ф_a=0,5· (1-r_ф) ·T/W_p;

ф_m=0,5· (1 + r_ф) ·T/W_p,

где М - суммарный изгибающий момент, Нм;

r_у,r_ф - коэффициент асимметрии цикла соответственно нормальных и касательных напряжений: r_у = - 1 - для валов и осей, вращающихся относительно векторов нагрузок; r_ф - 0-для нереверсивных валов;

Полярный момент сопротивления:

W = рd³/16 мм^3, W=3,14·40³/16=12560 мм³

у_a=0.5· (1+1) ·290.8/6280·10^-9=46,3 МПа;

у_т=0.5· (1-1) ·290.8/6280·10^-9=0;

ф_a=0,5· (1-0) ·2901/12560·10^-9=115,4Мпа;

ф_m=115,4 Мпа.

3) Определение приведённых амплитуд напряжения.

у_апр =уa_max·К_Lу;

ф_аnp= ф_amaxK_Lф;

где К_Lу, K_Lф - коэффициенты долговечного соответственно при изгибе и кручении.

При постоянных нагрузках коэффициенты долговечности при изгибе и кручении

K_L = ;

K_L==1,46

N_Ц =60nt;

где t - долговечность работы вала, ч

N_Ц=60·169,4·4100=41672400;

K_Lф=0,8·1,46=1,168;

у_апр=46,3·1,46=67,59;

ф_аnp=115,4·1,168=134,7.

4) Расчет эффективных коэффициентов концентрации напряжения (коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределу выносливости вала).

(K_у) _D= (K_у+K_уn-1) /е_у;

(К_ф) _D= (К_{ф +} К_фn-1) /е_т,

где К_у, К_ф-коэффициенты концентрации напряжений соответственно при изгибе и кручении.

K_уn, К_фn-коэффициенты влияния шероховатости поверхности вала.

е_у, е_т-коэффициенты влияния абсолютных размеров.

(K_у) _D= (1,75+1-1) /0,73=2,39;

(К_ф) _D= (2,80+1-1) /0,73=3,83.

5) Вычисление коэффициентов запаса прочности.

n_у =у_-1/ [ (K_у) _D у_anp + ш_у ·у_m];

n_ф = ф_-1/[ (К_ф) _D ф_апр + ш_фф_m],

где ш_у, ш_ф - коэффициенты чувствительности материала вала к асимметрии цикла: для нормализованных и улучшенных легированных сталей при

у_B >800 МП; ш_у = 0,3.0,4, ш_ф=0,15.0, 20;

у_-1, ф_-1 - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле соответственно изгиба и кручения, МПа;

n_у=650/ (2,39·67,59+0,35·0) =4,02;

n_ф=330/ (3,83·134,7+0.15·115,4) =0,62.

6) Проверка выполнения условия.

Допускаемое значения коэффициента запаса прочности принимаем [n] =1,7

n=n_у·n_ф/;

n=4,02·0,62/=2,5/4=0,625.

n>1.7

0,625<1,7

Условие усталостной прочности не выполняется. Выносливость можно повысить применением упрочняющей обработки, увеличением размера сечения.

Результаты расчета промежуточного вала:

nу	3.01
nф	0.25
n	0.752

4. Расчет подшипников качения

Расчет подшипников качения вала привода переднего моста раздаточной коробки.

Расчёт подшипников, вращающихся с частотой более 1 об/мин, выполняют по критериям динамической грузоподъемности С_г и статической грузоподъёмности С_0r.

4.1 Расчёт подшипников качения по динамической грузоподъёмности

1) Выбор расчётного момента двигателя Т_рд.

Согласно нормалям автотракторной промышленности Н-451-47 "Методы расчёта подшипников качения" расчётный крутящий момент за коробкой передач:

Т_{р. д} = а·Т_ема;

где а - коэффициент использования крутящего момента двигателя. а= 0,8.

Максимальный крутящий момент двигателя автомобиля ЗИЛ 131 равен 284,4 Н·м. При увеличении крутящего момента на 80% получаем момент: 483,5 Н·м.

