Проектирование транспортной машины на базе трактора Т-25 (стр. 6 из 11)
б.) осевая сила на колесе (радиальная на шестерне):
(4.36)где Fr1- радиальная сила на шестерне, Н;
Fa2- осевая сила на колесе, Н;
αw- угол зацепления, αw=200.
в.) осевая сила на шестерне (радиальная на колесе):
(4.37)где Fr2- радиальная сила на колесе, Н;
Fa1- осевая сила на шестерне, Н;
αw- угол зацепления, αw=200.
4.4.12 Проверка зубьев по контактному напряжению
(4.38)где σн- расчетное контактное напряжение;
[σн]- допускаемое контактное напряжение, см. п. 4.4.2;
кнv- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, принимаем
кнv=1.1 (табл. 1.10 [11]).
σн=652,2,МПа < 717,4,МПа – условие выполняется.
4.4.13 Проверка зубьев на изгибную прочность
(4.39)где σf – напряжение на изгиб у основания зуба;
[σf]- допускаемое напряжение на изгиб, см. п. 4.4.2;
кfv- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, принимаем кfv=1.2 (табл. 1.10 [11]);
кfβ- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине
венца, принимаем кfβ=1,2 (таблица 1.5 [11]);
yf – коэффициент формы зуба, принимаем yf =4 [11].
Условие выполняется.
4.4.14 Проверка зубчатых колёс на перегрузку
а.) проверка зубьев по максимальному контактному напряжению:
, (4.40)где кпер.- коэффициент перегрузки, кпер.=2;
[σнmax]- допускаемое максимальное контактное напряжение при
перегрузке зубьев, [σнmax]=1960, МПа.
.σнmax=922,МПа < [σнmax]=1960,МПа – условие выполняется.
б.) проверка зубьев по максимальному напряжению на изгиб:
(4.41)где [σfmax]- допускаемое напряжение на изгиб зубьев при перегрузке,
[σfmax]=560,МПа.
.σfmax=290,МПа < [σfmax]=560,МПа – условие выполняется.
4.5 Расчет цилиндрической передачи
Цилиндрическая передача состоит из шестерён Z28 и Z29 (смотрите рисунок 3.1).
Промежуточная шестерня Z28 служит для соединения и изменения направления вращения шестерни дифференциала Z16 и шестерни синхронизирующего редуктора Z29. Промежуточная шестерня не влияет на изменение передаточного числа, поэтому её можно изготовить любого размера, принимаем, что числа зубьев шестерён Z28 и Z29 равны (Z28=Z29=27).
Модуль шестерён Z28 и Z29 должен быть таким же, как и у шестерни Z16 дифференциала главной передачи, то есть m=3.
4.5.1 Выбор материала для цилиндрической передачи
Для изготовления шестерён назначаем такой же материал, что и для шестерён конической передачи.
Материал- Сталь 40Х. Термическая обработка- закалка в масле и отпуск, твёрдость по Бринеллю НВ 320…340 [18].
4.5.2 Определение геометрических размеров цилиндрической передачи [11]
а.) делительный диаметр:
(4.42) 
.б.) диаметр вершин зубьев:
(4.43) 
в.) диаметр впадин зубьев:
(4.44) 
4.5.3 Определение сил действующих в зацеплении цилиндрической передачи[11]
а.) окружная сила:
(4.45) 
б.) радиальная сила:
(4.46)где α- угол зацепления, α=200.
4.5.4 Определение ширины венца зубчатых колёс
(4.47)где в- ширина венца цилиндрической шестерни, принимаем в=35,мм;
в1- ширина венца промежуточной шестерни.
Принимаем в1=38 мм.
4.5.5 Проверка зубьев по контактную напряжению
(4.48)где σн- расчетное контактное напряжение, МПа;
[σн]- допускаемое контактное напряжение, МПа ([σн]=717,4 МПа
см. п. 4.4.2);
кнv- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, принимаем
кнv=1.04 (табл. 1.10 [11]);
кнβ- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, принимаем кнβ=1,07 [11].
σн и [σн] приблизительно равны (перегрузка Δ=0,5%) что допускается.
4.5.6 Проверка зубьев на изгибную прочность
(4.49)где σf – расчетное напряжение на изгиб зубьев, МПа;
[σf]- допускаемое напряжение на изгиб зубьев, [σf]=270 МПа см. п. 4.4.2;
кfv- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, принимаем кfv=1.1 (табл. 1.10 [11]);
кfβ- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине
венца, принимаем кfβ=1,15 (таблица 1.5 [11]);
yf – коэффициент учитывающий влияние формы зуба, принимаем yf =3,9 [11].
.4.5.7 Проверка зубчатых колёс на перегрузку
а.) проверка зубьев по максимальному контактному напряжению:
, (4.50)где кпер.- коэффициент перегрузки, кпер.=2;
[σнmax]- допускаемое максимальное контактное напряжение при
перегрузке зубьев, [σнmax]=1960, МПа.
.σнmax=1020,МПа < [σнmax]=1960,МПа – условие выполняется.
б.) проверка зубьев по максимальному напряжению на изгиб:
(4.51)где [σfmax]- допускаемое напряжение на изгиб зубьев при перегрузке,
[σfmax]=560,МПа см.п. 4.4.2.
.σfmax=301,МПа < [σfmax]=560,МПа – условие выполняется.
4.6 Компоновка синхронизирующего редуктора и определение его основных размеров
Компоновочная схема синхронизирующего редуктора выполнена на рисунке 4.2. Корпус редуктора выполнен сварным из листовой стали Ст 5 ГОСТ 380-88.
Рисунок 4.2- Компоновочная схема синхронизирующего редуктора
Определим основные размеры синхронизирующего редуктора:
(4.52) 
принимаем а=45 мм.
(4.53) 
принимаем l1=80 мм.
(4.54) 
4.7 Расчет валов синхронизирующего редуктора
4.7.1 Выбор материала и определение допускаемых напряжений
Материал для валов выбираем такой же, как для зубчатых колёс. Сталь 40Х. Термическая обработка- закалка в масле и отпуск, твёрдость по Бринеллю НВ 320…340, предел прочности которой: σв=950 МПа, а предел текучести: σт=700 МПа [18].
Определение допускаемых напряжений:
а.) на изгиб:
(4.55)где σ-1- предел выносливости на изгиб,
(4.56) 
[n]- допускаемый коэффициент запаса прочности, принимаем [n]=2,5
[12];
к- коэффициент концентрации напряжений, принимаем к=1,6 [12].
б.) на кручение:
, (4.57)