Пособие с рисунками (1034673), страница 21

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

Текст из файла (страница 21)

Поскольку длязубчатых колес планетарного ряда ПР2 ранее была назначена седьмая степень точности, то в соответствии с таблицей 3.1.4 шероховатость поверхностей зубьев должна быть не менее Ra = 1,25. Тогда по таблице 3.4.2ZR = 1,0.Поскольку начальные диаметры dwМЦКПР2 и dwСАТПР2 меньше 700 мм, тоКХH=1.127Коэффициент, учитывающий влияние смазки,KL = 1.Предел контактной выносливости поверхностей зубьев, МПа, соответствующий эквивалентному числу нагруженийσ H lim = Z Nσ H lim b .Предел контактной выносливости поверхностей зубьев шестерен, соответствующие базовому числу циклов нагружения (см.таблицу 3.3.1).σНlimb = 23·НRC =23·60 = 1380 МПа.Базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу контактной выносливости, для твердости поверхностей зубьев более 56·HRCNHO = 120·106.Как было отмечено ранее (см.таблицу 6.8), на первых пяти и седьмой передачах переднегохода на зубчатое зацепление действует прямая нагрузка, а на девятой, десятой и передаче заднегохода действует реверсивная нагрузка.

Поэтому расчет на контактную выносливость активных поверхностей зубьев следует проводить для каждой рабочей стороны зубьев шестерен второго планетарного ряда независимо друг от друга.Расчет для прямого действия нагрузкиМЦКЭквивалентное число циклов перемены напряжений NНЕ определяется в зависимости от характера циклограммы нагружения рассчитываемого зубчатого зацепления.В данном случае нагрузка, действующая на зубчатое зацепление, переменна, и ее изменение можно считать ступенчатым, поэтому расчет будем проводить с использованием метода эквивалентных циклов.При ступенчатом изменении нагрузки эквивалентное число циклов перемены напряженийрекомендуется определять следующим образомN HE = µ H N HO .Количество нагружений в соответствии с заданным сроком службы (см.таблицу 6.8)NK = NМЦКПР2(I) + NМЦКПР2(II) + NМЦКПР2(III) + NМЦКПР2(IV) + NМЦКПР2(V) + NМЦКПР2(VII) == 6,08·106 + 16,2·106 + 18,2·106 + 20,3·106 +16,2·106 + 40,5·106 = 117,48·106 < NHO =120·106;Поэтому коэффициент, учитывающий характер циклограммы нагружения, при ступенчатом изменении нагрузки, переменной частоте вращения (см.таблицу 6.8) и NK < NHOnM i +ν H M H iin nHµH = ∑ M(1+ν1HH)3 Z vH Z vi6 N Цi , N HOгде динамическая добавка128νH =wHV bw,FtH K Àудельная 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).Расчетный момент MН = MМЦКПР2(II) = 69,3 Нм (см.таблицу 6.8).Обороты МЦК, соответствующие расчетному моменту, nН = nМЦКПР2(II) = 1500 об/мин(см.таблицу 6.8).Окружная скорость на делительном диаметре, соответствующая расчетному моменту,V = VМЦК-САТПР2(II) = 6,02 м/с (см.таблицу 6.8).Межосевое расстояние aw = 79,757 мм (см.раздел 6.2).wHV = 0, 04 ⋅ 4, 7 ⋅ 6, 02 ⋅79, 757= 10, 01.1, 02bw = 20 мм.