Пособие с рисунками (Раздаточные материалы), страница 37

PDF-файл Пособие с рисунками (Раздаточные материалы), страница 37 Расчёт планетарной коробки передач (14067): Другое - 10 семестр (2 семестр магистратуры)Пособие с рисунками (Раздаточные материалы) - PDF, страница 37 (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 37 страницы из PDF

Для шестой степени точности и максимальной окружной скорости на делительном диаметре при действии максимального моментаVМЦК-САТПР1(VII) = 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.3.5.2, 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 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 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 δH = 0,04 (см.таблицу 3.5.2).272wHV = 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,ν H max =4,11 ⋅ 20= 0,0182742,3 ⋅ 1,75иK Hν max = 1 + 0,018 = 1,018.В результате коэффициент нагрузкиKHmax = 1,75·1,018·1,01·1,01 = 1,82иσ H max = σ HPПР 4( ПРЯМ )М max K H max106,65 ⋅ 1,82= 1324= 1633 < σ HP max = 2640 МПа.69,33 ⋅ 1,84M H KHРеверсивное действие нагрузкиMH = ММЦКПР4(ЗХ) = 69,33 Нм (см.табл.6.13).KH = 1,83 (см.раздел 6.13).M max = М МЦКПР 4( ЗХ ) max =M двс max K МЦКПР 4( ЗХ )aстПР 4=320 ⋅ 2,0= 106,65 Нм.6Окружная сила на делительном диаметре при расчете на контактную выносливостьFtH max =2000M max 2000 ⋅ 106,65== 2742,3 Н.77,782d1МЦКПР1Коэффициент 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 шестой степени точности и максимальной окружной скорости на делительном диаметре при действии максимального моментаVМЦК-САТПР4(ЗХ) = 3,06 м/с (см.табл.6.13)КHα = 1,01;при этом должно выполняться неравенство273K 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.3.5.2, 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 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 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 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,ν H max =4,11 ⋅ 20= 0,0182742,3 ⋅ 1,75иK Hν max = 1 + 0,018 = 1,018.В результате коэффициент нагрузкиKHmax = 1,75·1,018·1,01·1,01 = 1,82иσ H max = σ HPПР 4( РЕВ )М max K H max106,65 ⋅ 1,82= 2110= 2609 < σ HP max = 2640 МПа.M H KH69,33 ⋅1,836.5.6.

Расчет на изгибную выносливостьПланетарный ряд ПР3Расчетное местное изгибное напряжение на переходной поверхности зуба, МПа274σ F = K F YFSYε YβFtF≤ σ FPПР 3 .bw mОкружная сила на делительном диаметре при расчете на изгибную выносливостьFtF =2000 M 1F 2000 ⋅ 36,64== 1659,4 Н.44,161d1Значение расчетного момента M1F взято, как максимальное из числа длительно действующих(см.табл.6.12).Коэффициент нагрузки определяется зависимостьюKF = KA KFV KFβ KFα.Коэффициент KA учитывает внешнюю динамическую нагрузку. Если в циклограмме не учтены внешние динамические нагрузки, то для трансмиссий автомобилей, работающих совместно смногоцилиндровыми поршневыми двигателями, можно приниматьKA = 1,75.Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацепленииK FV = 1 + ν F ,где динамическая добавка.νF =wFV bw.FtF K АУдельная динамическая силаaw.uwFV = δ F g0VОкружная скорость на делительном диаметре VМЦК-САТПР3(I) = 3,34 м/с (см.таблицу 6.12).Коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой пе6редачи и модификации профилязуба, (определяется по таблице 3.7.1.)δF = 0,06Коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса, и для седьмой степени точности (определяется по таблице 3.5.3)g 0 = 4,7.Таким образом,wFV = 0,06 ⋅ 4,7 ⋅ 3,3449,434= 4,81;1,893иνF =4,81 ⋅ 27= 0,0459;1659,4 ⋅ 1,75в результате275K FV = 1 + 0,0459 = 1,0459.Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца КFβ с достаточнойточностью можно определить по графикам, представленным на рис.3.7.1, в зависимости от отношения ψbd = bw/d, схемы расположения зубчатых колес и твердости активных поверхностей зубьевКFβ =1,03.Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для косозубого зацепления при εβ > 1K Fα =4 + (ε β − 1)(n − 5)4ε α=4 + (1,771 − 1)(7 − 5)= 1,31;4 ⋅ 1,057где n = 7 - степень точности передачи по нормам контакта, а расчет εβ и εα см.

