Пособие с рисунками (Раздаточные материалы), страница 35

PDF-файл Пособие с рисунками (Раздаточные материалы), страница 35 Расчёт планетарной коробки передач (14067): Другое - 10 семестр (2 семестр магистратуры)Пособие с рисунками (Раздаточные материалы) - PDF, страница 35 (14067) - СтудИзба2017-12-22СтудИзба

Описание файла

Файл "Пособие с рисунками" внутри архива находится в папке "Раздаточные материалы". PDF-файл из архива "Раздаточные материалы", который расположен в категории "". Всё это находится в предмете "расчёт планетарной коробки передач" из 10 семестр (2 семестр магистратуры), которые можно найти в файловом архиве МГТУ им. Н.Э.Баумана. Не смотря на прямую связь этого архива с МГТУ им. Н.Э.Баумана, его также можно найти и в других разделах. Архив можно найти в разделе "остальное", в предмете "расчёт планетарной коробки передач" в общих файлах.

Просмотр PDF-файла онлайн

Текст 35 страницы из PDF

В этом случае заисходную расчетную нагрузку принимается максимальный момент MF, число циклов нагружениякоторого NЦi > 5·104.Прямое действие нагрузкиДля прямого действия нагрузки момент изменяется ступенчато и на основании анализа таблицы 6.13 расчетный моментM F = M МЦКПР 4( I ) = 69,33 Нм.Коэффициент долговечности для прямого действия нагрузкиK FL = qFN FO,N FEгде N FE - эквивалентное число циклов нагружения при действии прямой нагрузки.Для цементированных зубчатых колес (см.табл.3.4.4)qF = 9.В прямом направлении действие нагрузки носит ступенчатый характер, поэтомуN FE = µ F N FO .Базовое число циклов перемены напряженийNFO=4·106.Коэффициент258µ Fk9 ( M + ν F M F )ni  N Цi= ∑ i,i =1  M F (1 + ν F ) nF  N FOkсуммирование прекращают на той ступени циклограммы, для которой выполняется условиеM k +1≤ α FG 9 µ Fk ,MFгде αFG = 0,65.Динамическая добавкаνF =wFV bw,FtF K Агде удельная динамическая силаwFV = δ F g0Vaw.uКоэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колесадля шестой степени точности по нормам плавности g0 = 3,8 (см.таблицу 3.5.3).Коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой пе6редачи и модификации профилязуба для косозубой передачи δF = 0,06 (см.таблицу 3.7.1).Окружная скорость на делительном диаметре при действии расчетного момента(см.таблицу 6.13)V = VМЦК-САТПР4(I) = 3,06 м/с.Межосевое расстояние aw = 79,757 мм (см.раздел 6.2).Передаточное отношение u = 1,02 (см.раздел 6.2).wFV = 0, 06 ⋅ 3,8 ⋅ 3, 0679, 757= 6,169.1, 02bw = 20 мм.Для трансмиссий автомобилей, работающих совместно с многоцилиндровыми поршневымидвигателями KA = 1,75.Делительный диаметр d1МЦКПР4 = 77,282 мм (см.раздел 6.2).FtF =2000 M F 2000 ⋅ 69,33== 1794,7 Нм.d1МЦКПР 477,282Таким образом,νF =6,169 ⋅ 20= 0,04.1794,7 ⋅ 1,75Обороты шестерни, соответствующие расчетному моменту (см.таблицу 6.13)nF = nМЦКПР4(I).259 ( M МЦКПР 4( I ) + ν F M F ) nМЦКПР 4( I )  N МЦКПР 4( I )  (69,33 + 0,04 ⋅ 69,33) ⋅ 750  9 4,05 ⋅ 106== 1,01.µF1 =  ⋅6M F (1 + ν F ) nFN FO 69,33 ⋅ (1 + 0,04) ⋅ 750  4 ⋅ 109где значения моментов, оборотов и циклов перемены напряжений взяты из таблицы 6.13.Проверка окончания суммированияM МЦКПР 4( II )α FG 9 µ F 1 = 0,65 9 1,01 = 0,65;MF=69,3= 0,5;138,7т.е.M МЦКПР 4( II )MF< α FG 9 µ F 1и расчет коэффициента µF следует прекратить.Таким образом,µF = µF1 = 1,01иN FE = 1,01 ⋅ 4 ⋅ 106 = 4,04 ⋅ 106.Поскольку эквивалентное число циклов нагружения прямой нагрузки N FE > N FO , то K FL = 1,0 .Реверсивное действие нагрузкиДля реверсивного действия нагрузки момент в зацеплении постоянен, поэтому(см.табл.6.13)'N FE= NМЦКПР4(ЗХ) = 4,05·106 > NFO = 4·106и расчетный момент (см.табл.6.13)M F' = M МЦКПР 4( ЗХ ) = 138,7 Нм.Коэффициент долговечности для прямого действия нагрузкиK FL = qFN FO,'N FEгде NFO = 4·106 - базовое число циклов перемены напряжений.qF - показатель степени кривой усталости при расчете на изгибную прочность.Для цементированных зубчатых колес (см.таб.4.4)qF = 9Поскольку эквивалентное число циклов нагружения прямой нагрузкиNFE > NFO,тоKFL = 1.Коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего Приложения нагрузки, в случае реверсивной несимметричной нагрузки260 69,33 69,33 min ;69,331,01,0 K Fc = 1 − 0,25= 1 − 0,25 ⋅= 1,00.69,33 69,33 69,33 max ;1,0  1,0В результате предел выносливости зубьев колес при изгибе, соответствующий базовомучислу циклов нагруженияσ F lim ПР 4 = 800 ⋅ 0,75 ⋅ 1,0 ⋅ 1,0 ⋅ 1,0 = 600,0 МПа.Допускаемое изгибное напряжение при расчете на выносливость, МПаσ F limσ FP =SFYS YR K xF ,где SF – коэффициент безопасности, определяемый произведениемSF= S'F S''F.Коэффициент S'F, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса (определяется по таблице 3.4.2).

