6.Поверочный расчет основных элементов коробки передач.

6.1.Расчет валов.

Для расчета воспользуемся [6, с.46].

Минимально допустимый запас прочности:

(52)

где s_Т - предел текучести, МПа; s_В - предел прочности, МПа.

Выберем материал для вала – сталь 45Х, для нее имеем: s_Т=650 МПа, s_В=850 МПа, тогда

Входной вал.

При определении требуемого диаметра вала из условия прочности используются следующие формулы:

- если в опасном сечении действует крутящий и изгибающий моменты или только изгибающий момент,

(53)

где Т_пр=238,217 Нм – приведенный момент, тогда

- если в опасном сечении действует только крутящий момент,

(54)

где t_Т=0,6s_Т=390 МПа, тогда

Так как у нас вал по конструкции представляет собой трубу, то его диаметры выбираем из конструктивных соображений с последующей проверкой прочности по формулам:

(55)

, (56)

где s_И и t_кр – напряжения изгиба и кручения, Па;

n_И и n_кр – запасы прочности по изгибу и кручению;

W_И и W_кр – моменты сопротивления сечения вала изгибу и кручению, м³.

d_н и d_в – наружный и внутренний диаметры вала, м.

Примем наружный и внутренний диаметр входного вала следующими:

d_н=18 мм, d_в=8 мм, тогда

W_И=468мм³ , W_кр=936 мм³;

s_И=508,9 МПа, t_кр=254 МПа;

n_И=1,27, n_кр=1,535

Следовательно, подобранный нами вал удовлетворяет все условия прочности.

Выходной вал.

При определении требуемого диаметра вала из условия прочности используются следующие формулы:

- если в опасном сечении действует крутящий и изгибающий моменты или только изгибающий момент,

где Т_пр – приведенный момент, тогда

- если в опасном сечении действует только крутящий момент,

где t_Т=0,6s_Т=390 МПа, тогда

Так как у нас вал по конструкции представляет собой трубу, то его диаметры выбираем из конструктивных соображений с последующей проверкой прочности по формулам:

где s_И и t_кр – напряжения изгиба и кручения, Па;

n_И и n_кр – запасы прочности по изгибу и кручению;

W_И и W_кр – моменты сопротивления сечения вала изгибу и кручению, м³.

d_н и d_в – наружный и внутренний диаметры вала, м.

Примем наружный и внутренний диаметр входного вала следующими:

d_н=30 мм, d_в=13 мм, тогда

W_И=2604,8 мм³ , W_кр=5209,6 мм³;

s_И=282,2 МПа, t_кр=141,1 МПа;

n_И=2,3, n_кр=2,76

Следовательно, подобранный нами вал удовлетворяет все условия прочности.

6.2.Расчет шлицевых соединений.

Расчет на прочность шлицевых соединений производится при действии максимальных нагрузок. Напряжения смятия и среза определяем по формулам:

, (57)

; (58)

где – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по шлицам ( =0,75);z – число шлицев; h, b, l – рабочие высота, толщина и длина шлицев, мм; – средний радиус шлицевого соединения, мм; – крутящий момент, Нм.

Условия прочности:

, (59)

; (60)

где , – допустимые напряжения смятия и среза.

, (61)

; (62)

Расчет шлицев ведем в табличной форме, результаты расчета представим в таблице 11. В качестве примера расчета проверим шлицы соединяющие ступицу турбинного колеса и входной вал коробки передач.

Крутящий момент

Маркировка шлицев

Число зубьев Z =6

Средний радиус =11,5 мм

Высота зуба h = 2 мм

Длина зуба l = 46 мм

Ширина зуба b = 6 мм

Материал вала Сталь 45Х ( )

Материал ступицы колеса Сталь 40Х

Вычисляем напряжения смятия и среза по формулам (57-58):

Вычисляем допускаемые напряжения по формулам (61-62):

Вычисляем минимальный допустимый запас прочности по формуле (52):

Вычисляем коэффициент запаса прочности:

Что допустимо.

Таблица 11

Маркировка	Шлицы1	Шлицы2	Шлицы3	Шлицы4
	6х21х25	6x21x25	8x32x38	6x26x32
z	6,00	6,00	8,00	6,00
b, мм	6,00	5,00	6,00	6,00
l, мм	46,00	59,50	43,00	44,50
rср, мм	11,5	11,50	17,50	16,00
h, мм	2,00	2,00	3,00	3,00
σсм, МПа	50,035	29,01	51,66	72,80
τср, МПа	16,678	11,60	25,83	36,40
nсм	2,598	4,48	2,52	1,79
nср	4,677	6,72	3,02	2,14
N	1,56
кш	0,75
σсмmax, МПа	130,00
τсрmax, МПа	78,00