Пособие с рисунками (1034673), страница 27
Текст из файла (страница 27)
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).185YS = 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 4 =600⋅ 1,03 ⋅ 1,0 ⋅ 1,0 = 276 МПа.2, 246.4.4. Расчет на контактную выносливостьПланетарный ряд ПР1Прямое действие нагрузкиРасчетный момент MH = MМЦКПР1(VII) = 9,91 Нм (см.табл.6.7).Контактная выносливость зубчатой передачи определяется сравнением действующих в полюсе зацепления контактных напряжений σН с допускаемыми, т.е.σ HПР1( ПРЯМ ) = σ HO K H ≤ σ HPПР1( ПРЯМ ) ,Контактное напряжение без учета дополнительных нагрузок, МПа,σ HО = Z Н Z Е Z εFtН (u + 1),bw d1uОкружная сила на делительном диаметре при расчете на контактную выносливостьFtH =2000M H 2000 ⋅ 9,91== 254,8 Н.d1МЦКПР177,782Коэффициент ZH учитывает форму сопряженных поверхностей зубьев и определяется следующей зависимостьюZH =1cos α t2cos β b1=sin 2α tw cos 20,9522cos16,866= 2,089,sin(2 ⋅ 25,9167 )где значения углов βb, αtw и αt были определены в разделе 6.2.Коэффициент ZЕ, учитывает механические свойства сопряженных зубчатых колес: для сталиZE = 190.Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий для косозубых передачZε =1εα=1= 0,837,1,428где значения εα было определено в разделе 6.2.186В результатеσ HО = 2,089 ⋅ 190 ⋅ 0,837254,8(1,02 + 1)= 189,8 МПа.20 ⋅ 77, 282 ⋅ 1,02Коэффициент нагрузки определяется следующей зависимостью:KH = 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 расчетного моментаVМЦК-САТПР1(VII) = 3,04 м/с (см.табл.6.7)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.3.4.2, 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 = 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).wHV = 0, 04 ⋅ 3,8 ⋅ 3, 04 ⋅79, 757= 4, 09.1, 02187Вычисленное значение удельной динамической силы не превышает предельного допустимого значения wHVпред = 160 (см.таблицу 3.5.4).Для трансмиссий автомобилей, работающих совместно с многоцилиндровыми поршневымидвигателямиKA = 1,75.Таким образом,νH =4,09 ⋅ 20= 0,182256,5 ⋅ 1,75иK Hν = 1 + 0,182 = 1,182.В результате коэффициент нагрузкиKH = 1,75·1,182·1,01·1,01 = 2,11;и действующие в полюсе зацепления контактные напряженияσ HПР1( ПРЯМ ) = 189,8 2,11 = 275,7 ≤ σ HPПР1( ПРЯМ ) = 1389 МПа.Реверсивное действие нагрузкиРасчетный момент MH = MМЦКПР1(ЗХ) = 69,3 Нм (см.табл.6.7).Контактная выносливость зубчатой передачи определяется сравнением действующих в полюсе зацепления контактных напряжений σН с допускаемыми, т.е.σ HПР1( РЕВ ) = σ HO K H ≤ σ HPПР1( РЕВ ) ,Контактное напряжение без учета дополнительных нагрузок, МПа,σ HО = Z Н Z Е Z εFtН (u + 1),bw d1uОкружная сила на делительном диаметре при расчете на контактную выносливостьFtH =2000M H 2000 ⋅ 69,3== 1781,9 Н.d1МЦКПР177,782Коэффициент ZH учитывает форму сопряженных поверхностей зубьев и определяется следующей зависимостьюZH =1cos α t2cos β b1=sin 2α tw cos 20,9522cos16,866= 2,089;sin(2 ⋅ 25,9167 )где значения углов βb, αtw и αt были определены в разделе 6.2.Коэффициент ZЕ, учитывает механические свойства сопряженных зубчатых колес: для сталиZE = 190.Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий для косозубых передач1881Zε =1= 0,837;1, 428=εαгде значения εα было определено в разделе 6.2.В результатеσ HО = 2,089 ⋅ 190 ⋅ 0,8371781,9(1,02 + 1)= 502,0 МПа.20 ⋅ 77, 282 ⋅ 1,02Коэффициент нагрузки определяется следующей зависимостью:KH = 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 расчетного моментаVМЦК-САТПР1(ЗХ) = 3,04 м/с (см.табл.6.7)КHα = 1,01;при этом должно выполняться неравенствоK Hα ≤εγε α Zε2=2,367= 2,366.1,428 ⋅ 0,8372Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца КНβ можно определить по графикам, представленным на рис.3.4.2, 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 = 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).189Коэффициент, 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, 04 ⋅79, 757= 4, 09.1, 02Вычисленное значение удельной динамической силы не превышает предельного допустимого значения wHVпред = 160 (см.таблицу 3.5.4).Таким образом,νH =4,09 ⋅ 20= 0,0261781,9 ⋅ 1,75иK Hν = 1 + 0,026 = 1,026.В результате коэффициент нагрузкиKH = 1,75·1,026·1,01·1,01 = 1,83;и действующие в полюсе зацепления контактные напряженияσ HПР1( РЕВ ) = 502,0 1,83 = 679 ≤ σ HPПР1( РЕВ ) = 2106 МПа.Планетарный ряд ПР2Прямое действие нагрузкиРасчетный момент MН = MМЦКПР2(II) = 69,3 Нм (см.таблицу 6.8).Контактная выносливость зубчатой передачи определяется сравнением действующих в полюсе зацепления контактных напряжений σН с допускаемыми, т.