Пособие с рисунками (1034673), страница 26

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

Текст из файла (страница 26)

Для цементированных легированных зубчатых колесS'F = 1,95.Коэффициент S''F, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса: для проката175S''F =1,15.Таким образомSF = 1,95·1,15 = 2,24.Коэффициент YS, учитывающий градиент напряжений и чувствительность материала к концентрации напряжений (определяется в зависимости от модуля зацепления по графику на рисунке 3.4.5).YS = 1,03Коэффициент YR, учитывающий шероховатость переходной поверхности (табл.3.4.5).

Для шлифованных зубчатых колесYR = 1,0.Коэффициент KxF, учитывающий размеры зубчатого колеса (определяется в зависимости от величины делительного диаметра по графику на рисунке 3.4.6)KxF = 1,0.В результатеσ FPПР 2 =461, 4⋅ 1,03 ⋅ 1,0 ⋅ 1,0 = 212,16 МПа.2, 24Планетарный ряд ПР3Предел выносливости зубьев колес при изгибе, МПа, соответствующий эквивалентномучислу циклов нагруженияσ F lim ПР1 = σ F0 lim K Fg K Fd K Fc K FL .Предел изломной выносливости, соответствующий базовому числу циклов напряжений,определяется по таблице 3.4.3, и для цементированных, легированных сталей:σ F0 lim = 800 МПа.Коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности также определяется по таблице 3.4.3:КFg = 0,75.Коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба шестерниопределяется по таблице 3.4.3:КFd = 1,0.Коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего Приложения нагрузки, в случае реверсивной несимметричной нагрузки M F M F' min ; ' K FL K FL,K Fc = 1 − γ Fc M F M F' max ; ' K FL K FL где MF – расчетный крутящий момент, действующий в прямом направлении;M'F – расчетный крутящий момент, действующий в реверсивном направлении.176Для зубьев, подвергнутых поверхностному упрочнению γFc = 0,25.При ступенчатом изменении нагрузки так же, как и для допускаемых напряжений при расчете на изгибную выносливость, воспользуемся методом эквивалентных циклов.

