Пособие с рисунками (Раздаточные материалы), страница 36

Для шестой степени точности и максимальной окружной скорости на делительном диаметре при действии расчетного моментаVМЦК-САТПР4(I) = 3,06 м/с (см.табл.6.13)КHα = 1,01;265при этом должно выполняться неравенствоK Hα ≤εγε α Zε2=2,367= 2,366.1,428 ⋅ 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 = 0,032 (см.раздел 6.4) иK Hν = 1 + 0,032 = 1,032.В результате коэффициент нагрузкиKH = 1,75·1,032·1,01·1,01 = 1,84и действующие в полюсе зацепления контактные напряженияσ HПР 4( ПРЯМ ) = 502 1,84 = 681,0 ≤ σ HPПР 4( ПРЯМ ) = 1361 МПа.Реверсивное действие нагрузкиРасчетный момент MН = MМЦКПР4(ЗХ) = 69,33 Нм (см.таблицу 6.13).Контактная выносливость зубчатой передачи определяется сравнением действующих в полюсе зацепления контактных напряжений σН с допускаемыми, т.е.σ HПР 4( РЕВ ) = σ HO K H ≤ σ HPПР 4( 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 ⋅ 69,33== 1783,2 Н.d1МЦКПР 477,782Коэффициент ZH учитывает форму сопряженных поверхностей зубьев и определяется следующей зависимостьюZH =1cos α t2cos β b12cos16,866== 2,089;sin 2α tw cos 20,952 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 = 190.266Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий для косозубых передач1Zε =1= 0,837;1, 428=εαгде 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.

Для шестой степени точности и максимальной окружной скорости на делительном диаметре при действии расчетного моментаVМЦК-САТПР4(ЗХ) = 3,06 м/с (см.табл.6.13)КHα = 1,01;при этом должно выполняться неравенствоK Hα ≤εγε α Zε2=2,367= 2,366.1,428 ⋅ 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 добавкаνH =wHV bw.FtH K АУдельная динамическая силаwHV = δ H g 0Vaw.uКоэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колесадля шестой степени точности по нормам плавности g0 = 3,8 (см.таблицу 3.5.3).267Коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой пе6редачи и модификации профилязуба для косозубой передачи δH = 0,04 (см.таблицу 3.5.2).wHV = 0, 04 ⋅ 3,8 ⋅ 3, 06 ⋅79, 757= 4,11.1, 02Вычисленное значение удельной динамической силы не превышает предельного допустимого значения wHVпред = 160 (см.таблицу 3.5.4).Таким образом,νH =4,11 ⋅ 20= 0,0261783,2 ⋅ 1,75иK Hν = 1 + 0,026 = 1,026.В результате коэффициент нагрузкиKH = 1,75·1,026·1,01·1,01 = 1,83и действующие в полюсе зацепления контактные напряженияσ HПР 4( РЕВ ) = 502 1,83 = 679,0 ≤ σ HPПР 4( РЕВ ) = 2110 МПа.6.5.5.

