Усовершенствование трансмиссии автомобиля ВАЗ 21214 с конструктивной разработкой колесных редукторов

Состав чертежей

1. Чертеж общего вида автомобиля ВАЗ-21214 (формат А1)
2. Графики тягового расчета автомобиля (формат А1)
3. Чертеж сборочный переднего левого колесного редуктора (формат А1)
4. Сборочный заднего левого колесного редуктора (формат А1)
5. Чертеж сборочный заднего колесного редуктора (формат А1)
6. Чертеж заднего левого колесного редуктора (формат А1)
7. Плакат экономического обоснования (формат А1)
8. Сборочный чертеж колесного редуктора переднего (формат А1)
9. Кинематическая схема трансмиссии (формат А1)
10. Чертеж сборочный переднего левого колесного редуктора (формат А1)

Описание

В дипломной работе разработаны колесные редукторы для переднего и заднего мостов автомобиля ВАЗ 21214
Выполнены расчеты узлов и деталей редуктора.
Рассмотрев варианты усовершенствования трансмиссии автомобиля ВАЗ 21214, можно прийти к выводу, что для улучшения внедорожных свойств автомобиля, необходимо увеличить касательную силу тяги на колесах. Для этого, без замены двигателя автомобиля, на двигатель с большей мощностью и крутящим моментом, необходимо увеличить общее передаточное число трансмиссии.

Недостатки существующих вариантов увеличения передаточных чисел трансмиссии:
– Разработка новой коробки переключения передач, ввиду невозможности замены ее элементов, уже представленными на рынке, делает данный вид усовершенствования очень трудоемким и следственно экономически не выгодным для владельца автомобиля.
– Замена шестерен и валов раздаточной коробки позволяет значительно увеличить передаточное отношение низшей ступени, но при этом возникает вопрос по надежности данной конструкции. А так как раздаточные коробки и без этого не славятся высокой надежностью, этот вариант усовершенствования нежелателен.
– Замена шестерен главных пар переднего и заднего мостов, дает значительное увеличение передаточного отношения, лишь в случае использования шестерен из набора, не применявшегося на заводе изготовителе. Такие комплекты шестерен имеют стоимость, большую, по сравнению со стандартными, в 2,5-4 раза, что в дополнении со сложностью ее установки и настройки делает данный тип усовершенствования не самым удачным.
– Установка колесных редукторов, в зависимости от их типов, увеличивает неподрессороееную массу подвески автомобиля, что сказывается на ее работе и влияет на управляемость автомобилем.

Таким образом, можно прийти к выводу, что установка на автомобиль ВАЗ 21214 колесных редукторов является самым выгодным по соотношению стоимости усовершенствования и его эффективностью. Установка колесных редукторов, в зависимости от их типов, позволяет увеличить передаточное отношение трансмиссии больше, чем при всех вышеперечисленных методах усовершенствования. При установке колесных редукторов увеличивается дорожный просвет автомобиля и становится шире его колея, что способствует улучшению внедорожных качеств автомобиля.
Применение редукторов с внутренним зацеплением шестерен, по типу редукторов УАЗ 3151, является самым удачным решением для применения на проектируемом автомобиле ввиду простоты их конструкции, невысокой массы и высокой надежности.

