Dz_po_pkp_kadomtsev (1034668), страница 6

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 6)

Причем изменение нагрузки будемсчитать ступенчатым.При ступенчатом изменении нагрузки эквивалентное число циклов перемены напряженийNHE := μH ⋅ NHOКоличество нагружений в соответствии с заданным сроком службы (см.таблицу 4)Nk := Nmckpr1 + Nmckpr1 + Nmckpr1Nk < NHO = 0178= 618.75 × 106Поэтому коэффициент, учитывающий характер циклограммы нагружения, при ступенчатомизменении нагрузки, постоянной частоте вращения и Nk > NHO :kμH =∑i =1 M  3 N  i  цi   ⋅MN  HO  H В этом случае последовательно определяются суммы μH1 , μH2 μH3 ... до тех пор покане будет выполнено условие:M k +1MН3< αНG ⋅ μНkгде αНG = 0.75Таким образом,3 Mmckpr1  Nmckpr11 1μH1 := ⋅MHNHOμH1 = 0.2343αНG ⋅ μH1 = 0.462Mmckpr1MH7= 0.1340Mmckpr173> αНG ⋅ μH1 = 0MHи расчет коэффициент μH следует прекратить:μH := μH1NHE_obr := μH ⋅ NHO6ZN_obr :=NHE_obr = 28.125 × 10NHONHE_obr20NHONHE_obrif Nk ≤ NHO6ZN_obr = 1.075if Nk > NHOПредел контактной выносливостиσHlim_obr := ZN_obr ⋅ σHlimb = 1533.289МПаДля твердости поверхности зубьев большей 350НВ коэффициент, учитывающий окружнуюскорость зубчатого венца, определяется по формуле:ZVmckpr1_obr := 0.925 ⋅  V mck_stpr1 0.051= 1.043где значение окружной скорости определяется по Таблице 5Допускаемые контактные напряжения для зубьев МЦК первого планетарного ряда, мПаσHP1pr1_obr :=σHlim_obrSH⋅ ZR ⋅ ZVmckpr1_obr ⋅ KL ⋅ KXH = 1332.811МПаСателлитыКоличество нагружений в соответствии с заданным сроком службы (см.Таблицу 5)Nk := Nstpr1 + Nstpr1 + Nstpr1178Nk = 495 × 106Кроме того, ступенчатая нагрузка действует в зацеплении при постоянной частоте вращения,поэтому для определения коэффициента, учитывающего характер циклограммы нагружения,используем следующую зависимостьNk < NHO = 0Поэтому коэффициент, учитывающий характер циклограммы нагружения, при ступенчатом41изменении нагрузки, постоянной частоте вращения и Nk > NHO :kμH =∑i =1 M  3 N  i  цi   ⋅ M  NHO  H В этом случае последовательно определяются суммы μH1 , μH2 μH3 ...

до тех пор покане будет выполнено условие:M k +1MН3< αНG ⋅ μНkгде αНG = 0.75Таким образом,3 Mstpr1  Nstpr11 1μH1 := ⋅MHNHOμH1 = 0.188Mmckpr13αНG ⋅ μH1 = 0.429Mmckpr17MH7MH= 0.0333> αНG ⋅ μH1 = 0и расчет коэффициент μH следует прекратить:μH := μH1NHE_obr := μH ⋅ NHO6ZN_obr :=NHE_obr = 22.5 × 10NHONHE_obr20NHONHE_obrif Nk ≤ NHO6ZN_obr = 1.087if Nk > NHOПредел контактной выносливостиσHlim_obr := ZN_obr ⋅ σHlimb = 1550.492МПаДля твердости поверхности зубьев большей 350НВ коэффициент, учитывающий окружнуюскорость зубчатого венца, определяется по формуле:42ZVstpr1_obr := 0.925 ⋅  V mck_stpr1 0.051= 1.043где значение окружной скорости определяется по Таблице 5Допускаемые контактные напряжения для зубьев МЦК первого планетарного ряда, мПаσHP2pr1_obr :=σHlim_obrSH⋅ ZR ⋅ ZVstpr1_obr ⋅ KL ⋅ KXH = 1347.765МПаДля косозубых передач расчет зубчатого зацепления следует проводить по условному допускаемому контактному напряжению, мПа2εα1 ⋅ δ1 ⋅ σHP1pr1_obr + εα2 ⋅ δ2 ⋅ σHP2pr1_obrσHPpr1_obr :=εαεα1 := εα1mckpr1εα2 := εα2stpr1Z1 := Zmckpr1K1 :== 0.147Z1 ⋅ tan αtwεα1K2 := K1 ⋅= 0.123εα2( )μk1 := 1.6 ⋅εα := εαmck_stpr1αtw := αtwmck_stpr12 ⋅ εα1 ⋅ π42u := u mck_stpr1δ1 := 1 + 0.5K1 − 0.5 ⋅= 1.216HBuδ2 := 1 − 0.5 ⋅ K2 + 0.5 ⋅4200K1μk2 := 1.6 ⋅200HBK1−K2uHB = 6002= 1.0533u−K223u= 0.953= 1.216где перевод твердости по Роквелу в твердость по Бринелю можно осуществить с помощьюграфика на рисунке 3.4.2 ПособияДопускаемые контактные напряжения для зоны I σНРI определяются как меньшее из двухзначений:σHP1_obr := min μk1 ⋅ σHP1pr1_obr , σHP2pr1_obr()σHP1_obr = 1347.765МПаДопускаемые контактные напряжения для зоны I σНРI определяются как меньшее из двухзначений:(σHP2_obr := min μk2 ⋅ σHP2pr1_obr , σHP1pr1_obr2σHPpr1_obr :=)εα1 ⋅ δ1 ⋅ σHP1_obr + εα2 ⋅ δ2 ⋅ σHP2_obrεασHP2_obr = 1332.811МПа2= 1339.02МПа43Номер планетарного рядаНаправление1Допускаемые контактные напряжения, МпаПрямое1224Обратное13394.2.2.