раздел 6.2.В результатеKF = 1,75·1,0459·1,03·1,31 = 2,47.Коэффициент, учитывающий форму зуба, YFS определяется по графику на рисунке 3.7.2, гдеzv = 32,549 эквивалентное число зубьев и x = 0,6 – коэффициент смещения шестерни (см.раздел6.2)YFS = 3,3.Коэффициент, учитывающий наклон зубьев, для косозубой передачиYβ = 1 − ε ββ18= 1 − 1,771= 0,772;140140где β =18º угол наклона зубьев. Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, Yε для косозубыхпередач при εβ ≥ 1Yε =1εα=1= 0,946.1,057Таким образом,σ F = 2, 47 ⋅ 3,3 ⋅ 0,946 ⋅ 0,772 ⋅1659,4= 244 < σ FPПР 3 = 266,0 МПа.27 ⋅ 1,5Планетарный ряд ПР4Расчетное местное изгибное напряжение на переходной поверхности зуба, МПаσ F = K F YFSYε YβFtF≤ σ FPПР 4 .bw mОкружная сила на делительном диаметре при расчете на изгибную выносливостьFtF =2000 M 1F 2000 ⋅ 69,33== 1795,0 Н.d177, 272Значение расчетного момента M1F взято, как максимальное из числа длительно действующих(см.табл.6.13).276Коэффициент нагрузки определяется зависимостьюKF = KA KFV KFβ KFα.Коэффициент KA учитывает внешнюю динамическую нагрузку.

Если в циклограмме не учтены внешние динамические нагрузки, то для трансмиссий автомобилей, работающих совместно смногоцилиндровыми поршневыми двигателями, можно приниматьKA = 1,75.Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацепленииK FV = 1 + ν F ,где динамическая добавка.νF =wFV bw.FtF K Аудельная динамическая силаaw.uwFV = δ F g0VОкружная скорость на делительном диаметре VМЦК-САТПР4(I) = 3,06 м/с (см.таблицу 6.13).Коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой пе6редачи и модификации профилязуба, (определяется по таблице 3.7.1.)δF = 0,06.Коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса, и для шестой степени точности (определяется по таблице 3.5.3)g 0 = 3,8.Таким образом,wFV = 0,06 ⋅ 3,8 ⋅ 3,0679,757= 6,17;1,02иνF =6,17 ⋅ 20= 0,040;1795,0 ⋅ 1,75в результатеK FV = 1 + 0,04 = 1,04.Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца КFβ с достаточнойточностью можно определить по графикам, представленным на рис.3.7.1, в зависимости от отношения ψbd = bw/d, схемы расположения зубчатых колес и твердости активных поверхностей зубьевКFβ =1,01.277Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для косозубого зацепления при εβ > 1K Fα =4 + (ε β − 1)(n − 5) 4 + (1,312 − 1)(6 − 5)== 0,755;4ε α4 ⋅ 1,428где n = 6 - степень точности передачи по нормам контакта, а расчет εβ и εα см.