В этом случае заисходную расчетную нагрузку принимается максимальный момент MF, число циклов нагружениякоторого NЦi > 5·104.Прямое действие нагрузкиДля прямого действия нагрузки момент изменяется ступенчато и на основании анализа таблицы 6.9 расчетный моментM F = M САТПР 2( IV ) = 10,48 Нм.Коэффициент долговечности для прямого действия нагрузкиK FL = qFN FO,N FEгде N FE - эквивалентное число циклов нагружения при действии прямой нагрузки.Для цементированных зубчатых колес (см.табл.3.4.4)qF = 9.В прямом направлении действие нагрузки носит ступенчатый характер, поэтомуN FE = µ F N FO .Базовое число циклов перемены напряжений NFO = 4·106.Коэффициентµ Fk9 ( M + ν F M F )ni  N Цi= ∑ i,i =1  M F (1 + ν F ) nF  N FOkсуммирование прекращают на той ступени циклограммы, для которой выполняется условиеM k +1≤ α FG 9 µ Fk ,MFгде αFG = 0,65.Динамическая добавкаνF =wFV bw,FtF K Агде удельная динамическая силаwFV = δ F g0Vaw.uКоэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колесадля седьмой степени точности по нормам плавности g0 = 4,7 (см.таблицу 3.5.3).177Коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой пе6редачи и модификации профилязуба для косозубой передачи δF = 0,06 (см.таблицу 3.7.1).Окружная скорость на делительном диаметре при действии расчетного момента(см.таблицу 6.9)V = VМЦК-САТПР3(VII) = 1,09 м/с.Межосевое расстояние aw = 49,434 мм (см.раздел 6.2).Передаточное отношение u = 1,893 (см.раздел 6.2).wFV = 0, 06 ⋅ 4, 7 ⋅1, 0949, 434= 1, 57.1,893bw = 20 мм.Для трансмиссий автомобилей, работающих совместно с многоцилиндровыми поршневымидвигателями KA = 1,75.Делительный диаметр d1САТПР3 = 44,161 мм (см.раздел 6.2.).FtF =2000M F 2000 ⋅ 10, 48== 474,63 , Нм.d1САТПР 344,161Таким образом,νF =1,57 ⋅ 20= 0,038.474,63 ⋅ 1,75Обороты шестерни, соответствующие расчетному моменту (см.таблицу 6.9)nF = nСАТПР3(VII) . ( M САТПР 3(VII ) + ν F M F ) nСАТПР 3(VII )  N САТПР 3(VII )  (10,48 + 0,038 ⋅ 10,48) ⋅ 472  9 17,0 ⋅ 106µF1 = == 4, 25. ⋅6M F (1 + ν F ) nFN FO 10,48 ⋅ (1 + 0,038) ⋅ 472  4 ⋅ 109где значения моментов, оборотов и циклов перемены напряжений взяты из таблицы 6.9.Проверка окончания суммированияα FG 9 µ F 1 = 0,65 9 4,25 = 0,763;M САТПР 3( X )MF=7,33= 0,7;10, 48т.е.M САТПР 3( X )MF< α FG 9 µ F 1и расчет коэффициента µF следует прекратить.Таким образом,µF = µF1 = 4,25иN FE = 4, 25 ⋅ 4 ⋅ 106 = 17,0 ⋅ 106.Поскольку эквивалентное число циклов нагружения прямой нагрузки N FE > N FO , то178K FL = 1,0.Реверсивное действие нагрузкиДля реверсивного действия нагрузки момент изменяется ступенчато и на основании анализа таблицы 6.9M F' = M САТПР 3( I ) = 73, 28 Нм.Коэффициент долговечности для реверсивного действия нагрузки'K FL=9N FO,'N FE'где N FE - эквивалентное число циклов нагружения при действии реверсивной нагрузки.В реверсивном направлении действие нагрузки носит ступенчатый характер, поэтому'N FE= µ F N FO .Базовое число циклов перемены напряжений NFO = 4·106.Коэффициентµ Fk ( M i + ν F M F' )ni = ∑ 'i =1  M F (1 + ν F ) nF kqFN ЦiN FO.Суммирование прекращают на той ступени циклограммы, для которой выполняется условиеM k +1≤ α FG qF µ Fk ,MFгде αFG = 0,65.Динамическая добавкаνF =wFV bw,FtF K Агде удельная динамическая силаwFV = δ F g0Vaw.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 δF = 0,06 (см.таблицу 3.7.1).Окружная скорость на делительном диаметре, соответствующая расчетному моменту,(см.таблицу 6.9).V = VМЦК-САТПР3(I) = 3,34 м/с.Межосевое расстояние aw = 49,434 мм.179wFV = 0, 06 ⋅ 4, 7 ⋅ 3,3449, 434= 4,81.1,893bw = 20 мм.Для трансмиссий автомобилей, работающих совместно с многоцилиндровыми поршневымидвигателями KA = 1,75.Делительный диаметр d1САТПР3 = 44,161 мм (см.раздел 6.2.).2000 M F' 2000 ⋅ 73,28FtF === 3318,77 , Нм.44,161d1САТПР 3Таким образом,νF =4,81 ⋅ 20= 0,017.3318,77 ⋅ 1,75Обороты шестерни, соответствующие расчетному моменту (см.таблицу 6.9)nF = nСАТПР3(I) . ( M САТПР 3( I ) + ν F M F' ) nСАТПР 3( I )  N САТПР 3( I )  (73, 28 + 0,017 ⋅ 73,28) ⋅ 1444  9=µF1 =  ⋅ = 0,65;M F' (1 + ν F ) nFN FO 73,28 ⋅ (1 + 0,017) ⋅ 1444 9где значения моментов, оборотов и циклов перемены напряжений взяты из таблицы 6.9.Проверка окончания суммированияM САТПР 3( ЗХ )α FG 3 µ F 1 = 0,65 9 0,65 = 0,62;M'F=73, 28= 1,0;73, 28т.е.M САТПР 3( ЗХ )M F'> α FG 9 µ F 1и расчет коэффициента µF следует продолжить. ( M САТПР 3( ЗХ ) + ν F M F' ) nСАТПР 3( ЗХ )  N САТПР 3( ЗХ )= µ F1 + = ⋅M F' (1 + ν F ) nFN FO9µF 29 (73, 28 + 0,017 ⋅ 73, 28) ⋅ 472  0,87 ⋅ 106= 0,65 +  4 ⋅ 106 = 0,65;73,28⋅(1+0,017)⋅1444где значения моментов, оборотов и циклов перемены напряжений взяты из таблицы 6.9.Проверка окончания суммированияα FG 3 µ F 2 = 0,65 9 0,65 = 0,62;M САТПР 3(V )M'F=43,95= 0,6;73, 28т.е.M САТПР 3(V )M F'> α FG 9 µ F 2180и расчет коэффициента µF следует прекратить.Таким образом,µF = µF2 = 0,65и'N FE= 0,65 ⋅ 4 ⋅ 106 = 2,6 ⋅ 106.Поскольку эквивалентное число циклов нагружения реверсивной нагрузки'N FE> N FO ,тоK'FL64⋅10=9= 1,04.2,6 ⋅ 106Коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего Приложения нагрузки, в случае реверсивной несимметричной нагрузки 10, 48 73, 28 min ;10, 481,0 1,04 K Fc = 1 − 0, 25= 1 − 0,25 ⋅= 0,964. 10,48 73,28 73, 28max ; 1,0 1,04 В результате предел выносливости зубьев колес при изгибе, соответствующий базовомучислу циклов нагруженияσ F lim ПР 2 = 800 ⋅ 0,75 ⋅ 1,0 ⋅ 0,964 ⋅ 1,0 = 579,0 МПа.Допускаемое изгибное напряжение при расчете на выносливость, МПаσ FP =σ F limSFYS YR K xF ,где SF – коэффициент безопасности, определяемый произведениемSF= S'F S''F.Коэффициент S'F, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса (определяется по таблице 3.4.2).

