Пособие с рисунками (Раздаточные материалы), страница 37

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.