Пособие с рисунками (1034673), страница 30
Текст из файла (страница 30)
Для седьмой степени точности и максимальной окружной скорости на делительном диаметре при действии максимального моментаVМЦК-САТПР3(I) = 3,34 м/с (см.таблицу 6.9)КHα = 1,04;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.3.5.2, 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 max = 1 + ν H max ,Динамическая добавкаν H max =wHV bw.FtH max K А208Удельная динамическая силаaw.uwHV = δ H g 0VКоэффициент, 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).wHV = 0, 04 ⋅ 4, 7 ⋅ 3,34 ⋅49, 434= 3, 21.1,893Вычисленное значение удельной динамической силы не превышает предельного допустимого значения wHVпред = 160 (см.таблицу 3.5.4).Таким образом,ν H max =3, 21 ⋅ 20= 0,0075104,0 ⋅ 1,75иK Hν max = 1 + 0,007 = 1,007.В результате коэффициент нагрузкиKHmax = 1,75·1,007·1,01·1,04 = 1,85;иσ H ( РЕВ ) max = σ HPПР 3( РЕВ )М max K H max112,7 ⋅ 1,85= 1206= 1495 < σ HP max = 2640 МПа.73,28 ⋅ 1,85M H KHПланетарный ряд ПР4Прямое действие нагрузкиMH = ММЦКПР4(I) = 138,7 Нм (см.табл.6.10).KH = 1,81 (см.раздел 6.4.4).M max = М МЦКПР 4( I ) max =M двс max K МЦКПР 4( I )aстПР 4=320 ⋅ 2,0= 213,3 Нм.3Окружная сила на делительном диаметре при расчете на контактную выносливостьFtH max =2000 M max 2000 ⋅ 213,3== 5484,6 Н.d1МЦКПР 477,782Коэффициент нагрузкиKHmax = KA KHv KHβ KHα.Коэффициент KA учитывает внешнюю динамическую нагрузку: для трансмиссий автомобилей, работающих совместно с многоцилиндровыми поршневыми двигателями,KA = 1,75.209Коэффициент 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 максимального моментаVМЦК-САТПР4(VII) = 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 ⋅ 0,8372Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца КНβ можно определить по графикам, представленным на рис.3.5.2, 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 max = 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,ν H max =4,11 ⋅ 20= 0,0095484,6 ⋅ 1,75иK Hν max = 1 + 0,009 = 1,009.В результате коэффициент нагрузки210KHmax = 1,75·1,009·1,01·1,01 = 1,54;иσ H max = σ HPПР 4( ПРЯМ )М max K H max213,3 ⋅ 1,54= 1324= 1514 < σ HP max = 2640 МПа.M H KH138,7 ⋅ 1,81Реверсивное действие нагрузкиMH = ММЦКПР4(ЗХ) = 138,7 Нм (см.таблицу 6.10).KH = 1,81 (см.раздел 6.4.4).M max = М МЦКПР 4( ЗХ ) max =M двс max K МЦКПР 4( ЗХ )aстПР 4=320 ⋅ 2,0= 213,3 Нм.3Окружная сила на делительном диаметре при расчете на контактную выносливостьFtH max =2000 M max 2000 ⋅ 213,3== 5484,6 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.
Для шестой степени точности и максимальной окружной скорости на делительном диаметре при действии максимального моментаVМЦК-САТПР4(ЗХ) = 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 ⋅ 0,8372Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца КНβ можно определить по графикам, представленным на рис.3.5.2, 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 max = 1 + ν H max ,Динамическая добавкаν H max =wHV bw.FtH max K А211Удельная 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,ν H max =4,11 ⋅ 20= 0,0095484,6 ⋅ 1,75иK Hν max = 1 + 0,009 = 1,009.В результате коэффициент нагрузкиKHmax = 1,75·1,009·1,01·1,01 = 1,54;иσ H max = σ HPПР 4( РЕВ )М max K H max213,3 ⋅ 1,54= 2110= 2454 < σ HP max = 2640 МПа.M H KH138,7 ⋅ 1,816.4.6.