Для цементированных легированных зубчатых колесS'F = 1,95.Коэффициент S''F, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса: для прокатаS''F =1,15.Таким образомSF = 1,95·1,15 = 2,24.Коэффициент YS, учитывающий градиент напряжений и чувствительность материала к концентрации напряжений (определяется в зависимости от модуля зацепления по графику на рисунке 3.4.5).YS = 1,03181Коэффициент YR, учитывающий шероховатость переходной поверхности (табл.3.4.5).

Для шлифованных зубчатых колесYR = 1,0.Коэффициент KxF, учитывающий размеры зубчатого колеса (определяется в зависимости от величины делительного диаметра по графику на рисунке 3.4.6)KxF = 1,0.В результатеσ FPПР 3 =579⋅ 1,03 ⋅ 1,0 ⋅ 1,0 = 266 МПа.2, 24Планетарный ряд ПР4Предел выносливости зубьев колес при изгибе, МПа, соответствующий эквивалентномучислу циклов нагруженияσ F lim ПР1 = σ F0 lim K Fg K Fd K Fc K FL .Предел изломной выносливости, соответствующий базовому числу циклов напряжений,определяется по таблице 3.4.3, и для цементированных, легированных сталей:σ F0 lim = 800 МПа.Коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности также определяется по таблице 3.4.3:КFg = 0,75.Коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба шестерниопределяется по таблице 3.4.3:КFd = 1,0.Коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего Приложения нагрузки, в случае реверсивной несимметричной нагрузки M F M F' min ; ' K FL K FL,K Fc = 1 − γ Fc'M M max  F ; ' F  K FL K FL где MF – расчетный крутящий момент, действующий в прямом направлении;M'F – расчетный крутящий момент, действующий в реверсивном направлении.Для зубьев, подвергнутых поверхностному упрочнению γFc = 0,25.При ступенчатом изменении нагрузки так же, как и для допускаемых напряжений при расчете на изгибную выносливость, воспользуемся методом эквивалентных циклов.