Т_max=483,5 Н·м;

Т_{р. д}=483,5·0,8=386,4 Н·м.

Момент на валу привода к переднему мосту:

Т= Т_{р. д}·U; Т=386,4 ·6,55·1,982=5016 Н·м.

2) Составление расчётной схемы вала и определение суммарной радиальную нагрузку F_r на подшипники и осевой нагрузки S_a на вал.

F_t = 2T/d_w;

F_t =2·5016/0,128=78375 Н;

F_r= F_ttga_w; F_r=78375·tg20є=28526,2 Н.

Q_a = 4Т_р·м·cosг/ (D_ш + d_ш);

Q_r = 4T_p·м·sinг/ (D_m + d_ш).

Q_a=4·5016·0,05·cos17є/ [ (50+34) ·10^-3] =11421 Н;

Q_r=3491,7 Н.

Реакции на опорах:

Y_A=11060 Н; Y_B=20951 Н; X_B=11421 Н.

Z_B=61750 Н; Z_A=16625 Н.

Суммарные реакции на опорах:

R_A==19967,8 H;

R_B==65207 H.

3) Вычисление суммарной осевой нагрузки на подшипники.

В раздаточной коробке ЗИЛ 131 используется установка вала в

"фиксирующей опоре - плавающей опоре". Используются прямозубые зубчатые колеса. Следовательно только опора В нагружается осевой нагрузкой, которая равна Q_a.

F_a=11421 H.

4) Вычисление приведённой нагрузки.

Для радиальных шарикоподшипников и радиально-упорных шарико и роликоподшипников:

Р = (X·V·F_r+Y·F_a) ·К_б·К_T;

где X,Y - коэффициенты соответственно радиальной и осевой нагрузок:

Для опор А,B X=1, Y=0

V - коэффициент вращения: при вращении внутреннего кольца относительно вектора радиальной нагрузки V=1;

К_Т - температурный коэффициент: К_т =1;

К_б - коэффициент безопасности, учитывающий влияние колебательных процессов в трансмиссии: для опоры B, К_б =1; Поскольку опора А расположена рядом с фланцем крепления карданной передачи, то для опоры А К_б=1,2;

Р_А= (1·1·19967,8+0) ·1,2·1=23961,36 Н;

Р_В= (1·1·65207+0) ·1·1=65207 Н.

Р_ЭА= (Р_А³··) ^1/3

Р_ЭА= (23961,36³·0,006·0,14) ^1/3=2127,5

Р_ЭB= (65207³·0,006·0,14) ^1/3=6152,5

5) Вычисление расчётной долговечности подшипника

L_h= a₁·a₂₃· (C_r/P) ^m·10⁶/ (60_n),

где a₁ - коэффициент долговечности, a₁=0,44;

а₂₃ - коэффициент условий работы: a₂₃=1

m - Показатель степени: m=3 - для шариковых подшипников;

n - расчетная частота вращения подшипников, n =1109,98 об/мин;

С_{г -} динамическая грузоподъёмность подшипников.

L_hA=0,44·1· (16700/2127,5) ³·10⁶/ (60·1109.98) =3195ч.

L_hA=0,44·1· (48700/6152,5) ³·10⁶/ (60·1109.98) =3276ч.

6) Вычисление требуемой долговечности подшипника.

[L_h] = L₀/V_acp,

где L₀ - планируемый пробег автомобиля до капитального ремонта, км:

L₀=250000, км

V_acp - средняя скорость автомобиля, км/ч:

V_acp = (0,5.0,75) V_amax;

V_acp=58,5 км/ч.

[L_h] = 250000/58,5=4273ч.

7) Проверка условия.

[L_h] < L_h.

Обе опоры не соответствуют условию динамической грузоподъемности.

Необходимо выбрать подшипники с тем же внутренним диаметром, но более тяжелой серии по ГОСТ 8338-75, с большей динамической грузоподъемностью: шариковый радиально-упорный подшипник 408 тяжелой серии с С_г=63700 Н.