Расчет зубьев на выносливость при изгибе.Выносливость зубьев при изгибе определяется путем сопоставления расчетного напряжения от изгиба в опасном сечении на переходной поверхности σF и допускаемого напряжения σFP:σF ≤ σFP.Планетарный ряд ПР1Расчетное местное изгибное напряжение на переходной поверхности зуба, МПаσ F = K F YFS Yε YβFtF≤ σ FPПР1.bmОкружная сила на делительном диаметре при расчете на изгибную выносливостьFtF =2000 M 1F 2000 ⋅ 69,3== 1793,66 Н.d177, 272Значение расчетного момента M1F взято, как максимальное из числа длительно действующих(см.таблицу 6.7).Коэффициент нагрузки определяется зависимостью212KF = KA KFV KFβ KFα.Коэффициент KA учитывает внешнюю динамическую нагрузку.
Если в циклограмме не учтены внешние динамические нагрузки, то для трансмиссий автомобилей, работающих совместно смногоцилиндровыми поршневыми двигателями, можно приниматьKA = 1,75.Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацепленииK FV = 1 + ν F ,где динамическая добавка.νF =wFV bw.FtF K Аудельная динамическая силаaw.uwFV = δ F g0VОкружная скорость на делительном диаметре VМЦК-САТПР1(ЗХ) = 3,04 м/с (см.таблицу 6.7).Коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой пе6редачи и модификации профилязуба, (определяется по таблице 3.7.1.)δF = 0,06Коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса, и для шестой степени точности (определяется по таблице 3.5.3)g 0 = 3,8Таким образом,wFV = 0,06 ⋅ 3,8 ⋅ 3,0479,757= 6,13;1,02иνF =6,13 ⋅ 20= 0,039;1793,66 ⋅ 1,75в результатеK FV = 1 + 0,039 = 1,039.Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца КFβ с достаточнойточностью можно определить по графикам, представленным на рис.3.7.1, в зависимости от отношения ψbd = bw/d, схемы расположения зубчатых колес и твердости активных поверхностей зубьевКFβ =1,01Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для косозубого зацепления при εβ > 1213K Fα =4 + (ε β − 1)(n − 5)4ε α=4 + (1,312 − 1)(6 − 5)= 0,755;4 ⋅ 1,428где n = 6 - степень точности передачи по нормам контакта, а расчет εβ и εα см.
раздел 6.2.В результатеKF = 1,75·1,039·1,01·0,755 = 1,39.Коэффициент, учитывающий форму зуба, YFS определяется по графику на рисунке 3.7.2, гдеzv = 56,961 эквивалентное число зубьев и x = 0,6 – коэффициент смещения шестерни (см.раздел6.2)YFS = 3,4.Коэффициент, учитывающий наклон зубьев, для косозубой передачиYβ = 1 − ε ββ140= 1 − 1,31218= 0,831;140где β =18º угол наклона зубьев.Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, Yε для косозубых передач при εβ ≥ 1Yε =1εα=1= 0,7.1,428Таким образом,1793,66= 164 < σ FPПР1 = 266 МПа.20 ⋅ 1,5σ F = 1,39 ⋅ 3,4 ⋅ 0,7 ⋅ 0,831Планетарный ряд ПР2Расчетное местное изгибное напряжение на переходной поверхности зуба, МПаσ F = K F YFS Yε YβFtF≤ σ FPПР 2 .bmОкружная сила на делительном диаметре при расчете на изгибную выносливостьFtF =2000 M 1F 2000 ⋅ 69,3== 1793,66 Н.d177, 272Значение расчетного момента M1F взято, как максимальное из числа длительно действующих(см.таблицу 6.8).Коэффициент нагрузки определяется зависимостьюKF = KA KFV KFβ KFα.Коэффициент KA учитывает внешнюю динамическую нагрузку.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
