1.7. Расчет цилиндрической зубчатой передачи
Межосевое расстояние
Предварительные основные размеры колеса
Делительный диаметр:
Ширина:
Модуль передачи:
Суммарное число зубьев и угол наклона:
Суммарное число зубьев:
Число зубьев шестерни:
Фактическое
передаточное число:
Диаметр шестерни и колес:
Проверка зубьев колес по контактным напряжениям:
Силы в зацеплении:
Окружная:
Радиальная:
Осевая:
1.7.1. Расчет промежуточного вала коробки передач.
1.7.1.1.Определение реакции опор.
Силы в зацеплении: Ft = 4892H, Fa = 2010 H, Fr = 970 H.
Сила, действующая на вал со стороны привода спидометра принимаем FМ =100 Н.
Для вала:
Искомое расстояния: l3 = 200 мм; l2 = 180 мм;
l1 = 52 мм
Реакции от сил в плоскости YOZ:
Проверка:
– реакции
найдены правильно.
Реакции от сил в плоскости XOZ:
Проверка:
– реакции найдены правильно.
Реакции от силы FМ:
Проверка:
– реакции найдены правильно.
1.7.2.Проверочный расчет вала.
Эпюры моментов.
Вертикальная плоскость (YOZ):
сечение А: MX = 0 Н·м;
сечение Е: MX = RАВ·l2 = 489,2·180·10-3 = 88,5 Н·м;
сечение Б: MX = 0 Н·м.
Горизонтальная
плоскость (XOZ):
сечение А: MY = 0 Н·м;
сечение Е слева: MY = RАГ ·l2 = -850,75·180·10-3 = -153,13 Н·м;
сечение E справа: MY = RАГ ·l2 + Fa·d2/2= -850,75·180·10-3+2010·75·10-3/2 = -151,9 Н·м;
сечение Б: MY = 0 Н·м.
Нагружение от силы Fм
сечение Ж: MМ = 0 Н·м;
сечение А: MМ = – FМ·l1 = – 100·52·10-3 = – 5,2 Н·м;
сечение Б: MМ = 0 Н·м.
Исходя из эпюр моментов, опасным сечением является сечение Е.
1.7.2.1.Расчет сечения на статическую прочность.
Суммарный изгибающий момент при коэффициенте перегрузки Kп = 2,2.
Мmax = Kп·M = 2,2·126,23 = 277,10 H·м
Момент сопротивления сечения вала:
W = π·d3 / 32 = 3,14·653 / 32 = 26947 мм3; Wк = π·d3 / 16 = 3,14·653 / 16 = 53895 мм3
Нормальные и касательные напряжения в рассматриваемом сечении:
Н/мм2;
Н/мм2.
Частные коэффициенты запаса прочности:
;
Общий коэффициент запаса прочности:
,
следовательно статическая прочность
в сечении Г вала обеспечивается
1.7.2.2. Расчет сечения на сопротивление усталости.
Определим амплитуды напряжений цикла в опасном сечении:
;
где σа – амплитудное значение напряжения изгиба;
σm – среднее значение напряжения изгиба (σm=0).
τа – амплитудное значение напряжения кручения;
τm – среднее значение напряжения кручения;
τmax – максимальное напряжение цикла.
;
Внутреннее
кольцо подшипника качения установлено
на валу с натягом. Поэтому концентратор
напряжений в сечении Г – посадка с
натягом.
1,5·4,2
= 6,3; 
1,5·2,2
= 3,3;
где Кσ – эффективный коэффициент концентрации напряжения изгиба;
Кτ – эффективный коэффициент концентрации напряжения изгиба;
Кd – коэффициент учитывающий поперечный размер диаметра вала.
Посадочную поверхность вала под подшипник точат Ra = 0,8 мкм:
Коэффициенты снижения пределов выносливости:
;
;
где KFσ и KFτ – коэффициенты, учитывающие шероховатость поверхности.
KFσ =0,95, KFτ =0,97
KV – коэффициент влияния поверхностного упрочнения.
KV =1,0
;
Запасы прочности по нормальным и касательным напряжениям.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям.
;
где σ-1 и τ-1 – пределы выносливости при симметричном цикле;
σ-1=400 МПа; τ-1=210 МПа;
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.
;
Коэффициент
запаса прочности в опасном сечении.
следовательно, сопротивление усталости вала в сечении Е обеспечивается.
Список
литературы
1.
Краткий автомобильный справочник. –
М., 1987.
2.
Бортницкий П. И., Задорожный В. И.
Тягово-скоростные качества автомобилей:
Справочник. – Киев: Вища школа, 1978.
3.
Великанов Д. П. Эксплуатационные качества
автомобилей. -М.: Автотрансиздат, 1962.
4.
Диваков Н.В. Яковлев Н.А. Теория автомобиля.
–М.: Высшая школа, 1962.
5.
Зимелев Г.В. Теория автомобиля. –М.:
Машгиз, 1959.
6.
Чудаков Е.А. Теория автомобиля. –М.:
Машгиз, 1960.
7.Илларионов
В.А. Эксплуатационные свойства
автомобилей. –М.: Машиностроение, 1966.
8.
Программа по дисциплине «Автотранспортные
средства» для высших учебных заведений
по спец. 1609- «Автомобили и автомобильное
хозяйство». –М., 1984.
9.
Фалькевич Б.С. Теория автомобиля. –М.:
Машгиз, 1963.