Краткая техническая характеристика автомобиля: Ваз 21214
Тип кузова:……………………………………………………………..Универсал
Количество дверей:……………………………………………………………….3
Количество мест:…………………………………………………………………5
Длина, мм………………………………………………………………………3740
Ширина, мм……………………………………………………………………1680
Высота, мм…………………………………………………………………….1640
База, мм…………………………………………………………………………2200
Колея передних/задних колес, мм:……………………………………..1440/1420
Масса в снаряженном состоянии:..…………………………………………..1285
Полная масса:………………………………………………………………….1610
Колесная формула/ведущие колеса:………………………………………..…4х4
Тип двигателя: бензиновый, четырех тактный с распределенным впрыском топлива
Количество и расположение цилиндров:…………………………………4 в ряд
Рабочийй объем двигателя, куб.см.:…………………………………………1690
Максимальная мощность N_eN, кВт/Об.мин.:…………………….……… 61/5000
Максимальный крутящий момент Нм/об.мин.:…………………………129/4000
Удельный расход топлива g_eN, г/кВт∙ч:…………………………..…………..300
Коробка передач:……………………………………………………механическая
Передаточные числа в КПП:
I передача 3,67
II передача 2,1
III передача 1,36
IV передача 1
V передача 0,82
Задний ход 3,53
Передаточное число главной передачи 3,9
Передаточные числа раздаточной коробки:
– прямой передачи 1,2
– понижающей передачи 2,135
Шины:…………………………………………………………………..235/75 R16
BF Goodrich Mud Terrain T/A KM2
Колесные диски:……………………………………………………..6,5х16 ЕТ90
Емкость топливного бака л.:…………………………………………………….42

Передаточное отношение штатной трансмиссии на 1 передаче, со включенной понижающей передачей РКПП – 30,56. Для улучшения тяговых свойств, принимаем передаточное отношение бортовых редукторов 1,5.

По сравнению с базовым автомобилем, проектируемый имеет в большие радиусы и углы геометрической проходимости, за исключением радиуса между колес одной оси. Даже с учетом этого недостатка, геометрическая проходимость проектируемого автомобиля по остальным параметрам лучше, чем у базового.

В экономической части дипломного проекта выполнен расчет экономического эффекта от применения.

Производитель позиционирует автомобиль ВАЗ 21214 как автомобиль повышенной проходимости, но с тяжелыми условиями эксплуатации, такими как движение по дорогам с высоким сопротивлением качению или преодоление крутых затяжных подъемов, автомобиль может не справится. Усовершенствование трансмиссии необходимо для устранения этих недостатков. При этом оно понесет за собой удорожание эксплуатации автомобиля.
Задачей данного раздела дипломного проекта, сравнить, как будут соотноситься данные по экономической части проектируемого автомобиля, с данными автомобиля, имеющего в базовом исполнении, схожие технические характеристики. Для сравнения выберем автомобиль УАЗ «Hunter»
Внедрение в конструкцию автомобиля ВАЗ 21214 «Нива» колесных редукторов повлечет за собой удорожание его эксплуатации, но улучшит эксплуатационные свойства автомобиля в условиях бездорожья. По сравнению с автомобилем УАЗ Хантер, эксплуатация проектируемого автомобиля дешевле, что делает его более интересным для покупателя.

Предполагаемый объём выпуска колесных редукторов составляет 500 единиц в год. Последующая модернизация или замена данного изделия планируется не ранее чем через 1,5 года.

Результат оценки единовременных вложений

Рассмотрены вопросы безопасности труда рабочих и охраны окружающей среды. Выполнен расчет освещения в сборочном цехе. Расчет показал, что с внедрением новых осветительных приборов показатели освещенности соответствуют нормативным значениям. Дополнительные усовершенствования не требуются. Защита от шума и вибраций достаточная, для производства данного типа. Условия труда – допустимые, класс2. Микроклимат сборочного цеха удовлетворяет условиям нормативных документов. Условия труда – допустимые, класс2 Дополнительных мер по улучшения пожарной и электрической безопасности не требуется.
Рассмотрены возможные чрезвычайные ситуации. Проанализированы вопросы природопользования и охраны окружающей среды. Приведенные, в разделе, мероприятия по восстановлению окружающей среды и дальнейшей эксплуатации объекта соответствуют требованиям экологической безопасности.

Выдержка из дипломной работы:

Проходимость автомобиля

Проходимостью или вездеходностью автомобиля называется его способность безостановочно и по возможности быстро дви¬гаться по неровным и скользким дорогам и в ус товиях бездо¬рожья.
Проходимость в основном определяется тяговыми и опорно¬сцепными, а также геометрическими параметрами автомобиля
Геометрические параметры проходимости базового и проектируемого автомобилей

Проходимость автомобиля в условиях пересеченной местности характеризуется его геометрическими параметрами, определяю¬щими возможность движения по ухабам, буграм и другим не¬ровностям пути, не задевая их.
Основными из геометрических параметров автомобиля яв¬ляются просветы (клиренсы), радиусы и углы проходимости.

