проектирование и расчёт главной передачи грузового автомобиля

Расчетное напряжение, создаваемое нагрузкой по формуле: МПа. Так как МПа <МПа, следовательно, условие прочности выполняется. Определение допускаемых напряжений изгиба при расчете на выносливость.Определяем эквивалентное число циклов перемены напряжений для колеса:, Тогда для колеса 2: . Определяем базовое число циклов перемены напряжений: Так как >, следовательно, коэффициенты долговечности для колеса 2 и шестерни 1 равны . Определим коэффициенты безопасности:, где – коэффициент, учитывающий нестабильность материала колеса и ответственность передачи при вероятности не разрушения 0.99; ; – коэффициент, учитывающий нестабильность материала колеса и ответственность передачи при вероятности не разрушения 0.99;; Определяем пределы контактной выносливости зубьев при изгибе:МПаМПа Определяем допускаемые напряжения изгиба: где – коэффициент, учитывающий реверсивность передачи; . Определение допускаемых напряжений при расчете на прочность при изгибе максимальной нагрузкой.Проверочный расчет на выносливость при изгибе. Расчет выполняют для наименее прочного колеса, т.е. для колеса, у которого больше отношение . Определяем коэффициенты формы зуба для шестерни 1 и колеса 2:имеем: Расчет ведем для колеса 2, т.к. 291,98<292,11. Определяем удельную окружную динамическую силу: где – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации головок зубьев ; Н/мм.м/с. Определяем коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении:, где – вращающий момент на колесе, Нм; – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба; ; – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; для прямозубых передач . Определяем удельную расчетную окружную силу: Н/.Определяем расчетное напряжение изгиба:, где – коэффициент, учитывающий наклон зуба; ; МПа.Так как МПа <МПа, следовательно, условие прочности выполняется. Проверочный расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкой. Определяем расчетное напряжение, создаваемое двукратной нагрузкой: МПа. Так как МПа <МПа, то условие прочности выполняется. Диаметр вершины зубьев шестерни и колеса:мммм Диаметр впадин зубьев шестерни и колеса:мммм Полученные данные сводим в таблицу 3.Таблица 3. Геометрические параметры цилиндрической зубчатой передачи.НаименованиеОбозначениеЕдиницаЗначенияпараметраизмеренияШестерня 1Колесо 2Модуль зацепленияmмм6,25Число зубьевzшт1460Диаметр начальной окружностимм87,5375Диаметр вершины зубьевмм100387,5Диаметр впадин зубьевмм71,87359,3Ширина зубчатого венцамм9686Межосевое расстояниемм231,255. РАСЧЕТ ВАЛА НА ПРОЧНОСТЬ И ЖЕСТКОСТЬ5.1 Расчет вала на прочностьПроведем расчет входного промежуточного вала двойной главной передачи. В расчете определим изгибающие моменты и силы действующие на вал. Расчетная схема и эпюры представлены на рисунке 10.Определим изгибающие моменты и силы действующие на вал.Определяем окружную силу: кНкН;Определяем радиальную силу: кНкН;Определяем осевую силу и момент:кНкН;Рассмотрим вертикальную плоскость:НмНмНмРассмотрим горизонтальную плоскость:кННмНм.Строим суммарную эпюру изгибающих моментов.НмНмНмСтроим эпюры крутящих моментовВыбираем материал вала сталь 40ХМПаМПаМПаМПаМПаНайдем момент сопротивления вала.МПаОпределяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:Рисунок 10 - Эпюры крутящих моментов.Где: - среднее напряжение цикла нормальных напряжений.- эффективный коэффициент концентрации запаса прочности нормальных напряжений.- масштабный коэффициент-фактор для нормальныхнапряжений. Определить амплитуду и среднее напряжение цикла касательных напряжений. Крутящий момент в рассматриваемом сечении М=8235Нм.Полярный момент сопротивления при кручении:мм3МПаОпределяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:где: - эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений.- масштабный фактор для касательных напряжений.Определяем результирующий коэффициент запаса прочности:1,745>[n]=1,7 отсюда следует, что вал подходит.5.2 Выбор и проверка долговечности подшипниковОпределяем опорные реакции в вертикальной плоскости.Рисунок 11 – Реакция опорв вертикальной плоскости.Проверка:Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости.Рисунок 11 – Реакция опорв горизонтальной плоскости.кНкНПроверка:Определяем результирующие опорные реакции кН кНОпределяем эквивалентную нагрузку кН кНЗадаваясь долговечностью Lh=100000ч определяем коэффициент динамической грузоподъемности кНПо каталогу подшипников, зная необходимую динамическую грузоподъемность, выбираем подшипник с диаметром внутреннего кольца 50 мм. Следовательно, и диаметр вала под подшипники принимаем равным 50 мм. 6. ВЫБОР СМАЗКИ.РАЗРАБОТКА МЕРОПРИЯТИЙ ПО ЭКСПЛУАТАЦИИ.