Реферат: Проектирование транспортной машины на базе трактора Т-25

е.) угол ножки зуба:

                           (4.31)

.

ж.) углы конусов вершин зубьев:

-      шестерни

                                  (4.32)

-      колеса

                                  (4.33)

4.4.10 Определение окружной скорости колёс

,                                (4.34)

.

4.4.11 Определение сил действующих в зацеплении конической передачи

Силы, действующие в зацеплении конической передачи, показаны на рисунке 4.1

Рисунок 4.1- Силы в зацеплении конической передачи

а.) окружная сила на шестерне (колесе):

                           (4.35)

б.) осевая сила на колесе (радиальная на шестерне):

                    (4.36)

где Fr1- радиальная сила на шестерне, Н;

       Fa2- осевая сила на колесе, Н;

       αw-  угол зацепления, αw=200.

в.) осевая сила на шестерне (радиальная на колесе):

                      (4.37)

где Fr2- радиальная сила на колесе, Н;

       Fa1- осевая сила на шестерне, Н;

       αw-  угол зацепления, αw=200.

4.4.12 Проверка зубьев по контактному напряжению

             (4.38)

где σн- расчетное контактное напряжение;

       [σн]- допускаемое контактное напряжение, см. п. 4.4.2;

   кнv- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, принимаем

               кнv=1.1 (табл. 1.10 [11]).

σн=652,2,МПа < 717,4,МПа – условие выполняется.

4.4.13 Проверка зубьев на изгибную прочность

                  (4.39)

где σf – напряжение на изгиб у основания зуба;

       [σf]- допускаемое напряжение на изгиб, см. п. 4.4.2;

  кfv- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, принимаем кfv=1.2 (табл. 1.10 [11]);

               кf β- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине

                      венца, принимаем  кf β=1,2 (таблица 1.5 [11]);

               yf – коэффициент формы зуба, принимаем yf =4 [11].

    Условие выполняется.

4.4.14 Проверка зубчатых колёс на перегрузку

а.) проверка зубьев по максимальному контактному напряжению:

,                    (4.40)

где кпер.- коэффициент перегрузки, кпер.=2;

      [σнmax]- допускаемое максимальное контактное напряжение при

                  перегрузке зубьев, [σнmax]=1960, МПа.

.

σнmax=922,МПа < [σнmax]=1960,МПа – условие выполняется.

б.) проверка зубьев по максимальному напряжению на изгиб:

                      (4.41)

где [σfmax]- допускаемое напряжение на изгиб зубьев при перегрузке,

                   [σfmax]=560,МПа.

.

σfmax=290,МПа < [σfmax]=560,МПа – условие выполняется.

4.5 Расчет цилиндрической передачи

Цилиндрическая передача состоит из шестерён Z28 и Z29 (смотрите рисунок 3.1).

Промежуточная шестерня Z28 служит для соединения и изменения направления вращения шестерни дифференциала Z16 и шестерни синхронизирующего редуктора Z29. Промежуточная шестерня не влияет на изменение передаточного числа, поэтому её можно изготовить любого размера, принимаем, что числа зубьев шестерён Z28 и Z29 равны (Z28=Z29=27).

Модуль шестерён Z28 и Z29 должен быть таким же, как и у шестерни Z16 дифференциала главной передачи, то есть m=3.

4.5.1 Выбор материала для цилиндрической передачи

Для изготовления шестерён назначаем такой же материал, что и для шестерён конической передачи.

Материал- Сталь 40Х. Термическая обработка- закалка в масле и отпуск, твёрдость по Бринеллю НВ 320…340 [18].

4.5.2 Определение геометрических размеров цилиндрической передачи [11]

а.) делительный диаметр:

                           (4.42)

.

б.) диаметр вершин зубьев:

                         (4.43)

в.) диаметр впадин зубьев:

                       (4.44)

4.5.3 Определение сил действующих в зацеплении цилиндрической передачи[11]

а.) окружная сила:

                             (4.45)

б.) радиальная сила:

                           (4.46)

где α- угол зацепления, α=200.

4.5.4 Определение ширины венца зубчатых колёс

                        (4.47)

где в- ширина венца цилиндрической шестерни, принимаем в=35,мм;

       в1- ширина венца промежуточной шестерни.

Принимаем в1=38 мм.

4.5.5 Проверка зубьев по контактную напряжению

         (4.48)

где σн- расчетное контактное напряжение, МПа;

       [σн]- допускаемое контактное напряжение, МПа ([σн]=717,4 МПа

               см. п. 4.4.2);

   кнv- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, принимаем

               кнv=1.04 (табл. 1.10 [11]);

        кнβ- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, принимаем кнβ=1,07 [11].

σн и [σн] приблизительно равны (перегрузка Δ=0,5%) что допускается.

4.5.6 Проверка зубьев на изгибную прочность

                  (4.49)

где σf – расчетное напряжение на изгиб зубьев, МПа;

       [σf]- допускаемое напряжение на изгиб зубьев, [σf]=270 МПа см. п. 4.4.2;

  кfv- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, принимаем кfv=1.1 (табл. 1.10 [11]);

               кf β- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине

                      венца, принимаем  кf β=1,15 (таблица 1.5 [11]);

               yf – коэффициент учитывающий влияние формы зуба, принимаем yf =3,9  [11].

.

4.5.7 Проверка зубчатых колёс на перегрузку

а.) проверка зубьев по максимальному контактному напряжению:

,                   (4.50)

где кпер.- коэффициент перегрузки, кпер.=2;

      [σнmax]- допускаемое максимальное контактное напряжение при

                  перегрузке зубьев, [σнmax]=1960, МПа.

.

σнmax=1020,МПа < [σнmax]=1960,МПа – условие выполняется.

б.) проверка зубьев по максимальному напряжению на изгиб:

                    (4.51)

где [σfmax]- допускаемое напряжение на изгиб зубьев при перегрузке,

                   [σfmax]=560,МПа см.п. 4.4.2.

.

σfmax=301,МПа < [σfmax]=560,МПа – условие выполняется.

4.6 Компоновка синхронизирующего редуктора и определение его основных размеров

Компоновочная схема синхронизирующего редуктора выполнена на рисунке 4.2. Корпус редуктора выполнен сварным из листовой стали  Ст 5 ГОСТ 380-88.

Рисунок 4.2- Компоновочная схема синхронизирующего редуктора

Определим основные размеры синхронизирующего редуктора:

               (4.52)

Страницы: 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8, 9, 10, 11, 12