Для трансмиссий автомобилей, работающих совместно с многоцилиндровыми поршневымидвигателями KA = 1,75.FtH =2000M H 2000 ⋅ 69,3== 1793,43 Н,77,282d1МЦКПР 2иνH =10,01 ⋅ 20= 0,064.1793,43 ⋅ 1,750,050,05ZVH = ZVМЦК −САТПР 2( II ) = 0,925VМЦК= 1,011;−САТПР 2( II ) = 0,925 ⋅ 6,020,050,05ZVМЦК −САТПР 2( I ) = ZVМЦК −САТПР 2( III ) = 0,925VМЦК= 0,998;−САТПР 2( I ) = 0,925 ⋅ 4,530,050,05ZVМЦК −САТПР 2( IV ) = 0,925VМЦК= 0,977;−САТПР 2( IV ) = 0,925 ⋅ 3,010,050,05ZVМЦК −САТПР 2(V ) = ZVМЦК −САТПР 2(VII ) = 0,925VМЦК= 0,943;−САТПР 2(V ) = 0,925 ⋅ 1,48где VМЦК-САТПР2 определяются по таблице 6.8.Таким образом,129nM i +ν H M H i5 nHµH = ∑ ν+M(11 HH)3nМЦКПР 2( I ) M МЦКПР 2( I ) + ν H M H  Z 6 NnH  vH  Цi = ν+ZNM(1)  vi  HOHHnМЦКПР 2( II ) M МЦКПР 2( II ) + ν H M HnH+M H (1 + ν H )nМЦКПР 2(V ) M МЦКПР 2(V ) + ν H M HnH+M H (1 + ν H )36 N МЦКПР 2( I ) + N МЦКПР 2( III )Z vH+N HO Z vМЦК −САТПР 2( I ) 36 N МЦКПР 2( II )Z vH+N HO Z vМЦК −САТПР 2( II ) 36 N МЦКПР 2(V )Z vH+N HO Z vМЦК −САТПР 2(V ) nМЦКПР 2( IV )nHM H (1 + ν H ) N МЦКПР 2( IV )Z vH+N HO Z vМЦК −САТПР 2( IV ) nМЦКПР 2(VII )nHM H (1 + ν H ) N МЦКПР 2(VII )Z vH=N HO Z vМЦК −САТПР 2(VII ) M МЦКПР 2( IV ) + ν H M HM МЦКПР 2(VII ) + ν H M H66331125 1500 66 69,3 + 0,064 ⋅ 69,3 1500   1,011  6,08 ⋅ 106 + 18,2 ⋅ 106  69,3 + 0,064 ⋅ 69,3 1500   1,011  16,2 ⋅ 106=++ 669,3(1 + 0,064)120 ⋅ 10669,3(1 + 0,064)  0,998   1,011  120 ⋅ 1033750 375 66 69,3 + 0,064 ⋅ 69,3 1500   1,011  20,3 ⋅ 106  69,3 + 0,064 ⋅ 69,3 1500   1,011  16,2 ⋅ 106+++ 6669,3(1 + 0,064)69,3(1 + 0,064)  0,943  120 ⋅ 10  0,977  120 ⋅ 103375 6 9,91 + 0,064 ⋅ 69,3 1500   1,011  40,5 ⋅ 106+= 0,7127; 669,3(1 + 0,064)  0,943  120 ⋅ 10где значения моментов и циклов перемены напряжений взяты из таблицы 6.8.В результатеNHE = 0,7127·120·106 = 85,525·106.Поскольку NK < NHO, то коэффициент долговечностиZN =6120 ⋅ 106= 1,058.85,525 ⋅ 106Предел контактной выносливости поверхностей зубьев МЦКσ H lim = 1,058 ⋅ 1380 = 1460,0 МПа.Коэффициент, учитывающий окружную скорость зубчатого венца, определяется по формулеZV = ZVH = 1,011;где значение окружной скорости определяется по таблице 6.8.Допускаемые контактные напряжения для зубьев МЦК первого планетарного рядаσ HP1 =1460,0⋅ 1,0 ⋅ 1,011 ⋅ 1,0 ⋅ 1,0 = 1230,0 МПа.1,2СателлитыЭквивалентное число циклов перемены напряженийN HE = µ H N HO .Количество нагружений в соответствии с заданным сроком службы (см.таблицу 6.8)NK = NСАТПР2(I) + NСАТПР2(II) + NСАТПР2(III) + NСАТПР2(IV) + NСАТПР2(V) + NСАТПР2(VII) =130= 2,00·106 + 5,29·106 + 5,97·106 + 6,61·106 +5,21·106 + 13,03·106 = 38,11·106 < NHO =120·106,поэтому коэффициент, учитывающий характер циклограммы нагружения, при ступенчатом изменении нагрузки, переменной частоте вращения (см.таблицу 6.8) и NK < NHOnM i +ν H M H iin nHµH = ∑ M H (1 + ν H )1 3  Z 6 NЦi  vH ,  Z vi  N HOгде 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).Расчетный момент MН = MМЦКПР2(II) = 70,72 Нм (см.таблицу 6.8).Обороты МЦК, соответствующие расчетному моменту, nН = nМЦКПР2(II) = 1470 об/мин(см.таблицу 6.8).