Расчет и проектирование планетарных коробок передач (1034674), страница 12

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

Текст из файла (страница 12)

Соответствующее этой нагрузке эквивалентное число циклов перемен напряжений определяют по формулеNFE = µF NFO,где µF - коэффициент, учитывающий характер циклограммы;Рис.3.3.4.В общем случае коэффициент µF вычисляется следующим образомµ Fk ( M + ν F M F )ni = ∑ ii =1  M F (1 + ν F ) nF kqFN ЦiN FO,где k = 1, 2, 3, … - номер ступени циклограммы;NЦi= 60·Ti·ni·kз - число циклов нагружений для i –ого участка циклограммы нагрузки(рис.3.3.4);ni - частота вращения, рассчитываемого зубчатого колеса на i – ом участке циклограммы,об/мин;62nF - частота вращения, рассчитываемого зубчатого колеса участка циклограммы, где действуетмомент MF, об/мин;Мi – величина момента, нагружающего рассчитываемое зубчатое зацепление, на i –ом участкенагрузки (рис.3.3.4);νF – динамическая добавка, определяемая зависимостью (3.7.2).Причем, если Nцi ≤ 5·104, то при расчете коэффициента µF этот участок не учитывается.Суммирование прекращают на той ступени циклограммы, для которой выполняется условиеM k +1≤ α FG qF µ Fk ,MFгде αFG рекомендуется принимать равным 0,65.При использовании метода эквивалентных моментов за исходную расчетную нагрузку прирасчете на изгибную выносливость принимается эквивалентный моментM FE = M max M ∑1  M i  max NKqFqFN ЦiNK,Метод эквивалентных напряжений подробно изложен ГОСТ 21354-87 и здесь не рассматривается.КFc – коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки; при односторонней нагрузке КFc=1; 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 – крутящий момент, действующий в прямом направлении;M'F – крутящий момент, действующий в реверсивном направлении;KFL – коэффициент долговечности, определенный для прямого действия нагрузки;'K FL– коэффициент долговечности, определенный для реверсивного действия нагрузки.Для зубьев, подвергнутых улучшению, нормализации и объемной закалке с низким отпуском γFc = 0,35; при поверхностном упрочнении γFc = 0,25, за исключением азотированных зубчатыхколес, для которых γFc = 0,1.Допускаемое изгибное напряжение при расчете на выносливость, МПаσ FP =σ F limSFYS Y R K xF ,где SF – коэффициент безопасности, определяемый произведением63SF= S'F S''F,S'F – коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса (определяется по таблице 3.3.3);S''F - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса; для поковки иштамповки S''F =1,0; для проката S''F =1,15; для литых заготовок S''F =1,3;YS - коэффициент, учитывающий градиент напряжений и чувствительность материала к концентрации напряжений (определяется в зависимости от модуля зацепления по графику на рисунке3.3.5);YR - коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности (табл.3.3.5);KxF - коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса (определяется в зависимости отвеличины делительного диаметра по графику на рисунке 3.3.6);Рис.3.3.5.Рис.3.3.6.Таблица 3.3.5.Метод окончательной обработки поверхностей зубьев и вид термообработкиYRШлифование и зубофрезерование при параметре шероховатости поверхности не грубее Rz=40 мкмПолирование при цементации, нитроцементации, азотировании (полирование до химико-термической обработки)Полирование при нормализации и улучшении1,00Полирование при закалке ТВЧ, когда закаленный слой повторяет очертание впадинымежду зубьямиПолирование при закалке ТВЧ, когда закаленный слой распространяется на все сечения зуба, а также часть ступицы под основанием зуба и впадины или обрывается упереходной поверхности1,051,051,21,23.4.

