		М и I верт	Ra вертх1 — ^Вверт (*1 — 0	13 200
суммарный .......	ма I	И (Ми гор)2 4" (Mj верт)2	36 800
Продолжение табл. 7,20

Параметр	Обозна- чение	Расчетная формула и указание	Численное значение Прн ра- боте на I передаче
Напряжение изгиба в сечении, кгс/см			
11 		сти 11	а а	342 I
1 		сти 1	Ми1	572
		W’hI	
Коэффициент концентрации на- пряжений в сечениях ....	*<т	См. рис. 7.10; 7.8	1,5
Запас прочности по изгибу в се- чении:			
I 		.	па I	g-leo аи 1*ст	3,18
11			па 11	g-ieg gH uka	5,34
Коэффициент .........	«Л	сА	2,98
		377Л	
	кв	св	\	1,61
		зкв \	
Частота вращения вала, об/мни Долговечность подшипника, ч:	п	Исходные данные /	36,8
левого 			LhA	к-3,33 Юв а ёоп	17 200
правого ..........	LhB	„3,33 10“  ‘ббг	2 210

7.21.	Расчет суммарной долговечности н приведенных нагрузок Qnp
иа подшипники узла бортовой передачи трактора Т-74

Опора	Значения	для передачи						м о  1	4	Qnp> кгс
	г	11	III	IV	V	VI			
А	Г 41.1	| 33,9	I 13,5	Вал ведущей  1 3,95 I 1,7		шестерни 0,388 ]	94,54		10 600	1710
В	10,8	1 8,93	1 3,5	1 1,03	0,448	0,102	24,8	40 300	1346
А	15,9	13,1	5,15	1,5	Задняя ось  0,648 1 0,147		36,45	27 400	1662
В	123,5	102,1	40,2	11,7	5,04	1,14	283,7	3 530	3091
Рис. 7.9. Схема сил, приложенных к валу н
оси конечной (бортовой) передачи:

а — вид сбоку; б — продольный вид; / — ма-
лая бортовая шестерня; 2 — большая борто-
вая шестерня

Рис. 7.10. Зависимости:

а — теоретического коэффициента кон-
центрации напряжений от отношения
r/d‘, б — поправочного коэффициента
от отношения Цг

Рис. 7.11. Схема колесного редук-
тора трактора 4x4 класса 3 тс

7.4. РАСЧЕТ КОЛЕСНОГО РЕДУКТОРА ТРАКТОРА Т-150

Ведущая солнечная шестерня 1 редуктора соединяется шлицевой втулкой
с полуосью 2 заднего моста. Солнечная шестерня приводит во вращение сател-
литы 3, свободно сидящие на осях, закрепленных в водиле 4. Водило жестко свя-
зано с ободом колеса 5. Эпициклическая шестерня 6 закреплена неподвижно
в ступице (см. рис. 7.11).

Расчет вала и подшипника сателлитов редуктора трактора приведен
в табл. 7.22.

В табл. 7.23—7.25 приведены конструктивные и расчетные данные валов
и трансмиссий тракторов Т-150, Т-150К и Т-25.

Для тракторных валов применяются углеродистые стали 40, 50 и др., если
они не имеют шестерен; если же вал изготовлен заодно с шестерней, то применя-
ются легированные стали 45Х; 18ХГТ; 12ХНЗА; 25ХГТ; 20Х и др.

Шлицевые соединения валов рассчитывают на смятие.

Твердость шлицев после термической обработки должна быть не менее HRC 50.

В тракторостроении наибольшее распространение получили прямобочные
щлицевые соединения.
Т.22. Расчет вала и подшипников редуктора трактора 4X4 класса 3 тс

Параметр	Обозна- чение	Расчетная формула	3 качение параметра
Число зубьев:			
солнечной шестерни ....	Z1	—	17
эпицикла			Za	—	61
Передаточное число колесного ре-			
дуктора			“к. р	I-}-——  21	4,59
Число зубьев сателлита ....	Zt		21
Условие соосности .......			59
Число сателлитов		k		3
Условие сборки . 	  Максимальный крутящий момент,	—	Z* + Zs = (целое число)	26
передаваемый валом солнечной шестерни, кгс* см ......	Мк max	Исходные данные	20 550
Момент сопротивления кручению,			
см8				16	27,7
Максимальное напряжение кру- чения, кгс/см2 ...... ^ .	хк max	шах	745
		й-к	
Материал вала солнечной ше-			
стерни	.			Сталь 38ХС, HRC 34,	
		ГОСТ 4543 — 71	
Прочностные характеристики,			
кгс/см2 		  .	тт		4 500
			2 200
Коэффициент запаса прочности			6.04
по текучести ........ .			
	nT	тк щах	\	
			
Радиус водила, см 	  Коэффициент неравномерности	'вод	m(zt + z,)  2 У	9,5
распределения нагрузки ме- жду сателлитами 		V		1,17
Усилие, приложенное к оси са- теллитов, кгс			p	2AIKmaxv	3 780
		Зг.	
			