Рис. 16 Геометрические параметры проходимости

По сравнению с базовым автомобилем, проектируемый имеет в большие радиусы и углы геометрической проходимости, за исключением радиуса между колес одной оси. Даже с учетом этого недостатка, геометрическая проходимость проектируемого автомобиля по остальным параметрам лучше, чем у базового.
Тяговые и опорно-сцепные параметры автомобиля
Тяговые и опорно-сцепные параметры автомобиля характери¬зуют его проходимость при движении по мягким грунтам (сыпу¬чий песок, пашня, размытый грунт, заболоченная местность и т. п.), а также на подъемах, т. е. в таких условиях, когда со¬противление качению выше, а сцепление, наоборот, ниже, чем при движении по твердым дорогам. Эти параметры зависят от максимальной силы тяги автомобиля, его веса и давления колес на опорную поверхность, типа шин и некоторых других кон-структивных факторов.
Для возможности равномерного движения автомобиля, в случае отсутствия боковых сил, необходимо чтобы
P_f≤P_(k max)≤P_φ
Рассмотрим пример, для движения автомобиля с максимальной допустимой загрузкой по мягкому грунту в уклон 12° с погружением колес в грунт на 50мм, со скоростью 30 км/ч.
Для базового автомобиля:
P_k=5713,26Н
P_φ=φ∙G_a, Н [1]P_φ=15778∙0,45=7100Н
P_f=(0,9∙√(h/D))∙G_a+(G_a∙Sin a),Н [1]Где: h – глубина погружения колес в грунт, мм
D – диаметр колеса
P_f=(0,9∙√(50/684))∙15778+(15788∙Sin 12°)= 7119,7Н
Условие движения не выполняется.
Для проектируемого автомобиля:
P_k=8180,35Н
P_φ=15778∙0,52=8204,56Н
P_f=(0,9∙√(50/759))∙15778+(15788∙Sin 12°)= 6927Н
Условие движения выполняется.
3.3 Расчет зубчатых зацеплений для переднего колесного редуктора
3.3.1 Выбор материалов зубчатых колес и способов термообработки
Наибольшее применение в редукторах находят стальные зубчатые колеса. Механические характеристики сталей, используемых для изготовления зубчатых колес, приведены в табл.1.

Механические характеристики сталей
Табл. 12
Колесо Z2 Шестерня Z1
Сталь 15ХГН2ТА цементация
HB1=269
HRC1=58…64
HRC1ср=61
σ T1 =735 МПа
σ b1=930 МПа Сталь 15ХГН2ТА цементация
HB1=269
HRC2=58…64
HRC2ср=61
σ T2 = 735 МПа
σ b2=930 МПа