Допускаемые напряжения при расчете на изгибную выносливостьПланетарный ряд ПР1Предел выносливости зубьев колес при изгибе, МПа, соответствующий эквивалентномучислу циклов нагруженияσFlimpr2 := σFlim ⋅ KFg ⋅ KFd ⋅ KFc ⋅ KFLПредел изломной выносливости, соответствующий базовому числу циклов напряжений,определяется по таблице 3.4.3 Пособия, и для цементированных, легированных сталей:σFlim := 800 МПаКоэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения или электрохимическойобработки переходной поверхности также определяется по таблице 3.4.3 Пособия:KFg := 0.75Коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба шестерниопределяется по таблице 3.4.3 Пособия:KFd := 1Коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, в случаереверсивной несимметричной нагрузки MF M'F min , KFL K'FL KFc := 1 − γ Fc ⋅ MF M'F max , KFL K'FL где M F – расчетный крутящий момент, действующий в прямом направлении;M'F – расчетный крутящий момент, действующий в реверсивном направлении.Для зубьев, подвергнутых поверхностному упрочнению γ Fc := 0.25При ступенчатом изменении нагрузки так же, как и для допускаемых контактныхнапряжений, при расчете на изгибную выносливость, воспользуемся методом эквивалентных циклов.В этом случае за исходную расчетную нагрузку принимается максимальный момент MF, числоциклов нагружения которого NЦi > 5·10 4.Базовое число циклов перемены напряженийNFO := 4⋅ 10644Прямое действие нагрузкиДля прямого действия нагрузки момент в зацеплении постоянен, поэтому (см.Таблицу 5)NFE := Nmckpr1= 168.75 × 1036NFE > NFO = 1и расчетный моментMF := Mmckpr13= 24.354Коэффициент долговечности для прямого действия нагрузкиq F := 9 - показатель степени кривой усталости при расчете на изгибную прочность .Для цементированных зубчатых колесqFKFL :=NFOKFL = 0.66NFEПоскольку эквивалентное число циклов нагружения прямой нагрузкиNFE > NFO = 1, тоKFL := 1Реверсивное действие нагрузкиДля реверсивного действия нагрузки момент изменяется ступенчато и на основаниианализа Таблицы 5 расчетный моментM'F := Mmckpr1M'F = 66Нм1Коэффициент долговечности для реверсивного действия нагрузкиqFK'FL :=NFON'FEгде F`NE -эквивалентное число циклов нагружения при действии реверсивной нагрузки.В реверсивном направлении действие нагрузки носит ступенчатый характер, поэтомуN'FE := μF ⋅ NFOКоэффициентμFk :=∑()qF Mi + νF ⋅ M'F ⋅ ni  NЦi ⋅ M'F ⋅ 1 + νF ⋅ nF  NFO()суммирование прекращают на той ступени циклограммы, для которой выполняется условиеM k +1MF< αFG ⋅qFμFkгде рекомендуется принимать равным αFG := 0.65Динамическая добавка45ωFV ⋅ b wνF :=F tF ⋅ KAгде удельная динамическая силаωFV := δF ⋅ g 0 ⋅ V ⋅awuКоэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни иколеса для шестой степени точности по нормам плавности (см.таблицу 3.4.2 Пособия).g 0 := 3.8Коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой пе6редачи и модификациипрофиля зуба для косозубой передачи (см.таблицу 3.7.1 Пособия).δF := 0.06Окружная скорость на делительном диаметре при действии расчетного момента(см.Таблицу 5)мV := Vmck_stpr1V = 11.058с1Межосевое расстояние (см.