е.σ HПР 2( ПРЯМ ) = σ HO K H ≤ σ HPПР 2( ПРЯМ ) ,Контактное напряжение без учета дополнительных нагрузок, МПа,σ HО = Z Н Z Е Z εFtН (u + 1),bw d1uОкружная сила на делительном диаметре при расчете на контактную выносливостьFtH =2000 M H 2000 ⋅ 69,3== 1781,9 Н.d1МЦКПР 277,782Коэффициент ZH учитывает форму сопряженных поверхностей зубьев и определяется следующей зависимостью1ZH =cos α t2cos β b1=sin 2α tw cos 20,9522cos16,866= 2,089;sin(2 ⋅ 25,9167 )где значения углов βb, αtw и αt были определены в разделе 6.2.Коэффициент ZЕ, учитывает механические свойства сопряженных зубчатых колес: для стали190ZE = 190.Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий для косозубых передач1Zε ==εα1= 0,837 ,1,428где значения εα было определено в разделе 6.2.В результатеσ HО = 2,089 ⋅ 190 ⋅ 0,8371781,9(1,02 + 1)= 502 МПа.20 ⋅ 77, 282 ⋅ 1,02Коэффициент нагрузки определяется следующей зависимостью:KH = 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 седьмой степени точности и максимальной окружной скорости на делительном диаметре при действии расчетного моментаVМЦК-САТПР2(II) = 6,02 м/с (см.таблицу 6.8)КHα = 1,05;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.3.4.2, 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 = 1 + ν H ,Динамическая добавка νH = 0,064 (см.раздел 6.2) иK Hν = 1 + 0,064 = 1,064.В результате коэффициент нагрузкиKH = 1,75·1,064·1,01·1,05 = 1,975;и действующие в полюсе зацепления контактные напряженияσ HПР 2( ПРЯМ ) = 502 1,975 = 705,0 ≤ σ HPПР 2( ПРЯМ ) = 1419 МПа.Реверсивное действие нагрузки191Расчетный момент MН = MМЦКПР2(ЗХ) = 69,3 Нм (см.таблицу 6.8).Контактная выносливость зубчатой передачи определяется сравнением действующих в полюсе зацепления контактных напряжений σН с допускаемыми, т.е.σ HПР 2( РЕВ ) = σ HO K H ≤ σ HPПР 2( РЕВ ) .Контактное напряжение без учета дополнительных нагрузок, МПа,σ HО = Z Н Z Е Z εFtН (u + 1),bw d1uОкружная сила на делительном диаметре при расчете на контактную выносливостьFtH =2000 M H 2000 ⋅ 69,3== 1781,9 Н.77,782d1МЦКПР 2Коэффициент ZH учитывает форму сопряженных поверхностей зубьев и определяется следующей зависимостью1ZH =cos α t2cos β b1=sin 2α tw cos 20,9522cos16,866= 2,089;sin(2 ⋅ 25,9167 )где значения углов βb, αtw и αt были определены в разделе 6.2.Коэффициент ZЕ, учитывает механические свойства сопряженных зубчатых колес: для сталиZE = 190.Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий для косозубых передачZε =1εα=1= 0,837;1,428где значения εα было определено в разделе 6.2.В результатеσ HО = 2,089 ⋅ 190 ⋅ 0,8371781,9(1,02 + 1)= 502 МПа.20 ⋅ 77, 282 ⋅ 1,02Коэффициент нагрузки определяется следующей зависимостью:KH = 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 седьмой степени точности и максимальной окружной скорости на делительном диаметре при действии расчетного моментаVМЦК-САТПР2(ЗХ) = 1,48 м/с (см.табл.6.8)192КHα = 1,025;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.3.4.2, 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 = 1 + ν H ,Динамическая добавка νH = 0,016 иK Hν = 1 + 0,064 = 1,016.В результате коэффициент нагрузкиKH = 1,75·1,016·1,01·1,025 = 1,84;и действующие в полюсе зацепления контактные напряженияσ HПР 2( РЕВ ) = 502 1,84 = 681,0 ≤ σ HPПР 2( РЕВ ) = 1330 МПаПланетарный ряд ПР3Прямое действие нагрузкиРасчетный момент MН = MСАТПР3(VII) = 10,48 Нм (см.таблицу 6.9).Контактная выносливость зубчатой передачи определяется сравнением действующих в полюсе зацепления контактных напряжений σН с допускаемыми, т.е.σ HПР 3( ПРЯМ ) = σ HO K H ≤ σ HPПР 3( ПРЯМ ) .Контактное напряжение без учета дополнительных нагрузок, МПа,σ HО = Z Н Z Е Z εFtН (u + 1),bw d1uОкружная сила на делительном диаметре при расчете на контактную выносливостьFtH =2000 M H 2000 ⋅ 10,48== 474,6 Н.d1САТПР 344,161Коэффициент ZH учитывает форму сопряженных поверхностей зубьев и определяется следующей зависимостью1ZH =cos α t2cos βb1=sin 2α tw cos 20,9522cos16,866= 1,706;sin(2 ⋅ 24, 466 )где значения углов βb, αtw и αt были определены в разделе 6.2.193Коэффициент ZЕ, учитывает механические свойства сопряженных зубчатых колес: для сталиZE = 190.Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий для косозубых передачZε =1=εα1= 0,973;1,057где значения εα было определено в разделе 6.2.В результате474,6(1,893 + 1)= 285,8 МПа.20 ⋅ 44,161 ⋅ 1,893σ HО = 1,706 ⋅ 190 ⋅ 0,973Коэффициент нагрузки определяется следующей зависимостью:KH = 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.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