Окружная скорость на делительном диаметре, соответствующая расчетному моменту,V = VМЦК-САТПР2(II) = 6,02 м/с (см.таблицу 6.8).Межосевое расстояние aw = 79,757 мм (см.раздел 6.2).wHV = 0, 04 ⋅ 4, 7 ⋅ 6, 02 ⋅79, 757= 10, 01.1, 02bw = 20 мм.Для трансмиссий автомобилей, работающих совместно с многоцилиндровыми поршневымидвигателями KA = 1,75.FtH =2000 M H 2000 ⋅ 70,72== 1830,18 Нd1МЦКПР 277, 282иνH =10,01 ⋅ 20= 0,062.1830,18 ⋅ 1,75131nM i +ν H M H i5 nHµH = ∑ νM(1+1 HH)3nСАТПР 2( I ) M САТПР 2( I ) + ν H M H  Z 6 NnHЦi  vH =νZNM(1+)  vi  HOHHnСАТПР 2( II ) M САТПР 2( II ) + ν H M HnH+νM(1)+HHnСАТПР 2(V ) M САТПР 2(V ) + ν H M HnH+ν(1+)MHH36 N САТПР 2( II )Z vHN HO Z vМЦК −САТПР 2( II ) 36 N САТПР 2(V )Z vHN HO Z vМЦК −САТПР 2(V ) 36 NСАТПР 2( I ) + NСАТПР 2( III )Z vH+N HO Z vМЦК −САТПР 2( I ) nСАТПР 2( IV ) M САТПР 2( IV ) + ν H M HnH+ν(1+)MHHnСАТПР 2(VII ) M САТПР 2(VII ) + ν H M HnH+νM(1+)HH336 NСАТПР 2( IV )Z vH+N HO Z vМЦК −САТПР 2( IV ) 36 N САТПР 2(VII )Z vH=N HO Z vМЦК −САТПР 2(VII ) 31105 1470 66 70,72 + 0,062 ⋅ 70,72 1470   1,011  2,0 ⋅ 106 + 5,97 ⋅106  70,72 + 0,062 ⋅ 70,72 1470   1,011  6,35 ⋅106=++  6670,72(1 + 0,062)120 ⋅1070,72(1 + 0,062)  0,998   1,011  120 ⋅ 1033734 362 66 70,72 + 0,062 ⋅ 70,72 1470   1,011  6,61 ⋅106  70,72 + 0, 062 ⋅ 70,72 1470   1,011  5, 21 ⋅ 106+++  6670,72(1 + 0,062)70,72(1 + 0,062)  0,977  120 ⋅ 10  0,943  120 ⋅ 103362 6 10,11 + 0,062 ⋅ 70,72 1470   1,011  13,03 ⋅106+= 0,2416; 670,72(1 + 0,062)  0,943  120 ⋅10где значения моментов и циклов перемены напряжений взяты из таблицы 6.8.В результатеNHE = 0,2416·120·106 = 28,994·106.Коэффициент долговечности6⋅12010ZN = 6= 1, 267.28,994 ⋅ 106Предел контактной выносливости поверхностей зубьев сателлитовσ H lim = 1,267 ⋅ 1380 = 1748 МПа.Коэффициент, учитывающий окружную скорость зубчатого венца, определяется по формулеZV = ZVH = 1,011.Допускаемые контактные напряжения для зубьев сателлитов первого планетарного рядаσ HP 2 =1748,0⋅ 1,0 ⋅1,011 ⋅ 1,0 ⋅ 1,0 = 1473,0 МПа.1,2Условное допускаемое контактное напряжениеσ HPПР 2( ПРЯМ ) =22ε α 1δ Iσ HPI+ ε α 2δ II σ HPII.εαКоэффициенты торцевого перекрытия соответственно шестерни и колеса второго планетарного ряда εα1 = 0,717 и εα2 =0,710, коэффициент торцевого перекрытия передачи εα = 1,428(см.раздел 6.2).132KI =2ε α 1π2 ⋅ 0,717 ⋅ π== 0,2073;z1tgα tw 49 ⋅ tg 23,9167K II = K Iδ I = 1 + 0,5 K I − 0,50,717εα 1= 0, 2073= 0, 2093.εα 20,710K I K I20, 2073 0, 20732−= 1 + 0,5 ⋅ 0, 2073 − 0,5−= 0,9958;u3u1,023 ⋅ 1,02δ II = 1 − 0,5 K II + 0,5K II K II20, 2093 0, 20932−= 1 + 0,5 ⋅ 0.2093 + 0,5−= 1, 2340.u3u1,023 ⋅ 1,02µk 1 = 1,6 ⋅ 4200200= 1,6 ⋅ 4= 1, 22;HB590µk 2 = 1,6 ⋅ 4200200= 1,6 ⋅ 4= 1, 22,HB590где перевод твердости по Роквелу в твердость по Бринелю можно осуществить с помощью графика на рисунке 3.4.2.Допускаемые контактные напряжения для зоны I σНРI определяются как меньшее из двухзначений:µk1σНР1 =1,22·1230 = 1500 МПаиσНР2 = 1473 МПа,т.е.

Характеристики

Список файлов учебной работы