2. Расчёт зубьев колёс на выносливость при изгибе

Проверочный расчёт выполняют для предотвращения усталостного излома зубьев.

Условие выносливости при изгибе

, (5.13)

где , – соответственно расчётное и допускаемое напряжения изгиба, МПа;

1. Расчётное напряжение изгиба зубьев шестерни и колеса, МПа,

(5.14)

=1659,3 МПа

где – окружная сила, Н;

– средний нормальный модуль, мм;

=3,62^{[1 по табл. 3.8. стр. 32]} - коэффициент формы зуба, зависящий от коэффициента смещения

Коэффициент, зависящий от угла наклона зуба:

(5.15)

=0,929

Коэффициент =0,76

Коэффициент

(5.16)

Коэффициент =1,06^{[1 по табл. 3.2 стр. 25]}

Коэффициент =1,05

2. Величина расчётного напряжения на изгиб.

^{[табл. 2]}

Высокая вероятность появления остаточной деформации зуба или его хрупкий излом.

3. Расчет на прочность.

Расчёт выполняют для предотвращения остаточной деформации или излома зубьев по максимальному крутящему моменту.

Порядок расчёта.

1. Максимальное контактное напряжение

(5.17)

=3263,1 Мпа

2. Максимальные напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса:

(5.18)

=1422,2 МПа

3. Проверка условий достаточной прочности

(5.19)

(5.20)

^{] [табл. 2]}

^{[табл. 2]}

Условия прочности не выполняются, шестерня не сможет длительно работать при таком нагружении.

6. Расчёт валов

Валы рассчитывают на статическую прочность, жёсткость и на усталостную

прочность для определения их работоспособности и агрегата трансмиссии в целом.

6.1. Определение нагрузок на вал

Для расчёта вала устанавливают действующие на него силовые факторы:

Для расчета вбираем выходной вал с раздаточной коробки на переднюю ось, т.к. при условии блокировки одной из осей (задней) весь крутящий момент пойдет на переднюю ось. На вал посажена с помощью шлицевого соединения шестерня дифференциала, т.к. установлен симметричный дифференциал сил взывающие изгибающие моменты будут компенсироваться друг другом. А осевая нагрузка будет нивелироваться шлицевым соединением.

6.2. Расчёт валов на статическую прочность

Условие статической прочности вала

, (6.1)

где , – коэффициенты запаса прочности соответственно фактический и допускаемый по пределу текучести материала, =1,2...1,5 .

Расчёт выполняют по максимальному динамическому моменту в форме проверки коэффициента запаса прочности по нормальным и касательными напряжениям в опасных сечениях валов.

Порядок расчёта.

1. Определяют расчётный крутящий момент на валу по формуле 3.1

Tp=125,3∙3,667∙2,135∙1,4=1374,4 Нм

2. По эпюрам изгибающих находят момент Т в перпендикулярной плоскости для оси вала.

Рис. 4. Эпюра крутящего момент входного вала

3. Полярный момент сопротивления, площадь S опасного поперечного сечения вала:

для сплошного вала и вала со шлицами, мм³,

(6.2)

=1570 мм³

4. Максимальные касательные напряжения

, (6.3)

=875,4 МПа

5. Коэффициенты запаса прочности по пределам текучести материала

(6.4)

=0,8

где – пределы текучести материала соответственно при кручении

– коэффициент, учитывающий влияние абсолютных размеров сечения вала на пределы текучести

Вал не выдерживает нагрузки на кручение, запас прочности по касательным напряжениям меньше требуемого.

Табл. 3. Материал вала

Сталь 40ХН2МА
	1150
	800
	650
	330
	1460
	1000

3. Расчёт валов на кручение

Условия на кручение вала

^{  ,} (6.5)

где ^– допускаемые значения угла поворота сечения вала.

Расчёт выполняют по меньшему из двух моментов – по максимальному моменту двигателя, либо по максимальному сцеплению колёс с дорогой.

Фактические угол поворота рассчитывают для вала постоянного сечения под подшипниками и в месте посадки зубчатых колёс по универсальному уравнению упругой линии

^{EJ  EJ}_ ^  ^Мi ^{x  a}i ^{ }  ^Pi ^{x  b}i ^(6.6)

где ^_^– угол поворота сечения вала, расположенного в начале координат;

М – сосредоточенный момент, приложенные к валу.

значение эквивалентного диаметра

(6.7)

мм

Значение жесткости материала

(6.8)

=18559,110^-12 м⁴

Угол поворота опасного сечения вала

=0,036 рад

0,0360>002

Допускаемые значения суммарного угла поворота сечения на опоре:

[] = 0,002 рад – для шариковых радиальных или радиально-упорных подшипников.

Угол поворота опасного сечения вала выше допустимого, следовательно материал вала не достаточно жесток.