Пособие с рисунками (1034673), страница 28
Текст из файла (страница 28)
Для седьмой степени точности и максимальной окружной скорости на делительном диаметре при действии расчетного моментаVМЦК-САТПР3(VII) = 1,09 м/с (см.табл.6.9)КHα = 1,015;при этом должно выполняться неравенствоK Hα ≤εγ=ε α Zε22,367= 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 = 0,025 (см.раздел 6.2) иK Hν = 1 + 0,025 = 1,025.В результате коэффициент нагрузкиKH = 1,75·1,025·1,01·1,015 = 1,84;и действующие в полюсе зацепления контактные напряжения194σ HПР 3( ПРЯМ ) = 285,8 1,84 = 388,0 ≤ σ HPПР 3( ПРЯМ ) = 1023 МПа.Реверсивное действие нагрузкиРасчетный момент MН = MСАТПР3(I) = 73,28 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( РЕВ ) = σ HO K H ≤ σ HPПР 3( 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 ⋅ 73, 28== 3318,8 Н.d1САТПР 344,161Коэффициент ZH учитывает форму сопряженных поверхностей зубьев и определяется следующей зависимостьюZH =1cos α t2cos β b1=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.Коэффициент ZЕ, учитывает механические свойства сопряженных зубчатых колес: для сталиZE = 190.Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий для косозубых передачZε =1εα=1= 0,973;1,057где значения εα было определено в разделе 6.2.В результатеσ HО = 1,706 ⋅ 190 ⋅ 0,9733318,8(1,893 + 1)= 755,8 МПа.20 ⋅ 44,161 ⋅ 1,893Коэффициент 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 косозу195бых передач определяется по графику на рисунке 3.5.1.
Для седьмой степени точности и максимальной окружной скорости на делительном диаметре при действии расчетного моментаVМЦК-САТПР3(I) = 3,34 м/с (см.таблицу 6.9)КHα = 1,037;при этом должно выполняться неравенствоK Hα ≤εγ=ε α Zε22,367= 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 = 0,011 иK Hν = 1 + 0,011 = 1,011.В результате коэффициент нагрузкиKH = 1,75·1,011·1,01·1,037 = 1,85;и действующие в полюсе зацепления контактные напряженияσ HПР 3( РЕВ ) = 755,8 1,85 = 1027,0 ≤ σ HPПР 3( РЕВ ) = 1252 МПа.Планетарный ряд ПР4Прямое действие нагрузкиРасчетный момент MН = MМЦКПР4(I) = 138,7 Нм (см.таблицу 6.10).Контактная выносливость зубчатой передачи определяется сравнением действующих в полюсе зацепления контактных напряжений σН с допускаемыми, т.е.σ HПР 4( ПРЯМ ) = σ HO K H ≤ σ HPПР 4( 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 ⋅ 138,7== 3566,4 Н.d1МЦКПР 477,782Коэффициент ZH учитывает форму сопряженных поверхностей зубьев и определяется следующей зависимостью196ZH =1cos α t2cos βb1=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 передач1Zε ==εα1= 0,837;1,428где значения εα было определено в разделе 6.2.В результатеσ HО = 2,089 ⋅ 190 ⋅ 0,8373566, 4(1,02 + 1)= 710 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-САТПР4(I) = 3,06 м/с (см.таблицу 6.10)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 добавка νH = 0,016 иK Hν = 1 + 0,016 = 1,016.197В результате коэффициент нагрузкиKH = 1,75·1,016·1,01·1,01 = 1,81;и действующие в полюсе зацепления контактные напряженияσ HПР 4( ПРЯМ ) = 710 1,81 = 955,0 ≤ σ HPПР 4( ПРЯМ ) = 1390 МПа.Реверсивное действие нагрузкиРасчетный момент MН = MМЦКПР4(ЗХ) = 138,7 Нм (см.таблицу 6.8).Контактная выносливость зубчатой передачи определяется сравнением действующих в полюсе зацепления контактных напряжений σН с допускаемыми, т.е.σ HПР 4( РЕВ ) = σ HO K H ≤ σ HPПР 4( 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 ⋅ 138,7== 3566, 4 Н.d1МЦКПР 477,782Коэффициент ZH учитывает форму сопряженных поверхностей зубьев и определяется следующей зависимостьюZH =1cos α t2cos β b12cos16,866== 2,089;sin 2α tw cos 20,952 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 ⋅ 0,8373566, 4(1,02 + 1)= 710 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,198KA = 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-САТПР4(ЗХ) = 3,06 м/с (см.табл.6.8)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, 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,νH =4,11 ⋅ 20= 0,0133566,4 ⋅ 1,75иK Hν = 1 + 0,013 = 1,013.199В результате коэффициент нагрузкиKH = 1,75·1,013·1,01·1,01 = 1,81;и действующие в полюсе зацепления контактные напряженияσ HПР 4( РЕВ ) = 710 1,81 = 955,0 ≤ σ HPПР 4( РЕВ ) = 2110 МПа6.4.5.
Расчет на контактную прочность при действии максимальной нагрузкиПри действии максимальной нагрузки Мmax наибольшее за заданный срок службы контактное напряжение не должно превышать допускаемого σHPmax:σHmax ≤ σHPmax.Допускаемое контактное напряжение при максимальной нагрузке, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя σHPmax зависит от способа химико-термической обработки зубчатого колеса и от характера изменения твердости по глубине зуба.Для зубьев, подвергнутых цементации или контурной закалкеσHPmax = 44·HRC = 44·60 = 2640 МПа.Максимальное контактное напряжение σHmax определяется по формулеσ H max = σ HPM max K H max,M H KHгде КHmax - коэффициент нагрузки, определяемый при нагрузке М1max.Планетарный ряд ПР1Прямое действие нагрузкиMH = ММЦКПР1(VII) = 9,91 Нм (см.таблицу 6.7).KH = 2,11 (см.раздел 6.4.4).M max = М МЦКПР1(VII ) max =M двс max K МЦКПР1(VII )aстПР1=320 ⋅ 0,143= 15,25 Нм.3Окружная сила на делительном диаметре при расчете на контактную выносливостьFtH max =2000 M max 2000 ⋅ 15,25== 392,1 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.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