раздел 6.2.В результатеKF = 1,75·1,04·1,01·0,755 = 1,39.Коэффициент, учитывающий форму зуба, YFS определяется по графику на рисунке 3.7.2, гдеzv = 56,961 эквивалентное число зубьев и x = 0,6 – коэффициент смещения шестерни (см.раздел6.2)YFS = 3,4.Коэффициент, учитывающий наклон зубьев, для косозубой передачиYβ = 1 − ε ββ140= 1 − 1,31218= 0,831;140где β =18º угол наклона зубьев. Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, Yε для косозубыхпередач при εβ ≥ 1Yε =1εα=1= 0,7.1,428Таким образом,σ F = 1,39 ⋅ 3, 4 ⋅ 0,7 ⋅ 0,831 ⋅1795,0= 164,0 < σ FPПР 4 = 276,0 МПа.20 ⋅ 1,56.5.7.

Расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкойПланетарный ряд ПР3Прочность зубьев при изгибе максимальной нагрузкой определяется путем сопоставлениемрасчетного σFmax и допускаемого напряжений изгиба σFPmax в опасном сечении при действии максимальной нагрузки:σFmax ≤ σFPmax.Для упрощенных расчетов расчетное местное напряжение можно определять по формулеσ F max = σ FFtF max.FtF K AЗа расчетную нагрузку FFtmax принимают максимальную из действующих за расчетный срок службы нагрузокFtF max =M max = М САТПР 3( I ) max =2000M maxd1САТПР 3M двс max K МЦКПР 3( I )aстПР1u ПР 3=320 ⋅ 2,0= 56,35 Нм.6 ⋅ 1,893278Значение коэффициента КМЦКПР3(I) взято из таблицы 4 Приложения 3.FtF max =2000 ⋅ 56,35= 2552,0 Н.44,161FtF = 1659, 4 Н (см.раздел 6.4.6).σF = 244 МПа (см.раздел 6.4.6).Коэффициент KA учитывает внешнюю динамическую нагрузку.

Если в циклограмме не учтены внешние динамические нагрузки, то для трансмиссий автомобилей, работающих совместно смногоцилиндровыми поршневыми двигателями, можно приниматьKA = 1,75.Допускаемое напряжение σFPmax [МПа]σ FP max =σ FStK XF ,S FStгде коэффициент КХF =1 (определятся по графику на рис.3.4.6);Коэффициент запаса прочностиS FSt =1,75.S ''Для проката S''F =1,15 иS FSt =1,75= 1,52.1,15Предельное напряжение зубьев при изгибе максимальной нагрузкой [МПа]0σ FSt = σ FStYgStYdSt ,где0σ FSt= 2000 МПа - базовое значение предельного напряжения зубьев при изгибе максималь-ной нагрузкой (см.табл.3.8.1);YgSt = 1,05 – коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба(см.табл.3.8.2);YdSt = 1 – коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения переходной по-верхности зуба (см.табл.3.8.3).Таким образомσ FSt = 2000 ⋅ 1,05 ⋅ 1,0 = 2100 МПа,σ FP max =2100⋅ 1,0 = 1382 МПа1,52иσ F max = 244 ⋅2552,0= 214 < σ FP max = 1382.1659,4 ⋅ 1,75279Планетарный ряд ПР4Прочность зубьев при изгибе максимальной нагрузкой определяется путем сопоставлениемрасчетного σFmax и допускаемого напряжений изгиба σFPmax в опасном сечении при действии максимальной нагрузки:σFmax ≤ σFPmax.Для упрощенных расчетов расчетное местное напряжение можно определять по формулеσ F max = σ FFtF max.FtF K AЗа расчетную нагрузку FFtmax принимают максимальную из действующих за расчетный срок службыFtF max =M max = М МЦКПР 4( I ) max =2000 M maxd1МЦКПР 2M двс max K МЦКПР 4( I )aстПР 4=320 ⋅ 2,0= 106,7 Нм.6Значение коэффициента КМЦКПР4(I) взято из таблицы 4 Приложения 3.FtF max =2000 ⋅ 106,7= 2743,6 Н.77,782FtF = 1795,0 Н (см.раздел 6.4.6).σF = 164,0 МПа (см.раздел 6.4.6).Коэффициент KA учитывает внешнюю динамическую нагрузку.

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