В этом случае заисходную расчетную нагрузку принимается максимальный момент MF, число циклов нагружениякоторого NЦi > 5·104.182Прямое действие нагрузкиДля прямого действия нагрузки момент изменяется ступенчато и на основании анализа таблицы 6.10 расчетный моментM F = M МЦКПР 4( I ) = 138,7 Нм.Коэффициент долговечности для прямого действия нагрузкиK FL = qFN FO,N FEгде N FE - эквивалентное число циклов нагружения при действии прямой нагрузки.Для цементированных зубчатых колес (см.табл.3.4.4)qF = 9.В прямом направлении действие нагрузки носит ступенчатый характер, поэтомуN FE = µ F N FO .Базовое число циклов перемены напряжений NFO = 4·106.Коэффициентµ Fk9 ( M + ν F M F )ni  N Цi= ∑ i.i =1  M F (1 + ν F ) nF  N FOkСуммирование прекращают на той ступени циклограммы, для которой выполняется условиеM k +1≤ α FG 9 µ Fk ,MFгде αFG = 0,65.Динамическая добавкаνF =wFV bw,FtF K Агде удельная динамическая силаwFV = δ F g0Vaw.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 δF = 0,06 (см.таблицу 3.7.1).Окружная скорость на делительном диаметре при действии расчетного момента(см.таблицу 6.10)V = VМЦК-САТПР4(I) = 3,06 м/с.Межосевое расстояние aw = 79,757 мм (см.раздел 6.2.).183Передаточное отношение u = 1,02 (см.раздел 6.2.).wFV = 0, 06 ⋅ 3,8 ⋅ 3, 0679, 757= 6,169.1, 02bw = 20 мм.Для трансмиссий автомобилей, работающих совместно с многоцилиндровыми поршневымидвигателями KA = 1,75.Делительный диаметр d1МЦКПР4 = 77,282 мм (см.раздел 6.2.).FtF =2000M F 2000 ⋅ 138,7== 3589,45 Нм.d1МЦКПР 477,282Таким образом,νF =6,169 ⋅ 20= 0,020.3589, 45 ⋅ 1,75Обороты шестерни, соответствующие расчетному моменту (см.таблицу 6.8) nF = nМЦКПР4(I). ( M МЦКПР 4( I ) + ν F M F ) nМЦКПР 4( I )  N МЦКПР 4( I )  (138,7 + 0,02 ⋅ 138,7) ⋅ 750  9 4,05 ⋅ 106µF1 = == 1,01. ⋅6M F (1 + ν F ) nFN FO 138,7 ⋅ (1 + 0,02) ⋅ 750  4 ⋅ 109где значения моментов, оборотов и циклов перемены напряжений взяты из таблицы 6.10.Проверка окончания суммированияα FG 9 µ F 1 = 0,65 9 1,01 = 0,65;M МЦКПР 4( II )MF=69,3= 0,5;138,7т.е.M МЦКПР 4( II )MF< α FG 9 µ F 1и расчет коэффициента µF следует прекратить.Таким образом,µF = µF1 = 1,01иN FE = 1,01 ⋅ 4 ⋅ 106 = 4,04 ⋅ 106.Поскольку эквивалентное число циклов нагружения прямой нагрузкиN FE > N FO ,тоK FL = 1,0.Реверсивное действие нагрузкиДля реверсивного действия нагрузки момент в зацеплении постоянен, поэтому(см.табл.6.10)184'N FE= NМЦКПР4(ЗХ) = 4,05·106 > NFO = 4·106и расчетный момент (см.табл.6.10)M F' = M МЦКПР 4( ЗХ ) = 138,7 Нм.Коэффициент долговечности для прямого действия нагрузкиK FL = qFN FO,'N FEгде NFO = 4·106 - базовое число циклов перемены напряжений.qF - показатель степени кривой усталости при расчете на изгибную прочность.Для цементированных зубчатых колес (см.табл.3.4.4)qF = 9Поскольку эквивалентное число циклов нагружения прямой нагрузки NFE > NFO, тоKFL = 1.Коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего Приложения нагрузки, в случае реверсивной несимметричной нагрузкиK Fc 138,7 138,7 min ;138,71,01,0 = 1 − 0,25= 1 − 0,25 ⋅= 1,00. 138,7 138,7 138,7max ;1,0  1,0В результате предел выносливости зубьев колес при изгибе, соответствующий базовомучислу циклов нагруженияσ F lim ПР 4 = 800 ⋅ 0,75 ⋅ 1,0 ⋅ 1,0 ⋅ 1,0 = 600,0 МПа.Допускаемое изгибное напряжение при расчете на выносливость, МПаσ FP =σ F limSFYS YR K xF ,где SF – коэффициент безопасности, определяемый произведениемSF= S'F S''F.Коэффициент S'F, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса (определяется по таблице 3.4.2).

Характеристики

Список файлов учебной работы