Определение передаточных чисел колесного редуктора
Задаем общее передаточное число привода:
i_ред=1,5
3.3.3 Определение мощности на ведущем валу колесного редуктора
N_1=N_e∙η_тр,кВт [2]N_1=61∙0,88=53,68
где:
N_e-номинальная мощность ДВС
η_тр-КПД трансмисии
3.3.4 Определение мощности на ведомом валу колесного редуктора
N_2=N_1∙η_ред [2]N_2=53,68∙0,95=50,996кВт
где:
η_ред-КПД колесного редуктора
3.3.5 Определение частоты вращения ведущего вала
n_1=n_Ne/i_(1.кпп) ∙i_(н.ркпп)∙i_гп,Об/мин [2]где:
n_Ne-обороты коленчатого вала ДВС,при номинальной мощности
n_1=5000/3,67∙2,135∙3,9=163,62Об/мин
3.3.6 Определение частоты вращения ведомого вала
n_2=n_1⁄(i_ред,Об/мин) [2]
〖 n〗_2=163,62/1,5=109,08Об/мин
Определение момента на ведущем валу редуктора
Моменты рассчитываются при условии нахождения всех колес АТС на поверхности дорожного покрытия
M_1=M_Nmax∙i_(1.кпп)∙i_(н.ркпп)∙i_гп∙η_трансм/4,Нм [2]M_1=116,5∙3,67∙2,135∙3,9∙0,88/4=783,2Нм
где:
i_(1.кпп)-передаточное отношение КПП на 1 передаче
i_(н.ркпп)-передаточное отношение РКПП на понижающей передаче
i_гп-передаточное отношение главной пары
M_Nmax- момент,развиваемый ДВС при оботорах максимальной мощности
Определение момента на ведомом валу редуктора
М_2=М_1∙η_ред∙i_ред, Нм [2]M_2=783,2∙0,95∙1,5=1116,06Нм
где:
i_ред-передаточное отношение колесного редуктора
Результаты расчётов заносим в таблицу:
Таблица 13
Вал Мощность Р, кВт Частота вращения n, об/мин Крутящий момент М, Нм
1 53,68 163,62 783,2
2 50,996 109,08 1116,06

3.3.9 Расчет допускаемых контактных напряжений
Допускаемые контактные напряжения определяются по формуле:
δ_HP=(δ_(Hlim∙) K_HL)/S_H1 ,МПа [2]где:
S_H1-коэффициент безопасности
Предел контактной выносливости и коэффициент безопасности зависят то способа термической или химико-термической обработки и твердости поверхностей зуба.
Для расчета контактных напряжений при способе термической обработки – цементация:
δ_Hlim=23HRC,МПа [2]S_H=1,2
K_HLmax=1,8
Коэффициент долговечности:
K_Hl=√(6&N_H0/N_HE ) [2]где:
N_H0- базовое число циклов при действии контактных напряжений
N_HE- эквивалентное число циклов напряжений
Выбор характеристик типа нагружения
Для выбора, воспользуемся таблицей 3.1 [2]Для автомобилей повышенной проходимости – средний равновероятный
μ_h=0,25
Для зубчатых колес с термическрй обработкой цементация:
μ_F=0,1
Должно выполняться условие:
K_HL≤K_HLmax [2]N_H0=30HB^2,4≤120МПа [2]N_H01=30∙269^2,4=20,35МПа
N_H02=30∙269^2,4=20,35МПа
N_H02=N_H01
N_H01<120МПа, условие выполняется.
Эквивалентное число циклов напряжений:
N_HE=μ_h∙N_Σ [2]где:
μ_h-коэффициент эквивалентности, определяемый ро табл. 3.1[2], в зависимиости о типового режима нагружения
N_Σ-суммарное число циклов нагружения передачи за весь срок службы
N_Σ=60∙n∙c∙t_h [2]где:
n-частота вращения колеса,Об/мин
c-число зацеплеий за один оборот колеса
t_h-суммарное время работы передачи в часах
t_h=365∙L∙24∙K_г∙K_c∙ПВ [2]где:
K_г-коэффициент использования передачи в течении года
K_с-коэффициент использования передачи в течении суток
L-срок службы передачи в годах
ПВ – Относительная продолжительноть включения
K_г=0,3
K_с=0,3
L=3 года
ПВ%20%t_h=365∙3∙24∙0,3∙0,3∙0,2=473,04 ч.
N_Σ1=60∙163,62∙1∙473,04=4,64∙〖10〗^6
N_Σ2=60∙109,08∙1∙473,04=3,1∙〖10〗^6
N_HE1=0,25∙4,64∙〖10〗^6=1,16 ∙〖10〗^6
N_HE2=0,25∙3,1∙〖10〗^6=7,75 ∙〖10〗^5
K_Hl1=√(6&(20,35∙〖10〗^6)/(1,16∙〖10〗^6 ))=1,48
K_Hl2=√(6&(20,35∙〖10〗^6)/(1,29∙〖10〗^6 ))=1,584