Расчет на контактную прочность при действии максимальной нагрузкиПри действии максимальной нагрузки Мmax наибольшее за заданный срок службы контактное напряжение не должно превышать допускаемого σHPmax:σHmax ≤ σHPmax.Допускаемое контактное напряжение при максимальной нагрузке, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя σHPmax зависит от способа химико-термической обработки зубчатого колеса и от характера изменения твердости по глубине зуба.Для зубьев, подвергнутых цементации или контурной закалкеσHPmax = 44·HRC = 44·60 = 2640 МПа.Максимальное контактное напряжение σHmax определяется по формулеσ H max = σ HPM max K H max,M H KHгде КHmax - коэффициент нагрузки, определяемый при нагрузке М1max.Планетарный ряд ПР3Прямое действие нагрузкиMH = МСАТПР3(VII) = 5,24 Нм (см.табл.6.12).KH = 1,92 (см.раздел 6.4.6).M max = М САТПР 3(VII ) max =M двс max K МЦКПР 3(VII )aстПР 3u=320 ⋅ 0, 286= 8,06 Нм.6 ⋅ 1,893Окружная сила на делительном диаметре при расчете на контактную выносливость268FtH max =2000 M max 2000 ⋅ 8,06== 365,0 Н.44,161d1САТПР 3Коэффициент нагрузкиKHmax = 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 максимального моментаVМЦК-САТПР3(VII) = 1,09 м/с (см.табл.6.12)КHα = 1,025;при этом должно выполняться неравенствоK 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.3.5.2, в зависимости от отношения ψbd = bw/d, схемырасположения зубчатых колес и твердости активных поверхностей зубьев:КНβ = 1,06.Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацепленииK Hν max = 1 + ν H ,Динамическая добавкаνH =wHV bw.FtH K АУдельная динамическая силаwHV = δ H g 0Vaw.uКоэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колесадля седьмой степени точности по нормам плавности g0 = 4,7 (см.таблицу 3.5.3).Коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой пе6редачи и модификации профилязуба для косозубой передачи δH = 0,04 (см.таблицу 3.5.2).wHV = 0, 04 ⋅ 4, 7 ⋅1, 09 ⋅49, 434= 1, 05.1,893269Вычисленное значение удельной динамической силы не превышает предельного допустимого значения wHVпред = 160 (см.таблицу 3.5.4).Таким образом,ν H max =1,05 ⋅ 27= 0,044365,0 ⋅ 1,75иK Hν max = 1 + 0,044 = 1,044.В результате коэффициент нагрузкиKHmax = 1,75·1,044·1,06·1,025 = 1,99;иσ H max = σ HPПР 3( ПРЯМ )М max K H max8,06 ⋅ 1,99= 976= 1230 < σ HP max = 2640 МПа.M H KH5,24 ⋅ 1,92Реверсивное действие нагрузкиMH = МСАТПР3(I) = 73,28 Нм (см.табл.6.12).KH = 1,89 (см.раздел 6.4).M max = М САТПР 3( I ) max =M двс max K МЦКПР 3( I )aстПР 3u=320 ⋅ 2,0= 56,35 Нм.6 ⋅ 1,893Окружная сила на делительном диаметре при расчете на контактную выносливостьFtH max =2000M max 2000 ⋅ 56,35== 2552,0 Н.d1САТПР 344,161Коэффициент нагрузкиKHmax = 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 максимального моментаVМЦК-САТПР3(I) = 3,34 м/с (см.табл.6.12)КHα = 1,04;при этом должно выполняться неравенствоK Hα ≤εγε α Zε2=3,08= 3,08.1,428 ⋅ 0,8372270Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца КНβ можно определить по графикам, представленным на рис.3.5.2, в зависимости от отношения ψbd = bw/d, схемырасположения зубчатых колес и твердости активных поверхностей зубьев:КНβ = 1,06.Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацепленииK Hν max = 1 + ν H max ,Динамическая добавкаν H max =wHV bw.FtH max K АУдельная динамическая силаwHV = δ H g 0Vaw.uКоэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колесадля седьмой степени точности по нормам плавности g0 = 4,7 (см.таблицу 3.5.3).Коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой пе6редачи и модификации профилязуба для косозубой передачи δH = 0,04 (см.таблицу 3.5.2).wHV = 0, 04 ⋅ 4, 7 ⋅ 3,34 ⋅49, 434= 3, 21.1,893Вычисленное значение удельной динамической силы не превышает предельного допустимого значения wHVпред = 160 (см.таблицу 3.5.4).Таким образом,ν H max =3,21 ⋅ 27= 0,0192552,0 ⋅ 1,75иK Hν max = 1 + 0,019 = 1,019.В результате коэффициент нагрузкиKHmax = 1,75·1,019·1,06·1,04 = 1,97иσ H ( РЕВ ) max = σ HPПР 3( РЕВ )М max K H max56,35 ⋅ 1,97= 1173= 1485 < σ HP max = 2640 МПа.M H KH36,64 ⋅ 1,89Планетарный ряд ПР4Прямое действие нагрузкиMH = ММЦКПР4(I) = 69,33 Нм (см.табл.6.13).KH = 1,84 (см.раздел 6.4).271M max = М МЦКПР 4( I ) max =M двс max K МЦКПР 4( I )aстПР 4=320 ⋅ 2,0= 106,65 Нм.6Окружная сила на делительном диаметре при расчете на контактную выносливостьFtH max =2000 M max 2000 ⋅ 106,65== 2742,3 Н.d1МЦКПР 477,782Коэффициент нагрузкиKHmax = 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.