- •1 Тягово-динамический расчет автомобиля
- •1.1 Внешняя скоростная характеристика автомобиля
- •1.1.1 Мощность, развиваемая двигателем при движении с максимальной скоростью
- •1.1.2 Построение внешней скоростной характеристики
- •1.2 Тяговая характеристика автомобиля
- •1.2.1 Передаточные отношения трансмиссии
- •1.2.2 Передаточные отношения остальных передач
- •1.2.3 Сила тяги на колесах
- •2.2.4 Силы сопротивления движению
- •1.3 Динамическая фактор
- •График времени разгона автомобиля
- •2.10 Расчет промежуточной шестерни заднего хода
- •3 Проверочный расчёт на прочность зубчатых передач
- •3.1 Расчётные предельные относительные силы тяги
- •3.2 Пробег и эквивалентное число циклов
- •3.3 Определение допускаемых напряжений
- •3.3.1 Допускаемые контактные напряжения
- •3.3.2 Допускаемые напряжения изгиба зубьев
- •3.4 Проверочный расчёт на контактную выносливость
- •3.5 Проверочный расчёт на выносливость при изгибе
- •4 Расчёт на прочность вторичного вала
- •4.1 Исходные данные
- •Для опасного сечения с коэффициент запаса прочности определяется по формуле
- •- Коэффициент запаса по напряжениям изгиба;
- •5 Выбор подшипников качения
- •5.1 Выбор подшипников по динамической грузоподъёмности
- •5.1.1 Эквивалентная динамическая нагрузка
- •5.2 Проверка подшипников по статической грузоподъёмности
- •6. Расчет синхронизаторов
- •6.1 Приведенные моменты инерции
- •Содержание.
- •5.Выбор подшипников качения……………………………………………………………..44
- •Реферат
- •Коробка передач
- •По дисциплине «Конструирование и расчет автомобилей и тракторов»
- •Чуфистов е.А.
3.3 Определение допускаемых напряжений
3.3.1 Допускаемые контактные напряжения
,
где -длительный предел контактной выносливости,
=0,95-коэффициент, учитывающий шероховатость рабочих поверхностей;
=1…1,04-коэффициент, учитывающий влияние скорости;
-коэффициент долговечности, учитывающий режим нагружения и требуемый ресурс передачи,
принимается в пределах 1 1,8 ;
=1,3-коэффициент запаса контактной прочности.
Выбираем материал Сталь 18ХГТ, вид ХТО- цементация и закалка.
Примем =1,01; =1,02; =1,03; =1,04; =1,05
.
Т.к. >12x107 , то принимаем =12·107.
.
Результаты расчётов представлены в таблице 12.
Таблица 12
Передача |
, МПа |
, МПа |
||
I |
1833 |
1833 |
1,8 |
1,8 |
II |
1852 |
1852 |
1,8 |
1,8 |
III |
1869 |
1869 |
1,8 |
1,8 |
IV |
1861 |
1811 |
1,744 |
1,727 |
V |
1058 |
1058 |
1 |
1 |
3.3.2 Допускаемые напряжения изгиба зубьев
Допускаемые напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса определяют по формуле
,
где =775 МПа- длительный предел выносливости ;
=1,7- коэффициент запаса изгибной прочности;
- коэффициент долговечности 1 2,5;
=9 для поверхностно упрочнённых колёс (показатель степени кривой усталости).
Результаты расчётов приведены в таблице 13.
Таблица 13
Передача |
, МПа |
, МПа |
||
I |
1037.16 |
1139.7 |
2.275 |
2.5 |
II |
826.3 |
906.5 |
1.813 |
1.988 |
III |
656.7 |
676.1 |
1.44 |
1.483 |
IV |
528.9 |
519.47 |
1.16 |
1.14 |
V |
456 |
456 |
1 |
1 |
3.4 Проверочный расчёт на контактную выносливость
,
где =8400-для косозубых передач;
-коэффициент нагрузки;
-момент на колесе;
-фактическое передаточное отношение;
- коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку;
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, (по номограммам);
=1; 1KH1,6- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зацепляющимися парами зубьев.
Так как фактическое значение напряжений на первой передаче превышает допустимые, то для их снижения увеличиваем ширину зубчатого венца до 15 мм.
Результаты расчётов приведены в таблице 14.
Таблица 14
Передача |
, МПа |
, МПа |
,Нм |
|
||||
I |
1806 |
1833 |
869,855 |
3,636 |
0,563 |
1,092 |
1,05 |
1,04 |
II |
1283 |
1852 |
485,599 |
2,264 |
0,363 |
1,097 |
1,065 |
1,03 |
III |
991 |
1869 |
274,469 |
1,32 |
0,253 |
1,097 |
1,07 |
1,025 |
IV |
913 |
1811 |
198,462 |
0,9333 |
0,213 |
1,112 |
1,09 |
1,02 |
V |
889 |
1058 |
179,461 |
0,857 |
0,204 |
1,111 |
1,1 |
1,01 |
По всем передачам условие контактной выносливости зубьев выполняется.