Для цементированных легированных зубчатых колесS'F = 1,95.Коэффициент S''F, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса: для прокатаS''F =1,15.Таким образомSF = 1,95·1,15 = 2,24.Коэффициент YS, учитывающий градиент напряжений и чувствительность материала к концентрации напряжений (определяется в зависимости от модуля зацепления по графику на рисунке 3.4.5)YS = 1,03.Коэффициент YR, учитывающий шероховатость переходной поверхности (табл.3.4.5). Для шлифованных зубчатых колесYR = 1,0.Коэффициент KxF, учитывающий размеры зубчатого колеса (определяется в зависимости от величины делительного диаметра по графику на рисунке 3.4.6)KxF = 1,0.В результатеσ FPПР 4 =600⋅ 1,03 ⋅ 1,0 ⋅ 1,0 = 276 МПа.2, 246.5.4 Расчет на контактную выносливостьПрямое действие нагрузкиРасчетный момент MН = MСАТПР3(VII) = 5,24 Нм (см.таблицу 6.12).Контактная выносливость зубчатой передачи определяется сравнением действующих в полюсе зацепления контактных напряжений σН с допускаемыми, т.е.261σ HПР 3( ПРЯМ ) = σ HO K H ≤ σ HPПР 3( ПРЯМ ) ,Контактное напряжение без учета дополнительных нагрузок, МПа,σ HО = Z Н Z Е Z εFtН (u + 1).bw d1uОкружная сила на делительном диаметре при расчете на контактную выносливостьFtH =2000 M H 2000 ⋅ 5, 24== 237,3 Н.d1САТПР 344,161Коэффициент ZH учитывает форму сопряженных поверхностей зубьев и определяется следующей зависимостьюZH =1cos α t2cos β b1=sin 2α tw cos 20,9522cos16,866= 1,706;sin(2 ⋅ 24, 466 )где значения углов βb, αtw и αt были определены в разделе 6.2.Коэффициент ZЕ, учитывает механические свойства сопряженных зубчатых колес: для сталиZE = 190.Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий для косозубых передачZε =1=εα1= 0,973,1,057где значения εα было определено в разделе 6.2.В результатеσ HО = 1,706 ⋅ 190 ⋅ 0,973237,3 ⋅ (1,893 + 1)= 174,0 МПа.27 ⋅ 44,161 ⋅ 1,893Коэффициент нагрузки определяется следующей зависимостью:KH = KA KHv KHβ KHα.Коэффициент KA учитывает внешнюю динамическую нагрузку: для трансмиссий автомобилей, работающих совместно с многоцилиндровыми поршневыми двигателями,KA = 1,75.Коэффициент КHα, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, зависит от окружной скорости зубчатого венца V и степени точности по нормам плавности работы: для косозубых передач определяется по графику на рисунке 3.5.1.