Относительная частота вращения			
сателлитов на передаче I, об/мин 			потн	(Пз — П*) *17  21	156
Коэффициент работоспособности			297 000 |
роликоподшипника сателлита	c	1,8-70z°>7Vp	
Долговечность роликоподшипни- ка при работе на передаче I, ч	Lhl	/ С 13,33	1	3 040 ]
		1 knvp J "отн	
Примечание, d^, 1$	— диаметр	и длина ролика; z — число	роликов. s

Их изготовление регламентирует нормаль НАТИ ОН 13-126—62 «Соединен
ния зубчатые (шлицевые) прямобочные для тракторов».

По нормали центрирование производится по наружному диаметру шлицев.
Допускается также центрирование по внутреннему диаметру шлицев.

В последнее время получают широкое распространение эвольвеитные шли-
цевые соединения (МТЗ-50; ДТ-75М; Т-40).

Изготовление этих соединений регламентирует ГОСТ 6033—51, профильный
угол исходного контура рейки — 30°, посадка по наружному диаметру и боко-
вым поверхностям шлицев.
7.23, Характеристики трансмиссии трактора Т-150

хеш			СО	оо со-- г-<оа>		87,1 415	265  410  690
							
	^гаах’	мм	1	0,0345 0,121 0,00698		1 1 1	0,0308
UIIU Xw			I 14,35	12,15 8.71  11,9		40  3,37 —	1	4,06 5,78  2,5
ЩШ			Ю	СЧ — о		сча>  ]	со о — г- ш
			СО	-г сч			СЧСО —
	с	S >,	82S |	1  660  68 2  438		190  2460	2040  1030  4320
						СО	
	ь.	и	289	169  132  121		75, 1230	2020 396 2160
	ь	S	1	567  630  304		115	665
		сГ	280 1	000  950  220		600  300  360	300  950  800
я я			со	С01Л1Р		V- оо vo	ооюо
X  S р.	материала	д	2280	2200  1960  1720		2090  2200  1760	2200  1960  2860 !
S СЗ р. га		7 о	4140	1  4000:  3560 j  3120 1		3800  4500  3200	4000  3560  5200
X		0	340	000  900  800		500 000 000	000 006 000  1
			О	О 00 ь.		а>ооо	О 00 со
о Ц р QJ я ь		।	HRC 30—45	HRC 30 — 38  НВ 241 — 285  HRC 23-30		HRC 25 HRC 34 НВ 217—262	НВ 217 — 285   НВ 241 — 285  НВ 241 — 285
	Материал, _и._	1	J	20ХГНР	18ХГТ  45  45		20ХНЗА 38ХС  45	|	38ХС 45 20ХГСНА
t Диа- метр (сред- ний)			58,6 I	61,5  61,5  61,0		55,75 56 95,8	СО 00  <1*10
Вал			Муфты	  Коробки передач: первичный . . . промежуточный вторичный . . .		Малой конической 1	шестерни главной передачи . . . . i Конечной передачи i Ступицы 	|  Отбора мощности: промежуточный ведущий .... ведомый . . .	

ИЭ ‘ХВШР		129  192  200  322
ИИ -хвш/		0,136 0,13 Менее 0,01 Менее 0,01 Менее 0.01
щш		12,2  10,2  8,07  11,6  6,92  13,4
UIU1 Х~и		6,1  3,56 1,75 2,22 3,52 6.8
ИЧ>		584 771 675 : 610  860 443
		292  172  203  262  408  204
S о		689 540 330 280 169
Характеристики материала	н to	8 280  7 900  5 450  7 080  5 950  5 950
	U	2280  2180  1790  1950  1960  1960
	J	4140 3960 3260 3540  3540 3540
	0 to	10 340 : 9 900 8 150 8 850 8 900 ' 8 900
Твердость		ю ооо	со	Н?	12  м- coco	со	5®	«  in	।	?	7  О	О СО	U0	*	1  со	со сч	сч  и	и и	U	в1’	сч  0?	Q?Q?	Q?	AQ	0}  £	££	£	£	tc
Материал,1 сталь  1		20ХГНР 18ХГТ  45  18ХГТ  45  45
<Я  0 Ф P.S		58,6  61,5 61  61,5  61,5  61,5
Вал		А 1	О	. *-  СО о	Ч  •	• • М J4 •	о	*	4>  о*	р.	s , Р> га  ’ га ’ ’	g	« Ь  .	«о	,	Со  g.3 а з g	м	S  •	aj X X X ± X га св « дЕГЗ’П'о^	5?	ь	5о  •	S s Sh®	2	У	О U  х я р.0 м о	®	о	и <у  _ 5 схо P.EJP.	®	s	® х  Зо 0J ь о	9-	£  Ь 5 К 0 р	R	R  *& р.  >»о