Пособие с рисунками (1034673), страница 31
Текст из файла (страница 31)
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 ,214где динамическая добавка.νF =wFV bw.FtF K Аудельная динамическая силаaw.uwFV = δ F g0VОкружная скорость на делительном диаметре VМЦК-САТПР2(I) = 4,53 м/с (см.таблицу 6.8).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 седьмой степени точности (определяется по таблице 3.5.3)g 0 = 4,7Таким образом,wFV = 0,06 ⋅ 4,7 ⋅ 4,5379,757= 11,3;1,02иνF =11,3 ⋅ 20= 0,072;1793,66 ⋅ 1,75в результатеK FV = 1 + 0,072 = 1,072.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 > 1K Fα =4 + (ε β − 1)(n − 5)4ε α=4 + (1,312 − 1)(7 − 5)= 0,809;4 ⋅ 1,428где n = 7 - степень точности передачи по нормам контакта, а расчет εβ и εα см.
раздел 6.2.В результатеKF = 1,75·1,072·1,01·0,809 = 1,53.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)215YFS = 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 косозубыхпередач при εβ ≥ 1Yε =1εα=1= 0,7.1,428Таким образом,1793,66= 181 < σ FPПР 2 = 212,16 МПа.20 ⋅ 1,5σ F = 1,53 ⋅ 3, 4 ⋅ 0,7 ⋅ 0,831Планетарный ряд ПР3Расчетное местное изгибное напряжение на переходной поверхности зуба, МПаσ F = K F YFSYε YβFtF≤ σ FPПР 3 .bmОкружная сила на делительном диаметре при расчете на изгибную выносливостьFtF =2000 M 1F 2000 ⋅ 73,28== 3318,8 Н.d144,161Значение расчетного момента M1F взято, как максимальное из числа длительно действующих(см.табл.6.9).Коэффициент нагрузки определяется зависимостьюKF = 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 силаwFV = δ F g0Vaw.uОкружная скорость на делительном диаметре VМЦК-САТПР3(I) = 3,34 м/с (см.таблицу 6.9).216Коэффициент, 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 седьмой степени точности (определяется по таблице 3.5.3)g 0 = 4,7Таким образом,wFV = 0,06 ⋅ 4,7 ⋅ 3,3449,434= 4,81;1,893иνF =4,81 ⋅ 20= 0,017;3318,8 ⋅ 1,75в результатеK FV = 1 + 0,017 = 1,017.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 =1,03.Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для косозубого зацепления при εβ > 1K Fα =4 + (ε β − 1)(n − 5)4ε α=4 + (1,312 − 1)(7 − 5)= 1,094;4 ⋅ 1,057где n = 7 - степень точности передачи по нормам контакта, а расчет εβ и εα см.
раздел 6.2.В результатеKF = 1,75·1,017·1,03·1,094 = 2,00.Коэффициент, учитывающий форму зуба, YFS определяется по графику на рисунке 3.7.2, гдеzv = 32,549 эквивалентное число зубьев и x = 0,6 – коэффициент смещения шестерни (см.раздел6.2)YFS = 3,3.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 косозубыхпередач при εβ ≥ 1217Yε =1εα=1= 0,946.1,057Таким образом,σ F = 2,0 ⋅ 3,3 ⋅ 0,946 ⋅ 0,8313318,8= 574 > σ FPПР 3 = 266,0 МПа.20 ⋅ 1,5Планетарный ряд ПР4Расчетное местное изгибное напряжение на переходной поверхности зуба, МПаσ F = K F YFS Yε YβFtF≤ σ FPПР 4 .bmОкружная сила на делительном диаметре при расчете на изгибную выносливостьFtF =2000 M 1F 2000 ⋅ 138,7== 3590,0 Н.d177, 272Значение расчетного момента M1F взято, как максимальное из числа длительно действующих(см.табл.6.10).Коэффициент нагрузки определяется зависимостьюKF = 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 силаwFV = δ F g0Vaw.uОкружная скорость на делительном диаметре VМЦК-САТПР2(I) = 3,06 м/с (см.таблицу 6.10).Коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой пе6редачи и модификации профилязуба, (определяется по таблице 3.7.1.)δF = 0,06.Коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса, и для шестой степени точности (определяется по таблице 3.5.3)g 0 = 3,8.Таким образом,218wFV = 0,06 ⋅ 3,8 ⋅ 3,0679,757= 6,17;1,02иνF =6,17 ⋅ 20= 0,020;3590,0 ⋅ 1,75в результатеK FV = 1 + 0,02 = 1,02.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 > 1K 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 = 1,75·1,02·1,01·0,755 = 1,36.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 косозубыхпередач при εβ ≥ 1Yε =1εα=1= 0,7.1,428Таким образом,σ F = 1,36 ⋅ 3, 4 ⋅ 0,7 ⋅ 0,8313590,0= 322,0 > σ FPПР 4 = 276,0 МПа.20 ⋅ 1,52196.4.7.
Расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкойПланетарный ряд ПР1Прочность зубьев при изгибе максимальной нагрузкой определяется путем сопоставлениемрасчетного σFmax и допускаемого напряжений изгиба σFPmax в опасном сечении при действии максимальной нагрузки:σFmax ≤ σFPmaxДля упрощенных расчетов расчетное местное напряжение можно определять по формулеσ F max = σ FFtF max.FtF K AЗа расчетную нагрузку FFtmax принимают максимальную из действующих за расчетный срок службы нагрузокFtF max =M max = М МЦКПР1( ЗХ ) max =2000M maxd1МЦКПР1M двс max K МЦКПР1( ЗХ )aстПР1=320 ⋅ 1,0= 106,7 Нм.3Значение коэффициента КМЦКПР1(ЗХ) взято из таблицы 4 Приложения 3.FtF max =2000 ⋅ 106,7= 2743,6 Н.77,782FtF = 1793,66 Н (см.раздел 6.4.6).σF = 164 МПа (см.раздел 6.4.6).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.Допускаемое напряжение σFPmax [МПа]σ FP max =σ FStS FStK XF ,где коэффициент КХF =1 (определятся по графику на рис.3.4.6);Коэффициент запаса прочностиS FSt =1,75.S ''Для проката S''F =1,15 иS FSt =1,75= 1,52.1,15Предельное напряжение зубьев при изгибе максимальной нагрузкой [МПа]2200σ FSt = σ FStYgStYdSt ,где0σ FSt= 2000 МПа - базовое значение предельного напряжения зубьев при изгибе максималь-ной нагрузкой (см.табл.3.8.1);YgSt = 1,05 – коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба(см.табл.3.8.2);YdSt = 1 – коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения переходной по-верхности зуба (см.табл.3.8.3).Таким образомσ FSt = 2000 ⋅ 1,05 ⋅ 1,0 = 2100 МПа,σ FP max =2100⋅ 1,0 = 1382 МПа1,52иσ F max = 164 ⋅2743,6= 143 < σ FP max .1793,66 ⋅ 1,75Планетарный ряд ПР2Прочность зубьев при изгибе максимальной нагрузкой определяется путем сопоставлениемрасчетного σFmax и допускаемого напряжений изгиба σFPmax в опасном сечении при действии максимальной нагрузки:σFmax ≤ σFPmaxДля упрощенных расчетов расчетное местное напряжение можно определять по формулеσ F max = σ FFtF max..FtF K AЗа расчетную нагрузку FFtmax принимают максимальную из действующих за расчетный срок службы нагрузокFtF max =M max = М МЦКПР1( ЗХ ) max =2000 M maxd1МЦКПР 2M двс max K МЦКПР 2( I )aстПР 2=320 ⋅ 1,0= 106,7 Нм.3Значение коэффициента КМЦКПР2(I) взято из таблицы 4 Приложения 4.FtF max =2000 ⋅ 106,7= 2743,6 Н.77,782FtF = 1793,66 Н (см.раздел 6.4.6).σF = 212,6 МПа (см.раздел 6.4.6).221Коэффициент 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}
