3.3. Расчет геометрических параметров зубчатого зацепления
(выполняется согласно методике приведенной в подразделе 5.3 пособия)
Делительное межосевое расстояние
мм.
Коэффициент суммы смещений (смещения выбираются по табл. 5.2 пособия исходя из количества зубьев шестерни и колеса)
мм.
Угол профиля для прямозубых передач равен углу главного профиля , т.е. t=20.
Инволюта угла зацепления
По таблице инволют приложения 2 находим ближайшее значение инволюты и определяем соответствующее ему значение угла. Ближайшим является значение 0,023845 которому соответствует угол 2315'. Пользуясь методикой перевода углов из классического вида в десятичный (приложение 3) получаем t=23,25.
Межосевое расстояние
мм.
Начальные диаметры шестерни и колеса
мм;
мм.
Коэффициент воспринимаемого смещения
Коэффициент уравнительного смещения
Диаметр вершин зубьев шестерни и колеса
мм;
мм.
Диаметр впадин зубьев шестерни и колеса
мм;
мм.
Высота зуба шестерни и колеса
мм;
мм.
Основной диаметр шестерни и колеса
мм;
мм.
Угол профиля зуба шестерни и колеса в точке на окружности вершин
;
.
Шаг зацепления
мм.
Радиус кривизны профиля зуба шестерни и колеса в точке на окружности вершин
мм;
мм.
Радиус кривизны активного профиля зуба шестерни и колеса в нижней точке
мм;
мм.
Составляющая коэффициента торцового перекрытия шестерни и колеса
мм;
мм.
Проверка отсутствия подрезания зубьев шестерни и колеса
мм;
мм;
т.к. и подрезание зубьев производящей рейкой отсутствует.
Проверка отсутствия интерференции зубьев шестерни и колеса
мм;
мм;
т.к. и интерференция зубьев отсутствует.
Проверка коэффициента перекрытия
т.к. условие соблюдается, проверка выполнена.
Проверка нормальной толщины зубьев на поверхности вершин зубьев шестерни и колеса
т.к. условие sna0,3m=3,3 соблюдается для шестерни и колеса, проверка выполнена.
3.4. Проверочный расчет зубьев на выносливость при изгибе и на контактную выносливость
(выполняется согласно методике приведенной в подразделе 5.4 пособия)
Окружная сила в зацеплении зубчатых колес
Н.
Удельная нагрузка на головку зуба
Н/мм.
Напряжения изгиба в зубьях шестерни
МПа.
Т.к. (120,59 МПа < [384] МПа ), условие изгибной прочности зубьев шестерни выполняется.
Напряжения изгиба в зубьях колеса
МПа.
Т.к. (193,64 МПа < [270] МПа ), условие изгибной прочности зубьев шестерни выполняется.
Удельная нагрузка, действующая на середину зуба
Н/мм2.
Контактные напряжения в зубьях шестерни
Т.к. (615,54 МПа < [1140] МПа ), условие контактной прочности зубьев шестерни выполняется.
Контактные напряжения в зубьях колеса
Т.к.
(431,2 МПа < [900] МПа ), условие контактной
прочности зубьев колеса выполняется.
4. Расчет прочности рамы тележки
(с новой страницы)
(выполняется согласно методике приведенной в п.п. 6.3. пособия)
4.1. Исходные данные и схема приложения нагрузок
Тележки локомотива в процессе эксплуатации находятся под сложным силовым воздействием. Они воспринимают вес кузова с находящимся в нем оборудованием и передают его на путь. На тележки действуют динамические усилия, обусловленные колебаниями кузова, сила тяги, тормозные силы и динамические силы, возникающие при взаимодействии с вертикальными неровностями пути и вписывании в кривые.
Целью расчета на прочность является определение напряжений и перемещений в элементах рамы, что непосредственно влияет на безопасность движения и надежность тепловоза в целом. Рассматривается один из случаев комбинированной нагрузки рамы тележки – вертикальная нагрузка от веса кузова при реализации максимальной силы тяги.
К каждой опоре кузова приложена нагрузка в 1/4 веса кузова тепловоза, составляющая 100000 Н. К поводковым упорам в горизонтальном направлении приложена нагрузка воспринимаемая рамой тележки при реализации максимальной силы тяги, составляющая 120000 Н.
Расчет прочности производится в среде COSMOS/DesignSTAR с использованием метода конечных элементов. Схема приложения нагрузок и конечно-элементная модель рамы тележки приведены на рис. 4.1.
Рис. 4.1. Конечно-элементная модель рамы тележки