Для седьмой степени точности и максимальной окружной скорости на делительном диаметре при действии расчетного моментаVМЦК-САТПР3(VII) = 1,09 м/с (см.табл.6.12)КHα = 1,015;при этом должно выполняться неравенство262K Hα ≤εγε α Zε2=3,08= 3,08.1,428 ⋅ 0,8372Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца КНβ можно определить по графикам, представленным на рис.3.4.2, в зависимости от отношения ψbd = bw/d, схемырасположения зубчатых колес и твердости активных поверхностей зубьев:КНβ = 1,01.Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацепленииK Hν = 1 + ν H ,Динамическая добавка νH = 0,0675 (см.раздел 6.12.1) иK Hν = 1 + 0,0675 = 1,0675.В результате коэффициент нагрузкиKH = 1,75·1,0675·1,01·1,015 = 1,92;и действующие в полюсе зацепления контактные напряженияσ HПР 3( ПРЯМ ) = 174,0 1,92 = 241,0 ≤ σ HPПР 3( ПРЯМ ) = 973 МПа.Реверсивное действие нагрузкиРасчетный момент MН = MСАТПР3(I) = 73,28 Нм (см.таблицу 6.12).Контактная выносливость зубчатой передачи определяется сравнением действующих в полюсе зацепления контактных напряжений σН с допускаемыми, т.е.σ HПР 3( РЕВ ) = σ HO K H ≤ σ HPПР 3( РЕВ ) ,Контактное напряжение без учета дополнительных нагрузок, МПа,σ HО = Z Н Z Е Z εFtН (u + 1).bw d1uОкружная сила на делительном диаметре при расчете на контактную выносливостьFtH =2000M H 2000 ⋅ 36,64== 1659,4 Н.d1САТПР 344,161Коэффициент ZH учитывает форму сопряженных поверхностей зубьев и определяется следующей зависимостьюZH =1cos α t2cos βb1=sin 2α tw cos 20,9522cos16,866= 1,706,sin(2 ⋅ 24, 466 )где значения углов βb, αtw и αt были определены в разделе 6.2.Коэффициент ZЕ, учитывает механические свойства сопряженных зубчатых колес: для сталиZE = 190.Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий для косозубых передач2631Zε =εα=1= 0,973,1,057где значения εα было определено в разделе 6.2.В результатеσ HО = 1,706 ⋅ 190 ⋅ 0,9731659, 4 ⋅ (1,893 + 1)= 460,0 МПа.27 ⋅ 44,161 ⋅ 1,893Коэффициент нагрузки определяется следующей зависимостью:KH = KA KHv KHβ KHα.Коэффициент KA учитывает внешнюю динамическую нагрузку: для трансмиссий автомобилей, работающих совместно с многоцилиндровыми поршневыми двигателями,KA = 1,75.Коэффициент КHα, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, зависит от окружной скорости зубчатого венца V и степени точности по нормам плавности работы: для косозубых передач определяется по графику на рисунке 3.5.1.

Для седьмой степени точности и максимальной окружной скорости на делительном диаметре при действии расчетного моментаVМЦК-САТПР3(I) = 3,34 м/с (см.табл.6.12)КHα = 1,037;при этом должно выполняться неравенствоK Hα ≤εγε α Zε2=3,08= 3,08.1,428 ⋅ 0,837 2Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца КНβ можно определить по графикам, представленным на рис.3.4.2, в зависимости от отношения ψbd = bw/d, схемырасположения зубчатых колес и твердости активных поверхностей зубьев:КНβ = 1,01.Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацепленииK Hν = 1 + ν H ,Динамическая добавка νH = 0,03 (см.раздел 6.8.1) иK Hν = 1 + 0,03 = 1,03.В результате коэффициент нагрузкиKH = 1,75·1,03·1,01·1,037 = 1,89;и действующие в полюсе зацепления контактные напряженияσ HПР 3( РЕВ ) = 460,0 1,89 = 632,0 ≤ σ HPПР 3( РЕВ ) = 1223 МПа.Планетарный ряд ПР4Прямое действие нагрузкиРасчетный момент MН = MМЦКПР4(I) = 69,33 Нм (см.таблицу 6.13).264Контактная выносливость зубчатой передачи определяется сравнением действующих в полюсе зацепления контактных напряжений σН с допускаемыми, т.е.σ HПР 4( ПРЯМ ) = σ HO K H ≤ σ HPПР 4( ПРЯМ ) ,Контактное напряжение без учета дополнительных нагрузок, МПа,σ HО = Z Н Z Е Z εFtН (u + 1).bw d1uОкружная сила на делительном диаметре при расчете на контактную выносливостьFtH =2000 M H 2000 ⋅ 69,33== 1783, 2 Н.d1МЦКПР 477,782Коэффициент ZH учитывает форму сопряженных поверхностей зубьев и определяется следующей зависимостьюZH =1cos α t2cos β b1=sin 2α tw cos 20,9522cos16,866= 2,089;sin(2 ⋅ 25,9167 )где значения углов βb, αtw и αt были определены в разделе 6.2.Коэффициент ZЕ, учитывает механические свойства сопряженных зубчатых колес: для сталиZE = 190.Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий для косозубых передачZε =1εα=1= 0,837;1, 428где значения εα было определено в разделе 6.2.В результатеσ HО = 2,089 ⋅ 190 ⋅ 0,8371783, 2 ⋅ (1,02 + 1)= 502 МПа.20 ⋅ 77, 282 ⋅ 1,02Коэффициент нагрузки определяется следующей зависимостью:KH = KA KHv KHβ KHα.Коэффициент KA учитывает внешнюю динамическую нагрузку: для трансмиссий автомобилей, работающих совместно с многоцилиндровыми поршневыми двигателями,KA = 1,75.Коэффициент КHα, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, зависит от окружной скорости зубчатого венца V и степени точности по нормам плавности работы: для косозубых передач определяется по графику на рисунке 3.5.1.