Таблицу 3)a w := a wmck_stpr1Передаточное отношение (см. Таблицу 3)u := u mck_stpr1awωFV := δF ⋅ g 0 ⋅ V ⋅ωFV = 11.903uШирина зубчатого венца, ммb w = 30ммДля трансмиссий автомобилей, работающих совместно с многоцилиндровыми поршневымидвигателями:KA := 1.75Делительный диаметр (см.Таблицу 3)d 1mckpr1 = 140.798F tF :=2000 ⋅ M'Fd 1mckpr1F tF = 937.516Таким образом,ωFV ⋅ b wνF :=νF = 0.218F tF ⋅ KAОбороты шестерни, соответствующие расчетному моменту (см.Таблицу 5)46n F := n mckpr11n F = 1500qF  Mmckpr1 + νF ⋅ M'F  ⋅ nmckpr1  Nmckpr1111μF1 := ⋅M'F ⋅ 1 + νF ⋅ n FNFO()μF1 = 7.031где значения моментов, оборотов и циклов перемены напряжений взяты из Таблицы 5.Проверка окончания суммированияMmckpr17< αFG ⋅qFμF1 = 1M'Fи расчет коэффициента µF следует прекратить:Таким образом,μF := μF1 = 7.0316N'FE := μF ⋅ NFO = 28.125 × 10Поскольку эквивалентное число циклов нагружения реверсивной нагрузкиN'FE > NFO = 1K'FL := 1Коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, в случаереверсивной несимметричной нагрузки MF M'F min , KFL K'FL KFc := 1 − γ Fc ⋅KFc = 0.908 MF M'F max , KFL K'FL В результате предел выносливости зубьев колес при изгибе, соответствующий базовому числуциклов нагруженияσFlimpr1 := σFlim ⋅ KFg ⋅ KFd ⋅ KFc ⋅ KFLσFlimpr1 = 544.65МПаДопускаемое изгибное напряжение при расчете на выносливость, МПаσFPpr1 :=σFlimpr1SF⋅ YS ⋅ YR ⋅ KxFгде SF – коэффициент безопасности, определяемый произведениемSF := S'F ⋅ S''FКоэффициент S'F, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса (оп47ределяется по таблице 3.4.2 Пособия).

Для цементированных легированных зубчатых колес(см.табл.3.4.3 Пособия)S'F := 1.95Коэффициент S''F, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса:для прокатаS''F := 1.15Таким образомSF := S'F ⋅ S''F = 2.242Коэффициент YS, учитывающий градиент напряжений и чувствительность материала кконцентрации напряжений (определяется в зависимости от модуля зацепления по графику нарисунке 3.4.5 Пособия).,YS := 1.04Коэффициент YR, учитывающий шероховатость переходной поверхности (табл.3.4.5Пособия). Для шлифованных зубчатых колесYR := 1Коэффициент KxF, учитывающий размеры зубчатого колеса (определяется в зависимостиот величины делительного диаметра по графику на рисунке 3.4.6 Пособия)KxF := 1В результатеσFlimpr1σFPpr1 :=⋅ YS ⋅ YR ⋅ KxF = 252.591SFМПаНомерпланетарного1Допускаемыеизгибныенапряжения,Мпа252,594.2.3.

Расчет на контактную выносливостьПланетарный ряд ПР1Прямое действие нагрузкиРасчетный момент (см.Таблиу 5).MH := Mmckpr1MH = 24.3543МПаКонтактная выносливость зубчатой передачи определяется сравнением действующих вполюсе зацепления контактных напряжений σН с допускаемыми, т.е.σHpr1_pryam := σHO ⋅KHσHpr1_pryam < σHPpr1_pryamКонтактное напряжение без учета дополнительных нагрузок, мПа,48σHO := ZH ⋅ ZE ⋅ Zε ⋅d 1 := d 1mckpr1b w = 30F tH ⋅ ( u + 1 )bw ⋅ d1 ⋅ ud 1 = 140.798 ммммu := u mck_stpr1Окружная сила на делительном диаметре при расчете на контактную выносливость2000 ⋅ M HF tH :=F tH = 345.943Нd1Коэффициент ZH учитывает форму сопряженных поверхностей зубьев и определяетсяследующей зависимостью( )( ) sin( 2 ⋅ αtw)1ZH :=⋅cos αtβbdeg= 14.0762 ⋅ cos βbградопределены по Таблице 3αtw := αtwmck_stpr1αtград= 20.647deg( )( ) sin( 2 ⋅ αtw)1ZH :=⋅cos αt2 ⋅ cos βbZH = 1.769Коэффициент ZЕ, учитывает механические свойства сопряженных зубчатых колес: для сталиZE := 190Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий для косозубых передач.Zε :=1εαεα := εαmck_stpr1гдеZε :=1εα= 0.832В результатеσHO := ZH ⋅ ZE ⋅ Zε ⋅F tH ⋅ ( u + 1 )bw ⋅ d1 ⋅ u= 89.524МПаКоэффициент нагрузки определяется следующей зависимостью:KH := KA ⋅ KHν ⋅ KHβ ⋅ KHαКоэффициент KA учитывает внешнюю динамическую нагрузку: для трансмиссий автомобилей,работающих совместно с многоцилиндровыми поршневыми двигателями,49KA := 1.75Коэффициент К Hα, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, зависит отокружной скорости зубчатого венца V и степени точности по нормам плавности работы: длякосозубых передач определяется по графику на рисунке 3.5.1 Пособия.

Характеристики

Список файлов учебной работы