Файл: 2 Передаточные числа трансмиссии 1 Примем стандартное передаточные число главной передачи u.docx

Рис. 11 – Эпюра действующих сил

Определим суммарный изгибающий момент в сечениях А и Б по формуле:

16251162\* MERGEFORMAT (2...)





Рассчитаем вал на статическую прочность в сечении А. В этом сечении диаметр вала 32 мм. Для этого, найдем напряжения изгиба и кручения в опасном сечении.

Напряжение изгиба находится по формуле:

16351163\* MERGEFORMAT (2...)

где W_и -момент сопротивления изгибу;

S- площадь опасного сечения.



Напряжение кручения находится по формуле:

16451164\* MERGEFORMAT (2...)

где W_кр-момент сопротивления кручению.



Определяем запасы прочности по пределам текучести:

16551165\* MERGEFORMAT (2...)

16651166\* MERGEFORMAT (2...)

где – коэффициент, учитывающий влияние абсолютных размеров сечения вала на предел текучести;







Определяем запасы прочности по пределам прочности:

16751167\* MERGEFORMAT (2...)

16851168\* MERGEFORMAT (2...)

где – коэффициент, учитывающий влияние абсолютных размеров сечения вала на предел прочности;







Находим общие коэффициенты запаса прочности по пределу текучести и по пределу прочности:

16951169\* MERGEFORMAT (2...)

---

17051170\* MERGEFORMAT (2...)





Условие достаточной прочности вала: выполняется.

Расчет сечения Б сведем в таблицу 18.

Таблица 18 – Расчет сечения Б вала

d,мм	σ,МПа	τ,МПа	nσt	ntt	Ket
36	116,88	7,92	4,00	32,20	0,85
nσв	ntв	Keв	nt	nb
6,50	53,99	0,95	3,97	6,46

---

2.7 Расчет подшипников

17116Equation Chapter (Next) Section 1 Расчет подшипников проведем по методике, описанной в [3].

Рассчитаем правую опору вторичного вала КПП. В ней установлен подшипник Подшипник 42206 ГОСТ 8328-75 с параметрами: диаметр внешнего кольца D=62 мм, диаметр внутреннего кольца d=30 мм, ширина подшипника B=16 мм, динамическая грузоподъемность C=22.4 кН C₀=12 кН.

Найдем приведенную нагрузку:

17261172\* MERGEFORMAT (2...)

где: P-эквивалентная динамическая нагрузка;

К_б – коэффициент безопасности;

К_т - температурный коэффициент;

К_м – коэффициент материала.

Эквивалентная динамическая нагрузка считается по формуле:

17361173\* MERGEFORMAT (2...)

где X-коэффициент радиальной нагрузки;

Y - коэффициент осевой нагрузки.

Для подшипника 42206 ГОСТ 8328-75 X=0,56, Y=1.

Радиальную и осевую нагрузки найдем по формулам (2.6.1.2-2.6.1.4) для каждой передачи и сведем в таблицу 19.



Срок службы подшипников агрегатов колесных машин выражают в километрах пробега:

17461174\* MERGEFORMAT (2...)

где n₁ – число оборотов подшипника за 1 км пробега колесной машины,

m – показатель степени, равный 3 для шариковых, 3,33 для роликовых подшипников.

Число оборотов подшипника за 1 км пробега колесной машины определяется по формуле:

17561175\* MERGEFORMAT (2...)

где u_п.к – передаточное число участка трансмиссии от рассчитываемого подшипника до ведущих колес. В данном случае оно равно u_п.к.=4,1, тогда



Определим срок службы подшипника на первой передаче:



Расчет остальных передач считаем также. Полученные данные сведем в таблицу 19.

Таблица 19– Срок службы подшипников в километрах.

Передача	1	2	3	4	5	6	зх
γ	0,49	0,83	0,81	3,55	9,75	84,27	0,03
n	2402,47
P,кН	5,72	2,91	1,84	0,99	1,49	2,74	7,02
Fr,кН	0,96	1,08	1,23	1,47	1,60	2,02	1,46
Fa,кН	5,18	2,30	1,15	0,17	0,59	1,61	6,20
x	0,56
y	1
Ls,км					3,39	5,45	6,61
,км	7,14

---

Так как суммарное значение пробега получилось больше пробега до капитального ремонта(L₀=125000 км) данный подшипник пригоден для использования в автомобиле.

2.8 Расчет главной передачи

17617Equation Chapter (Next) Section 1 Расчет главной передачи проведем по методике описанной в [1]

1)Определение межосевого расстояния:

17771177\* MERGEFORMAT (2...)

Где a=14.5-16 для легкового автомобиля



2)Геометрические параметры колес определим по формулам раздела 2.3.1. и сведем в таблицу 20.

Таблица 20 - Геометрические параметры главной передачи

Параметр	Шестерня	Колесо
m	4
Zсум	51
Z	10	41
β,	38
d, мм	50,76	207,85
da, мм	58,76	215,85
df, мм	40,76	197,85
bw, мм	20	18

3)Проверка зубьев колес по контактным напряжениям:

17871178\* MERGEFORMAT (2...)







Допустимая нагрузка , следовательно, зубчатые колеса прошли проверку по контактным напряжениям.

4)Определим силы в зацеплении шестерен:

1. 
   окружная сила:
   

17971179\* MERGEFORMAT (2...)

---

2. 
   радиальная сила:
   

18071180\* MERGEFORMAT (2...)

3. 
   осевая сила:
   

18171181\* MERGEFORMAT (2...)



5)Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба:

- в зубьях колеса

18271182\* MERGEFORMAT (2...)

- в зубьях шестерни

18371183\* MERGEFORMAT (2...)

Где Y_FS - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений в зависимости от приведенного числа зубьев;

Y_β - коэффициент, учитывающий угол наклона зуба;

Y_ε - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев для косозубых передач Y_ε=0.65;

К_F - коэффициент нагрузки.

6)Приведенное число зубьев определяется по формуле:

18471184\* MERGEFORMAT (2...)





Находим Y_FS1=4,08, Y_FS2=3,6 по полученным значениям.

7)Найдем коэффициент, учитывающий угол наклона зуба по формуле:

18571185\* MERGEFORMAT (2...)



8)Найдем коэффициент нагрузки по формуле:

18671186\* MERGEFORMAT (2...)

где K_FV = 1.01...1.45 при изменении скорости от 1,0 до 10,0 м/с;

К_Fβ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

К_Fα - коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления.

Окружная скорость шестерен определяется по формуле:

18771187\* MERGEFORMAT (2...)

Где Ѡ ₁ - угловая скорость вала шестерни

Определим угловую скорость вала шестерни:

18871188\* MERGEFORMAT (2...)

---