Проектирование транспортной машины на базе трактора Т-25 (стр. 5 из 11)
.4.3 Определение крутящего момента и частоты вращения валов синхронизирующего редуктора
Принимаем, что крутящий момент распределяется между передним мостом и полуприцепом в соответствии
50/50.4.3.1 Определение крутящего момента на выходном валу синхронизирующего редуктора
, (4.3)где Ft- максимальное тяговое усилие, Ft=7740,Н;
r- радиус колёс, r=0,580,м;
iц.;iк.- передаточные числа цилиндрической и конической передач синхронизирующего редуктора соответственно,
iц.=0,424,iк.=0,571;
ηц;ηк- КПД цилиндрической и конической передач соответственно,
ηц=0,97,ηк=0,96.
4.3.2 Определение крутящего момента на промежуточном валу синхронизирующего редуктора
(4.4) 
При дальнейшем расчете считаем, что выходной вал редуктора является первым валом, а промежуточный вал является вторым валом, то есть Твых.=Т1=106,5,Н.м, Тп=Т2=194,3,Н.м.
Тогда передаточные числа цилиндрической и конической передач находим по формулам:
, (4.5) 
, (4.6)где Uц.;Uк.- передаточные числа соответственно цилиндрической и конической передач.
.4.3.3 Определение частоты вращения первого вала синхронизирующего редуктора
, (4.7)где V- скорость трактора, V=1,78,м/с (см. табл. 3.1).
.4.3.3 Определение частоты вращения второго вала синхронизирующего редуктора
(4.8) 
.4.4 Расчет конической передачи
4.4.1 Выбор материала зубчатых колёс
Выбираем Сталь 40Х. Термическая обработка- закалка в масле и отпуск, твёрдость по Бринеллю НВ 320…340 [18].
4.4.2 Определение допускаемых напряжений
а.) допускаемое коническое напряжение:
(4.9)где σн limb- предел контактной выносливости поверхности зубьев, МПа
σн limb=2.НВ+70, (4.10)
σн limb=2.340+70=750;
Sн- коэффициент безопасности, принимаем Sн=1,15 [11];
KHL- коэффициент долговечности, принимаем KHL=1,1 [11].
б.) допускаемое напряжение на изгиб зубьев
, (4.11)где σflimb- предел выносливости зубьев на изгиб, МПа
σн limb=1,8.НВ, (4.12)
σн limb=1,8.340=612;
SF- коэффициент безопасности, принимаем SF=1,7 [11];
KFL- коэффициент долговечности, принимаем KFL=1 [11];
КFC- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки, принимаем КFC=0,75 [11].
в.) допускаемое максимальное контактное напряжение при перегрузке зубьев:
, (4.13)где σт- предел текучести материала зубьев при растяжении, принимаем σт=700,МПа [18].
г.) допускаемое максимальное напряжение на изгиб зубьев при перегрузке:
, (4.14) 
.4.4.3 Определение внешнего делительного диаметра колеса
Расчет конической передачи ведём по методике изложенной в [11].
, (4.15)где кнβ- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца, принимаем кнβ=1,1 (из табл. 1.5 [11]);
кве- коэффициент ширины зубчатого венца по внешнему конусному расстоянию, принимаем кве=0,285 [11].
.Округляем до стандартного значения, dе2 =105,мм.
4.4.4 Определение внешнего модуля зацепления
(4.16) 
.Округляем модуль до стандартного значения, mе=3,5.
4.4.5 Определение внешнего конусного расстояния
(4.17)где δ2- угол делительного конуса колеса,
, (4.18) 
. 
4.4.6 Определение ширины венца колёс
(4.19) 
Принимаем в=16,мм.
4.4.7 Определение среднего конусного расстояния
(4.20) 
4.4.8 Определение среднего модуля зацепления
(4.21)где δ1- угол делительного конуса шестерни,
(4.22) 
. 
4.4.9 Определение геометрических размеров зубчатого зацепления
а.) внешний делительный диаметр шестерни:
(4.23) 
б.) средние делительные диаметры:
- шестерни
(4.24) 
- колеса
(4.25) 
в.) внешние диаметры вершин зубьев:
- шестерни
(4.26) 
- колеса
(4.27) 
г.) внешние диаметры впадин зубьев:
- шестерни
(4.28) 
- колеса
(4.29) 
д.) угол головки зуба:
(4.30) 
.е.) угол ножки зуба:
(4.31) 
.ж.) углы конусов вершин зубьев:
- шестерни
(4.32) 
- колеса
(4.33) 
4.4.10 Определение окружной скорости колёс
, (4.34) 
.4.4.11 Определение сил действующих в зацеплении конической передачи
Силы, действующие в зацеплении конической передачи, показаны на рисунке 4.1
Рисунок 4.1- Силы в зацеплении конической передачи
а.) окружная сила на шестерне (колесе):
(4.35) 