Свежие статьи
Популярно сейчас
Зачем заказывать выполнение своего задания, если оно уже было выполнено много много раз? Его можно просто купить или даже скачать бесплатно на СтудИзбе. Найдите нужный учебный материал у нас!
Ответы на популярные вопросы
Да! Наши авторы собирают и выкладывают те работы, которые сдаются в Вашем учебном заведении ежегодно и уже проверены преподавателями.
Да! У нас любой человек может выложить любую учебную работу и зарабатывать на её продажах! Но каждый учебный материал публикуется только после тщательной проверки администрацией.
Вернём деньги! А если быть более точными, то автору даётся немного времени на исправление, а если не исправит или выйдет время, то вернём деньги в полном объёме!
Да! На равне с готовыми студенческими работами у нас продаются услуги. Цены на услуги видны сразу, то есть Вам нужно только указать параметры и сразу можно оплачивать.
Отзывы студентов
Ставлю 10/10
Все нравится, очень удобный сайт, помогает в учебе. Кроме этого, можно заработать самому, выставляя готовые учебные материалы на продажу здесь. Рейтинги и отзывы на преподавателей очень помогают сориентироваться в начале нового семестра. Спасибо за такую функцию. Ставлю максимальную оценку.
Лучшая платформа для успешной сдачи сессии
Познакомился со СтудИзбой благодаря своему другу, очень нравится интерфейс, количество доступных файлов, цена, в общем, все прекрасно. Даже сам продаю какие-то свои работы.
Студизба ван лав ❤
Очень офигенный сайт для студентов. Много полезных учебных материалов. Пользуюсь студизбой с октября 2021 года. Серьёзных нареканий нет. Хотелось бы, что бы ввели подписочную модель и сделали материалы дешевле 300 рублей в рамках подписки бесплатными.
Отличный сайт
Лично меня всё устраивает - и покупка, и продажа; и цены, и возможность предпросмотра куска файла, и обилие бесплатных файлов (в подборках по авторам, читай, ВУЗам и факультетам). Есть определённые баги, но всё решаемо, да и администраторы реагируют в течение суток.
Маленький отзыв о большом помощнике!
Студизба спасает в те моменты, когда сроки горят, а работ накопилось достаточно. Довольно удобный сайт с простой навигацией и огромным количеством материалов.
Студ. Изба как крупнейший сборник работ для студентов
Тут дофига бывает всего полезного. Печально, что бывают предметы по которым даже одного бесплатного решения нет, но это скорее вопрос к студентам. В остальном всё здорово.
Спасательный островок
Если уже не успеваешь разобраться или застрял на каком-то задание поможет тебе быстро и недорого решить твою проблему.
Всё и так отлично
Всё очень удобно. Особенно круто, что есть система бонусов и можно выводить остатки денег. Очень много качественных бесплатных файлов.
Отзыв о системе "Студизба"
Отличная платформа для распространения работ, востребованных студентами. Хорошо налаженная и качественная работа сайта, огромная база заданий и аудитория.
Отличный помощник
Отличный сайт с кучей полезных файлов, позволяющий найти много методичек / учебников / отзывов о вузах и преподователях.
Отлично помогает студентам в любой момент для решения трудных и незамедлительных задач
Хотелось бы больше конкретной информации о преподавателях. А так в принципе хороший сайт, всегда им пользуюсь и ни разу не было желания прекратить. Хороший сайт для помощи студентам, удобный и приятный интерфейс. Из недостатков можно выделить только отсутствия небольшого количества файлов.
Спасибо за шикарный сайт
Великолепный сайт на котором студент за не большие деньги может найти помощь с дз, проектами курсовыми, лабораторными, а также узнать отзывы на преподавателей и бесплатно скачать пособия.
Популярные преподаватели
Добавляйте материалы
и зарабатывайте!
Продажи идут автоматически
5288
Авторов
на СтудИзбе
417
Средний доход
с одного платного файла
Обучение Подробнее