4.2 Расчёт подшипников качения по статической грузоподъёмности

1) Вычисление эквивалентной нагрузки.

Для радиальных и радиально-упорных шариковых и роликовых подшипников принимают наибольшее значение из двух возможных:

P₀=X₀·F_rmax·K_Д+Y₀·F_amax·K_Д;

P₀= F_rmax·K_Д,

где F_rmax, F_amax - наибольшее значение из всех передач соответственно радиальной и осевой нагрузок на подшипник, Н;

X₀,Y₀ - коэффициенты соответственно радиальной и осевой нагрузок;

К_д - коэффициент динамичности, К_д=2,5;

P_0А=0,5·19967,8·2,5+0,47·11421·2,5=38379,4 Н;

P_0А=19967,8·2,5=49919,5 Н;

P_0B=0,6·65207·2,5+0,5·0·2,5=97810,5 Н;

P_0B=65207·2,5=163017 Н.

2) Определение статической грузоподъёмности подшипника.

Для стандартных подшипников значения С_or приведены в каталогах и справочниках.

С_orВ=22400 Н;

С_orA=9300 Н;

3) Проверка выполнения условия.

P₀·K_b0·K_M0С_or;

где Р₀-эквивалентная нагрузка, Н;

К_б0 - коэффициент безопасности: К_б0 =0,8;

K_мо - коэффициент материала: К_мо = 1 - для подшипников с кольцами.

39935>9300;

130413.6>22400.

Условие не выполняется. Для выполнения условия необходимо использовать валы большего диаметра и соответственно подшипники увеличенных размеров: подшипник 230 с внутренним диаметром 150мм и статической грузоподъемностью 150000 Н.

Результаты расчета подшипников промежуточного вала:

Lh.1	4100
Lh.2	4320
P0·Kb0·KM0 (1)	25020
P0·Kb0·KM0 (2)	24300

раздаточная коробка автомобиль подшипник

Заключение

Согласно заданию был проведен расчет раздаточной автомобиля ЗИЛ 131 при увеличении крутящего момента на 30%.

1) Зубья зубчатых колес были рассчитаны на контактную выносливость, на выносливость при изгибе, на прочность;

При расчете зубьев на условие выносливости при изгибе условие не было выполнено. Необходимо провести корректировку зубчатой пары зацепления: увеличение ширины зубчатого венца колеса до 40 мм. Также возможно увеличить количество зубьев до Z=50 и модуль зубчатого колеса.

2) Валы были рассчитаны на статическую и усталостную прочность, на изгибную жесткость;

При расчете валов на усталостную прочность и на изгибную жесткость, условия не были выполнены. Необходимо увеличить диаметр вала под подшипниками до 55мм и увеличить диаметр шлицев до 60мм. Для компенсации угла поворота возможно использование самоустанавливающихся подшипников со сферической дорожкой на наружном кольце. Для повышения характеристик усталостной прочности необходима более точная механическая обработка вала - шлифование с шероховатостью 0,16

3) Подшипники качения были рассчитаны по динамической и статической грузоподъемности.

При расчете подшипников по динамической и статической грузоподъемности не были выполнены условия. Для выполнения условия статической грузоподъемности необходимо использовать валы большего диаметра и соответственно подшипники увеличенных размеров: подшипник 230 с внутренним диаметром 150мм, статической грузоподъемностью 150000 Н и динамической грузоподъемностью 189000 Н.

Список используемой литературы

1) Кравченко П.А., Воронин Н.Н. Расчет редукторных механизмов в трансмиссиях автомобилей: Методическое указание по курсовому проектированию для студентов специальностей 150200 - автомобили и автомобильное хозяйство и 230100 - эксплуатация и обслуживание транспортных и технологических машин и оборудования (автомобильный транспорт), Санкт-Петербург 2005.

2) Краткий автомобильный справочник (нииат) Москва Транспорт 1983.

3) А.И. Гришкевич. Проектирование трансмиссий автомобилей. Москва Машиностроение 1984.

Размещено на Allbest.ru