Расчёт редукторных механизмов в трансмиссиях автомобилей. Воронин Н.Н. - 21 стр.

UptoLike

ВУЗ: 

СПбГАСУ | Санкт-Петербург

Составители: 

Рубрика: 

40 41
439714453,211051078,8П
354
0111
=⋅⋅⋅==
mH
HiHHE
LRN
;
228622253,211051056,4П
354
0212
=⋅⋅⋅==
mH
HiHHE
LRN
;
31044,0102,1К
3
78
101
=⋅⋅==
mH
HEHHL
NN
;
74,31023,0102,1К
3
78
202
=⋅⋅==
mH
HEHHL
NN
;
2076319275КП275
1lim1
=⋅==σ
HLHHP
МПа <
lim
8,0
H
σ
= 0,8
⋅
3800 = 3040 МПа;
231874,319275КП275
2lim2
=⋅==σ
HLHHP
МПа <
lim
8,0
H
σ
= 0,8
⋅
3800 =
= 3040 МПа;
1276
=σ
H
МПа <
2076
1
=σ
HP
МПа, т. е. условие выносливости по контактным
напряжениям выполнено.
Выполним расчёт зубьев колёс на выносливость при изгибе по пробегу.
Значения коэффициентов:
83,3
1
=
F
Y
;
6,3
2
=
F
Y
;
( )
75,01403511401 =−=β−=
β
m
Y ;
84,0==
εε
ZY
;
( )( )
[ ]
( ) ( )( )
[ ]
( )
85,042,1457142,144514К
ст.т
=⋅−−+=ε−−ε+=
ααα
n
F
;
17,1К
βF
(см. табл. 3.3);
1
=
R
Y
;
12,1К
с
=
F
;
4922,11410К
c
C
limlim
=⋅⋅=σ=σ
FRFF
Y
МПа;
( )
[ ] [ ]
;К1014,8К17,1
85,084,075,083,3216,64,47ККК
3
11
FVitiFVi
tiFViFFFnmwtiF1i
F
FYYYmbF
−
βαεβ
⋅=⋅×
×⋅⋅⋅⋅==σ
( )
[ ] [ ]
.К101,9К
17,185,084,075,06,3216,640ККК
3
122
FVitiFVi
tiFViFFFnmwtiiF
F
FYYYmbF
−
βαε
β
⋅=×
×⋅⋅⋅⋅⋅==σ
Результаты расчёта
Fi
σ
сведены в табл. 3.9.
На первой передаче
4434929,09,0МПа 587
lim2
=⋅=σ>=σ
FF
МПа, поэто-
му расчёт продолжаем.
( )
;104,8
)32,628,07,07332,623,02,010632,617,0076,016232,608,0
018,028932,602,0006,0524(3251К
23
999
99
5
1
К1п1111
⋅=
=⋅⋅⋅+⋅⋅⋅+⋅⋅⋅+⋅×
×⋅+⋅⋅⋅⋅=ασ=
∑
=i
iFiFi
mF
iFSF
UNaR
( )
;1015,1)286,3
28,07,082286,323,02,0119286,317,0076,0181286,308,0
018,0224286,302,0006,0587(3251К
23
999
99
5
1i
К2п2221
⋅=×
×⋅⋅+⋅⋅⋅+⋅⋅⋅+⋅×
×⋅+⋅⋅⋅⋅=ασ=
∑
=
iFiFi
mF
iFSF
UNaR
3069
0limlim
108,6104492 ⋅=⋅⋅=σ=
F
mF
FF
NR
;
( )
72330
11lim1
108,0104,8108,6 ⋅=⋅⋅==
FFF
RRL
км;
( )
72330
21lim2
109,51015,1108,6 ⋅=⋅⋅==
FFF
RRL
км, т. е. расчётный пробег авто-
мобиля более чем на порядок выше планируемого пробега
5
0
105 ⋅=L
км.
Выполним расчёт по допускаемым напряжениям изгиба.
49523
10111
101,14524105104,8 ⋅=⋅⋅⋅=σ=
mF
FFFE
LRN
;
49523
20212
1069,05871051015,1 ⋅=⋅⋅⋅=σ=
mF
FFFE
LRN
;
45,1101,14104/К
9
46
101
=⋅⋅==
mF
FEFFL
NN
;
03,21069,0104/К
9
46
202
=⋅⋅==
mF
FEFFL
NN
;
524 МПа 71345,1492К
11lim1
=σ>=⋅=σ=σ
FFLFFP
МПа;
587 МПа 99903,2492К
22lim2
=σ>=⋅=σ=σ
FFLFFP
МПа, т. е. условие усталост-
ной прочности по напряжениям изгиба выполнено.
Выполним расчёт на прочность.
Принимаем для грузового автомобиля коэффициент динамичности К
д
= 2,5;
1547505,261900К
дmax
=⋅==
tit
FF
Н;
( )
[ ]
( )
[ ]
МПа; 197911,1027,184,0
377,1546,9840154750275КК275
1maxmax
=⋅⋅×
×⋅==σ
βαε HHHwmwtH
ZZdbF
( )
[ ]
( )
[ ]
МПа; 126017,185,0
84,075,083,3216,64,47154750КК
11maxmax1
=⋅×
×⋅⋅⋅==σ
βαεβ FFFnmwtF
YYYmbF
( )
[ ]
( )
[ ]
МПа; 140417,185,0
84,075,06,3216,640154750КК
22maxmax2
=⋅×
×⋅⋅⋅==σ
βαεβ FFFnmwtF
YYYmbF
342038009,09,0МПа1979
lim
max
=⋅=σ<=σ
H
H
МПа;
153017609,09,0МПа1260
lim
max1
=⋅=σ<=σ
F
F
МПа;
15309,0МПа1404
lim
max2
=σ<=σ
F
F
МПа, т. е. условие прочности выполнено.
4. РАСЧЁТ ВАЛОВ
Валы рассчитывают на статическую прочность, жёсткость и на усталостную
прочность для определения их работоспособности и агрегата трансмиссии в целом.
Исходные данные: максимальный момент двигателя Т
e
max
, Н ⋅ м;
максимальная мощность двигателя N
e
, кВт; частота вращения двигателя при
максимальном моменте n
двT
, об/мин; максимальная скорость движения V
а
max
, км/ч;

Страницы