Расчёт редукторных механизмов в трансмиссиях автомобилей. Воронин Н.Н. - 19 стр.

UptoLike

ВУЗ: 

СПбГАСУ | Санкт-Петербург

Составители: 

Рубрика: 

36 37
Расчётное контактное напряжение
96737,12275П275
II
===σ
HH
МПа;
( )
( )
32549,02100021000
К
=⋅π=π= rN
S
об.;
( ) ( )
207,000010549,032,61,4410
aКоII
max
уд
=⋅⋅⋅==
GrUUTp
e
, откуда К
пНII
= 0,26;
( )
( )
3475332,691,126,0018,037,123251КП
3
IIК1IIпIIII111
=⋅⋅⋅⋅⋅=α= UNaR
HH
mH
HSH
;
( )
1819532,626,0018,037,123251КП
3
II2КIIпIIII221
=⋅⋅⋅⋅⋅=α= UNaR
HH
mH
HSH
;
( )
;16522837,12018,050000034753П
3
II0111
=⋅==
mH
HHHE
LRN
( )
;8650737,12018,050000018195П
3
II0212
=⋅==
mH
HHHE
LRN
172,4165228102,1К
3
8
101
=⋅==
mH
HEHHL
NN
;
91,1086507102,1К
3
8
202
=⋅==
mH
HEHHL
NN
.
Допускаемые контактные напряжения
2448172,419275КП275
1lim1
=⋅==σ
HLHHР
МПа <
lim
8,0
H
= 0,8 ⋅ 3800 =
= 3040 МПа;
395991,1019275КП275
2lim2
=⋅==σ
HLHHР
МПа >
lim
8,0
H
σ
= 0,8 ⋅ 3800 =
= 3040 МПа, принимаем
2HР
σ
= 3040 МПа;
HР
σ
= 967 МПа <
1HР
σ
= 2448 МПа, т. е. условие выносливости по контактным
напряжениям выполнено.
Выполним расчёт зубьев колёс на выносливость при изгибе по пробегу.
Значения коэффициентов:
8,3
1
=
F
Y
;
63,3
2
=
F
Y
;
82,014067,2411401
=−=°β−=
β
Y
;
796,0
==
εε
ZY
;
( )( )
[ ]
( ) ( )( )
[ ]
( )
82,058,1457158,144514К
ст.т
=⋅−−+=ε−−ε+=
ααα
n
F
;
12,1КК
==
ββ HF
;
05,1К
II
=
FV
(n
1II
< 1000 об/мин, β ≠ 0);
Y
R
= 1; К
Fс
= 1,3; σ
F lim
=
С
limF
σ
Y
R
К
Fc
= 400 ⋅ 1 ⋅ 1,3 = 520 МПа;
σ
F1II
= [F
tII
/(b
w1
m
n
)]Y
F1
Y
β
Y
ε
К
Fα
К
Fβ
К
FVII
= [20741/(31
⋅
3,5)] 3,8
⋅
0,82
⋅
0,796
⋅
0,82
×
× 1,05 = 457 МПа < 0,9 σ
Flim
= 0,9
⋅
520 = 468 МПа;
σ
F2II
= [F
tII
/(b
w2
m
n
)]Y
F2
Y
β
Y
ε
К
Fα
К
Fβ
К
FVII
= [20741/(29 ⋅ 3,5)] 3,63
⋅
0,82
⋅
0,796
⋅
0,82 ×
× 1,12
⋅ 1,05 = 467 МПа < 0,9 σ
Flim
, т. е. условие прочности обеспечено.
Выполним расчёт по допускаемым напряжениям.
( )
( )
249
109,432,691,108,0018,04573251К
IIК1
IIпII
II1111
⋅=⋅⋅⋅⋅⋅=ασ= UNaR
FF
mF
FSF
;
( )
249
1012,332,608,0018,04673251К
IIК2
IIпII
II2221
⋅=⋅⋅⋅⋅⋅=ασ= UNaR
FF
mF
FSF
;
( )
50690457018,0500000109,4
924
II10111
=⋅⋅=σ=
mF
FFFE
LRN
;
( )
26491467018,05000001012,3
924
II20212
=⋅⋅=σ=
mF
FFFE
LRN
;
62,150690104К
9
6
101
=⋅==
mF
FEFFL
NN
;
75,126491104К
9
6
202
=⋅==
mF
FEFFL
NN
;
84262,1520К
1lim1
=⋅=σ=σ
FLFFP
МПа >
II1F
σ
;
91075,1520К
2lim2
=⋅=σ=σ
FLFFP
МПа >
II2F
σ
, т. е. условие прочности по напря-
жениям изгиба выполнено.
Выполним расчёт на прочность.
Принимаем для грузового автомобиля коэффициент динамичности К
д
= 2,5;
518535,220741К
дIImax
=⋅==
tt
FF
Н;
( )
[ ]
( )
[ ]
МПа; 150012,104,1
796,063,1853151853275КК275
1maxmax
=⋅×
×⋅⋅==σ
βαε HHHwwtH
ZZdbF
( )
[ ]
( )
[ ]
МПа; 10891,12
0,820,7960,823,85,33151853КК
11maxmax1
=×
×⋅⋅⋅⋅==σ
βαεβ FFFnwtF
YYYmbF
( )
[ ]
( )
[ ]
МПа; 11121,12
0,820,7960,823,635,32951853КК
22maxmax2
=×
×⋅⋅⋅⋅==σ
βαεβ FFFnwtF
YYYmbF
342038009,09,01500
lim
max
=⋅=σ<=σ
H
H
МПа;
153017009,09,01089
lim
max1
=⋅=σ<=σ
F
F
МПа;
15309,01112
lim
max2
=σ<=σ
F
F
МПа, т. е. условие прочности выполнено.
Пример 3.2. Выполнить проверочный расчёт конической пары зубчатых колёс
главной передачи автомобиля ЗИЛ-130 по следующим исходным данным: z
1
= 13;
z
2
= 25; m
te
= 9 мм; R
e2
= 126,8 мм; α
n
=30°; b
1
= 47,4 мм; b
2
= 40 мм; β
m1
= β
m2
= β
m
=
= 35°; δ
1
= 27°30′; δ = 90°; T
e
max
= 410 Н
⋅
м при n
двТ
= 1800...2000 об/мин; G
а
= 105000 Н;
r
К
=
0,49 м; G
сц
= 69500 Н; U
I
= 7,44; U
II
= 4,10; U
III
= 2,23; U
IV
= 1,47; U
V
= 1,0;
U
о
= 6,32; L
0
= 500000 км; α
I
= 0,006, α
II
= 0,018, α
III
= 0,076, α
IV
= 0,200, α
V
= 0,700;
материал – цементированная сталь 30ХГТ; НRС 56...62; класс шероховатости
поверхностей зуба 7; степень точности по нормам плавности n
ст.т
= 7; передача
полуобкатная.
Расчётный момент на шестерне:
по двигателю
305044,7410
I
max
Р
=⋅==
UTT
e
Н
⋅
м;
по сцеплению
431032,649,08,069500
о
К
maxсц
Р
=⋅⋅=ϕ=
UrGT
Н
⋅
м,
принимаем T
Р
= 3050 Н
⋅
м.

Страницы