Определим допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:
δ_Hlim1=23∙61=1403МПа
δ_Hlim2=23∙61=1403МПа
δ_HP1=(1403∙1,48)/1,2=1730,4МПа
δ_HP1=(1403∙1,584)/1,2=1852МПа
Допускаемые когтактные напряжения для прямозубой передачи:
δ_HP=δ_HPmin=1730,4МПа
3.3.10 Расчет допускаемых напряжений изгиба
Эти напряжения вычисляют по формуле:
δ_FP=(δ_(Flim∙) K_FL∙K_FC)/S_F , МПа [2]Для определения входящих в формулу величин используем данные табл. 4.1 [2]Пределы изгибной выносливости зубьев:
δ_Flim1=800,МПа [2]δ_Flim2=800,МПа [2]Коэффициенты безопасности при изгибе:
S_F1=1,65
S_F2=1,65
Коэффициенты, учитывающие влияние двусторонней приложения нагрузки, для реверсивного привода:
K_FC1=0,75
K_FC2=0,75
Коэффициенты долговечности:
K_FL=√(q&N_F0/N_FE )≥1
где:
q – показатель степени кривой усталости
q_1=9 ,q_2=9 (см. табл. 3.1) [2]N_F0-базовое число циклов при изгибе
N_F0=4∙〖10〗^6
Эквивалентное число циклов при изгибе:
N_FE=μ_F∙N_Σ [2]где:
μ_F1=0,1,μ_F2=0,1 для средне – равновероятного режима (см. табл. 3.1) [2]N_FE1=0,1∙4,64∙〖10〗^6=4,64∙〖10〗^5
N_FE2=0,1∙3,1∙〖10〗^6=3,1∙〖10〗^5
K_FL1=√(9&(4∙〖10〗^6)/(4,64∙〖10〗^5 )=) 1,27
K_FL2=√(9&(4∙〖10〗^6)/(3,1∙〖10〗^5 )=) 1,329
Допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса:
δ_FP1=(800∙1,27∙0,75)/1,65=461МПа
δ_FP2=(800∙1,329∙0,75)/1,65=531,6МПа
3.3.11 Межосевое расстояние
a_w=K_a (i_ред-1)∛((K_H∙M_1)/(ψ_ba∙i_ред∙δ_HP^2 )) [2]где:
K_a=450 для прямозубых передач
Коэффициент ширины зубчатого венца для прямозубых передач принимаем ψ_ba=0,315. На этапе проектного рассчета задаемся значением коэффицикета контактной нагрузки K_H=1,2.Тогда:
a_w=450(1,5-1) ∛((1,2∙783,2)/(0,315∙1,5∙〖1730,4〗_^2 )=) 19,63мм
Примеи значение межосевого расстония (см. табл.6.1) [2]a_w=50мм
3.3.12 Модуль числа зубьев и коэффициент смещения
Выбираем модуль m=4
Суммарное число зубьев передачи:
Z_Σ=(2∙a_w)/m [2]Z_Σ=(2∙50)/4=25
Число зубьев шестерни:
Z_1=Z_Σ/(i_ред-1) [2]Z_1=25/(1,5-1)=50
Число зубьев колеса:
Z_2=Z_Σ+Z_1 [2]Z_2=50+25=75
Фактическое передаточное число:
i_ф=Z_2/Z_1 [2]i_ф=75/50=1,5
∆i=100∙(i_ред∙i_ф)/i_ред [2]∆i=100∙(1,5∙1,5)/1,5=0
Учитывая, что Z_1>17, принимаем коэффициенты смещения x_1=0,x_2=0
3.3.13Ширина зубчатых венцов и диаметры колес
Ширину зубчатого венца шестерни определим по формуле:
b_w1=ψ_ba∙a_w [2]b_w1=0,315∙50=15,75мм
Округлим b_w1 до ближайшего числа, из ряда нормальных линейных размеров на с.12 [2]:
b_w1=20мм
Ширину зубчатого венца колеса b_w2 принимают на 2…5мм больше чем b_w1
Примем b_w2=24мм
Диаметры окружностей зубчатых колес:
Делительные окружности:
d=m∙Z,мм [2]d_1=4∙50=200мм
d_2=4∙75=300мм
Диаметры окружностей вершин и впадин:
d_a1=d_1+2m(1+x_1),мм [2]d_a1=200+2∙4∙(1+0)=208мм
d_f1=d_1-2m(1,25-x_1 ), мм [2]d_f1=200-2∙4∙(1,25-0)=190мм
d_a2=d_1-2m(1-x_1-0,2),мм [2]d_a2=300-2∙4∙(1-0-0,2)=293,6мм
d_f2=d_1+2m(1,25+x_1 ),мм [2]d_f2=300-2∙4∙(1,25-0)=290мм
в зацеплении:
V=(π∙d_1∙n_1)/600000,м/с [2]

