Проверка передачи на контактную выносливостьСтраница 2
Проектировочный расчет
Определение числа зубьев шестерни и колеса
i2==2,95
Принимаем z1=18, тогда z2=z1×i1=18×2,95=53,1; принимаем z2=53;
Определение числа циклов перемены напряжений шестерни и колеса
NH1=60·n2·c1·t=;
NH2=60·n3·c2·t=
с1 и c2 –количества контактов зубьев шестерни колеса за один оборот
t-срок службы передачи
Определение допускаемых напряжений
а) контактные:
[σH]=·ZR· ZE·KL·KХН·KHL≈0.9·· KHL;
σHO1=18·45+150=960 МПа;
[σH]1=0,9=785,45 Mпа;
σHO2=18·40+150=870 MПа;
[σH]2==711 МПа;
В качестве расчетного принимаем [σH]расч=711 МПа;
б) изгибные :
σF=·kFg ·kFd ·kFC ·YS ·YR ·kXF≈·kFL;
Так как NF1>NFO1 и NF2>NFO2 ,то kFL1= kFL2=1; ; σFO1= σFO2=550 Mпа; SF1=SF2= 1,75;
[σF]1=[σF]2==314.286 МПа;
в) предельные:
[σH]max1=[σH]max2=2.8σT; [σH]max1=[σH]max2==4480 МПа;
[σF]max1=[σF]max2=0.8σT; [σF]max1=[σF]max2==1280 МПа;
Расчёт данных и построение на миллиметровой бумаге диаграмму удельных
ускоряющих сил
Значения υ вносится от 0 до конструктивной; Fк – в соответствии со скоростями вносим значение силы тяги локомотива; ω0I, ω0II – сопротивление движению локомотива и состава вносим в зависимости от Р и Q. Рω0I=ω0I*Р (13) Рω0I=276*1,9= 524,4 кгс Qω0II=Q*ω0II (14 ...
Определение центров масс транспортного средства,
груза и нормальных реакций дороги
Применительно к автопоезду в составе седельного тягача и полуприцепа центры масс определяются сначала в системе координат полуприцепа (рисунок 4.2), а затем автопоезда (рисунок 4.3) ХОП = , (4.6) где ХОП - абсцисса центра масс порожнего полуприцепа (ЦМПО), м; GОП2 - часть веса порожнего полуприцепа ...
Выбор числа ступеней и диапазона передаточных чисел коробки передач
коробка передача автомобиль Вопрос выбора числа ступеней достаточно сложен. Чем больше ступеней, тем больше степень использования мощности двигателя. С другой стороны, чем больше ступеней, тем дороже и сложнее трансмиссия и тем труднее задача водителя при выборе нужной передачи для конкретных дорож ...