Реферат: Техническая эксплуатация автомобилей 2

Z_{red 1} = … = …

КП 2 -37 01 06. 12. 00. ПЗ

Лист 13 Изм Лист № докум Подп. Дата

При этом Y_{F 1} =…[1,с.38],[5,с.42].

Z_{red 2} = Z₂ / cosδ₂

Z_{red 2} = … = …

При этом Y_{F 2} =…[1,с.38],[5,с.42].

Расчёт следует выполнять для менее прочного колеса, то есть у которого отношение σ_FP /Y_F меньше.

Шестерня: σ_{FP 1} /Y_{F 1} =…=...

Колесо: σ_{FP 2} /Y_{F 2} =… =...

Значит, расчёт ведём по колесу Y_FS =...

Y_β –коэффициент, учитывающий наклон зуба;

Y_β =…[1,с.32];

Y_ε –коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев:

Y_ε =…[1,с.32].

σ_F =…=...МПа

что значительно ниже σ_{F Р} =МПа, но это нельзя рассматривать как недогрузку данной передачи, поскольку основным критерием её работоспособности является контактная усталость.

2.5 Определение геометрических параметров колёс

2.5.1 Внешняя высота головки зуба h_ае

h_ае = m_e [5,с.50]

h_ае = …мм

Внешняя высота ножки h_{f е}

h_{f е} =1,2 · m_e [5,с.50]

h_{f е} = … = …мм

2.5.2 Внешний диаметр вершин зубьев d_ае

d_ае = d_e + 2 · h_ae · cosδ [5,с.50]

d_{ае 1} = … = …мм

d_{ае 2} = … = …мм

Внешний диаметр впадин зубьев d_fe :

d_fe =d_e – 2 · h_fe · cosδ [5,с.50]

КП 2 -37 01 06. 12. 00. ПЗ

Лист 14 Изм Лист № докум Подп. Дата

d_{fe 1} = … = …мм

d_{fe 2} = … = …мм

2.5.3 Угол головки зуба θ_а

tgθ_а = h_ae /R_e

θ_а = arctg(h_ae /R_e )

θ_а = arctg…= …

2.5.4 Угол ножки зуба θ_f

tgθ_f = h_fe /R_e

θ_f = arctg(h_fe /R_e )

θ_f = arctg… =…

2.6 Определение сил, действующих в зацеплении

2.6.1 Окружная сила F_t

F_t = 2 · T_{e 1} / d₁ [3,с.286]

F_t = …= …H

2.6.2 Радиальная сила F_r

F_r1 = F_t · tgα_w · cosδ₁ [4,с.263]

F_r1 = … = …H

F_r1 =F_a2

α_w =20˚

2.6.3 Осеваясила F_a

F_a1 = F_t · tgα_w · cosδ₂ [4,с.263]

F_a1 = … = …H

КП 2 -37 01 06. 12. 00. ПЗ

Лист 15 Изм Лист № докум Подп. Дата

3 Предварительный расчёт валов редуктора

3.1 Вал редуктора испытывает совместное действие изгиба и кручения, причём характер изменения напряжений – повторно-переменный, поэтому основным расчётом валов является расчёт на выносливость, но в начале расчёта известны только крутящий момент Т, который численно равен передаваемому вращающему моменту Т_е . Изгибающие моменты М_и оказывается возможным определить лишь после разработки конструкций вала, когда, согласно чертежу, выявляется его длина. Кроме того, только после разработки конструкции определяются места концентраций напряжений: галтели, шпоночные канавки и т.д.

Поэтому, прежде надо сделать предварительный расчёт валов, цель которого – определить диаметры выходных концов валов.

Расчёт проводим условно только на кручение, исходя из условия прочности при кручении

τ ≤ τ_adm

где τ_adm –допускаемое напряжение на кручение.

Поскольку мы заведомо пренебрегаем влиянием изгиба и концентрацией напряжений, то эту ошибку компенсируем понижением допускаемых напряжений.

Выбираем материал для валов: ведущий вал –...; ведомый вал – ..., для которого τ_adm = ... МПа.