Для смазки, разработанной двойной главной передачи принимаем масло автомобильное МРТУ 38-1-185-65. Данное масло используется для смазки зубчатых редукторов, работающих при температуре окружающей среды до - 25°С, контактных напряжениях до 1200 кгс/см2. Технические характеристики масла трансмиссионного автомобильного МРТУ 38 - 1 - 185 - 65 приведены в таблице 8.1.Определяем количество масла:л;Ne- передаваемая максимальная мощность, кВт;n - общее число зубчатых колес. Таблица 4.Техническая характеристика масла.Марка маслаВязкость кинематическая при 50 °С, сСтТемпература вспышки, °СТемпература застывания, °СМРТУ 3- 1 -185-656,5-8250-30Эффективность двухступенчатых главных передач в эксплуатации зависит от совершенства их конструкции, удовлетворения требованиям эксплуатации в части их обслуживания и ремонта.Конструкция двухступенчатых передач должна быть ремонтопригодной.Эксплуатация двухступенчатых передач производится в соответствии с заводскими инструкциями, в которых даются указания о правилах эксплуатации и ухода.Эксплуатация двухступенчатых передач состоит из следующих основных этапов: ввода в эксплуатацию, обслуживания во время работы, проведения комплекса плановых обслуживаний и ремонтов.Масло для смазки следует применять только из числа рекомендованных заводом-изготовителем. Смешивать различные масла не рекомендуется. Применение присадки уменьшает вспениваемость масла, что способствует улучшению процессов наполнения и переключенияОбслуживание двухступенчатых передач во время работы. Перед пуском проверяют количество масла, состояние вращающихся соединительных деталей передачи, отсутствие подтеков масла.Первая замена смазки в начальный период эксплуатации производится через 100—150 ч. В дальнейшем замена смазки производится при плановых обслуживаниях или при снижении параметров ниже допустимых норм, что определяется его химическим анализом.Обслуживание и ремонт. Для обеспечения работоспособности двухступенчатых передач в эксплуатации проводится комплекс плановых технических обслуживании и ремонтов.Ежедневно перед началом работы производится технический осмотр двух моста на наличие неисправности. После 2—3 месяцев эксплуатации проводится первый плановый ремонт. В дополнение к работам, проводимым при техническом обслуживании, производится ревизия элементов системы управления и блокировочных устройств.При втором плановом ремонте, который проводится через 8— 12 месяцев эксплуатации, кроме работ, выполняемых при предыдущих обслуживаниях, производится промывка элементов системы смазки.Третий плановый ремонт производится примерно после двух лет эксплуатации. В дополнение к работам второго ремонта производится промывка маслом с целью удаления продуктов износа и других отложений. Срок службы до капитального ремонта 40—60 тыс. ч. Предусматривается промежуточный ремонт передачи после отработки примерно половины ресурса для (ревизии и замены некоторых подшипников, замены изнашиваемых уплотнений, промывки передачи).ЗАКЛЮЧЕНИЕ.В процессе работы над курсовым проектом был произведен расчет двойной главной передачи.В результате кинематического анализа было определено передаточное отношение от карданного вала к ведущим колесам заднего моста, на основании которого было определено передаточное отношение двойной главной.По результатам силового и геометрического расчетов, для главной передачи, были определены основные параметры зубчатых колес, после чего были проведены проверочные расчеты на прочность.Для выбора подшипников сначала были намечены схемы валов и по посадочным диаметрам валов предварительно назначены подшипники и схемы их установки. По результатам предварительной компоновки были уточнены длины участков валов, после чего были определены все силы, действующие на каждый вал и реакции опор валов. В результате проверки динамической грузоподъемности было установлено, что все ранее принятые подшипники оказались пригодны.После прочностных расчетов валов были определены коэффициенты запаса прочности для опасных сечений. Во всех случаях прочность соблюдена.После конструкторской проработки проекта были разработаны мероприятия по эксплуатации.СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫТростин В. И. Методические указания по курсовому проектированию по разделу «Методика расчета параметров зацепления закрытых передач» - Москва , Высшая школа, 2013 г.Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин - Москва, Высшая школа, 1991 г.Дунаев П. Ф. Конструирование узлов и деталей машин Москва, Высшая школа, 1975 г.Черневский Р.А. Курсовое проектирование деталей машин. - Москва, Машиностроение, 1987 г.Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя: в трех томах - Москва, Машиностроение, 1978 г.Лукин П. П. Конструирование и расчет автомобиля - Москва, Машиностроение, 1984 г.Анилович В. Я. Конструирование и расчет тракторов - Москва, Машиностроение, 1976 г.