V=(3,14∙200∙163,62)/600000=1,71м/с
Степень точности передачи назначают в зависимости от величины окружной скорости (табл. 8.1) [2].Так как степень точности n_ст=9 для закрытых зубчатых передач применять не рекомендуется, принимаем n_ст=8
Проверочный расчет передачи
3.3.14 Проверка контактной прочности зубьев
Проверочеый расчет зубьев на контактную прочность выполняем по формуле:
δ_H=Z_σ/a_w ∙√((K_H∙M_1∙(i_ф-1)^3)/(b_w2∙i_ф )),МПа [2]где:
Z_σ=9600 для прямозубых передач
Коэффициент контактной нагрузки
K_H=K_Hα∙K_Hβ∙K_HV [2]Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями
K_Hα=1+А∙(n_ст-5)∙K_w [2]где:
А=0,06 для прямозубых передач
K_w- коэффициент. Учитывающий приработку зубьев
При HB≤350 для определения K_w используется выражение:
K_w=0,002∙HB_2+0,036∙(v-9) [2]K_w=0,002∙269+0,036∙(0,138-9)=0,219
Тогда K_Hα=1+0,06∙(8-5)∙0,219=1,039
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса
K_Hβ=1+(K_Hβ^0-1)∙K_w [2]где:
K_Hβ^0- коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы
Для определения K_Hβ^0 вычислим коэффициент ширины венца по диаметру:
ψ_bd=0,5∙ψ_ba∙(i_ф-1) [2]ψ_bd=0,5∙0,315∙(1,5-1)=0,0786
По значению ψ_bd определим K_Hβ^0 методом линейной интерполяции (см. табл 9.1) [2]K_Hβ^0=1,08
Тогда: K_Hβ=1+(1,08-1)∙0,219=1,01752
Динамический коэффициент определим методом линейной инерполяции (см. табл. 10.1) [2]K_HV=1,05
Окончательно найдем K_H и δ_H:
K_H=1,039∙1,01752∙1,05=1,11
δ_H=9600/40∙√((1,11∙783,2∙(1,5-1)^3)/(24∙1,5)=) 417МПа
δ_HP=δ_HPmin=1730,4МПа
Поскольку δ_H<δ_HP, выполним расчет недогрузки по контактным напряжениям
〖∆δ〗_H=100∙(δ_HP-δ_H)/δ_HP [2]
〖∆δ〗_H=100∙(1730,4-417)/1730,4=75,9%
3.3.15 Проверка изгибной прочности зубьев
Напряжения изгиба в зубе шестерни
δ_F=Y_F (2000∙M_1∙K_F)/(b_w∙d∙m), МПа [2]Коэффициент формы зуба при x=0 равен:
Y_F=3,47+13,2/Z_V [2]где: Z_V-число зубьев
Для передач внутреннего зацепления коэффициент Y_F: (см. [2],стр.16)
Y_F1=3,8
Y_F2=3,75
Коэффициент нагрузки при изгибе:
K_F=K_Fα∙K_Fβ∙K_FV [2]Для опредедения коэффициентов, входящих в эту формулу, используем следующие зависимости:
K_Fα=1, для прямозубых передач
K_Fβ=0,18+0,82∙K_Hβ^0 [2]K_Fβ=0,18+0,82∙1,08=1,0656
K_FV=1+1,5∙(K_HV-1) при НВ2<350 [2]K_FV=1+1,5∙(1,05-1)=1,075
K_F=1∙1,0656∙1,075=1,146
Тогда δ_F1=3,8∙(2000∙783,2∙1,146)/(20∙200∙4)=426,3МПа<δ_FP1
Напряжение изгиба в зубьях клдеса
δ_F2=(δ_F1∙b_w1∙Y_F2)/(b_w2∙Y_F1 ), МПа [2]δ_F2=(426,3∙20∙3,75)/(24∙3,8)=350,32МПа<δ_FP2
Силы в зацеплении
3.3.16 Окружния сила
F_t=(2000∙M_1)/d_1 ,Н [2]F_t=(2000∙783,2)/200=7832Н
3.3.17 Распорная сила
F_r=F_t∙tan⁡〖a_w 〗,Н [2]F_r=7830∙tg⁡40=6571,8Н
3.4 Расчет зубчатых зацеплений для заднего колесного редуктора
Расчет проведен аналогично, расчету для переднего редуктора. Результаты расчетов представлены ниже

Механические характеристики сталей
Табл. 14
Колесо Z2 Шестерня Z1
Сталь 15ХГН2ТА цементация
HB1=269
HRC1=58…64
HRC1ср=61
σ T1 =735 МПа
σ b1=930 МПа Сталь 15ХГН2ТА цементация
HB1=269
HRC2=58…64
HRC2ср=61
σ T2 = 735 МПа
σ b2=930 МПа

Общее передаточное число привода:
i_ред=1,5
Таблица 15. Крутящий момент на вале редуктора
Вал Мощность Р, кВт Частота вращения n, об/мин Крутящий момент М, Нм
1 53,68 163,62 783,2
2 50,996 109,08 1116,06

Значение межосевого расстония (см. табл.6.1) [2]a_w=50мм
Модуль m=4
Число зубьев шестерни:
Z_1=50
Z_2=75
Ширину зубчатого венца шестерни округлим до ближайшего числа, из ряда нормальных линейных размеров на с.12 [2]:
b_w1=20мм
Ширину зубчатого венца колеса b_w2 принимают на 2…5мм больше чем b_w1
Примем b_w2=24мм
Диаметры окружностей зубчатых колес:
Делительные окружности:
d_1=200мм
d_2=300мм
Проверка контактной прочности зубьев
Окончательно найдем K_H и δ_H:
K_H=1,039∙1,01752∙1,05=1,11
δ_H=9600/40∙√((1,11∙783,2∙(1,5-1)^3)/(24∙1,5)=) 417МПа
δ_HP=δ_HPmin=1730,4МПа
Поскольку δ_H<δ_HP, выполним расчет недогрузки по контактным напряжениям
〖∆δ〗_H=100∙(δ_HP-δ_H)/δ_HP [2]
〖∆δ〗_H=100∙(1730,4-417)/1730,4=75,9%
Проверка изгибной прочности зубьев
Напряжение изгиба в зубьях клдеса
δ_F2=(δ_F1∙b_w1∙Y_F2)/(b_w2∙Y_F1 ), МПа [2]δ_F2=(426,3∙20∙3,75)/(24∙3,8)=350,32МПа<δ_FP2
Окружния сила
F_t=7832Н
Распорная сила
F_r=6571,8Н
3.5 Расчет ведущего вала переднего колесного редуктора
3.5.1 Исходные данные:
Момент на валу M_1=783,2Нм
Силы, приложенные к валу со стороны зацепления:
Окружная F_t=7832Н
Распорная F_r=6571,8Н

и так далее.