Расчет на контактную выносливость.Расчет предназначен для предотвращения усталостного выкрашивания активных поверхностей зубьев.За исходный расчетный момент (М1Н), следует принимать:•в случае использования метода эквивалентных циклов перемены напряжений – наибольший момент MH из числа подводимых к зацеплению, число циклов действия которого превышает 0,03·NНЕ;•в случае использования метода эквивалентного момента - эквивалентный момент MНЕ;64Контактная выносливость зубчатой передачи определяется сравнением действующих в полюсе зацепления контактных напряжений σН с допускаемыми, т.е.σ H = σ HO K H ≤ σ HP ,где σНО – контактное напряжение без учета дополнительных нагрузок (динамических и от неравномерности распределения);КН – коэффициент нагрузки.Контактное напряжение без учета дополнительных нагрузок, МПа,FtН (u + 1),bw d1uσ HО = Z Н Z Е Z εгде FtH =(3.4.1)2000 M 1H– окружная сила на делительном диаметре при расчете на контактную выносd1ливость, Н;d1 – делительный диаметр шестерни, мм;bw – рабочая ширина венца зубчатой передачи, мм;M1H - исходный расчетный момент на шестерни, Нм.Коэффициент ZH учитывает форму сопряженных поверхностей зубьев и определяется следующейзависимостьюZH =2 cos β b,sin 2α tw1cos α tгде βb – основной угол наклона (см.раздел 3.1.4);αtw – угол зацепления (см.раздел 3.1.4);αt - угол профиля (см.раздел 3.1.4).Коэффициент, учитывающий механические свойства сопряженных зубчатых колесZЕ =1 1 −ν1 − ν 22 +π E2  E121,где ν1 и ν2 - коэффициенты Пуассона;Е1 и Е2 – модули упругости материала соответственно шестерни и колеса.Для стали E1 = E2 = 2,1·105, ν1 = ν2 = 0,3 иZE = 190.Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линийZε =4 − εα- для прямозубых передач;365Zε =1εα- для косозубых и шевронных передач (при εβ≥1).Коэффициент нагрузки определяется следующей зависимостью:KH = KA KHv KHβ KHα.Коэффициент KA учитывает внешнюю динамическую нагрузку.

Если в циклограмме не учтенывнешние динамические нагрузки, то для трансмиссий автомобилей, работающих совместно с многоцилиндровыми поршневыми двигателями, можно приниматьKA = 1,75.Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, КHα зависит от окружнойскорости зубчатого венца V и степени точности по нормам плавности работы. Для прямозубых передачКHα=1,а для косозубых и шевронных передач можно определить по графику на рисунке 3.4.1 (цифры укривых означают степень точности зубчатой передачи по нормам плавности работы) [3].При этом должно выполняться неравенствоK Hα ≤εγε α Z ε2.Более точный расчет коэффициента КHα приведен в ГОСТ 21354-87.Рис.3.4.1Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца КНβ с достаточной точностью можно определить по графикам, представленным на рис.3.4.2, в зависимости от отношенияψbd = bw/d, схемы расположения зубчатых колес и твердости активных поверхностей зубьев [3].Более точный расчет коэффициента КHβ приведен в ГОСТ 21354-87.Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацепленииK HV = 1 + ν H ,где νН - динамическая добавка.66H1 ≤ 350HB или H2 ≤ 350HBH1 > 350HB или H2 > 350HBРис.3.4.2.

Цифры у кривых соответствуют номеру схемы расположения зубчатых колес.Vz1Vz1При выполнении условия< 1 - для прямозубых передач или< 1,4 - для косозу10001000бых передач коэффициент νН определяется зависимостьюνH =wHV bw.FtH K А(3.4.2)где wHV = δ H g 0V aw - удельная динамическая сила;uV – окружная скорость на делительном диаметре, м/с;δН – коэффициент, учитывающий влияние погрешностей зацепления на динамическую нагрузку (определяется по таблице 3.4.1);g 0 - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса (определяется по таблице 3.4.2).Причем, если вычисленные значения удельной динамической силы превышают предельные значения (см.таблицу 3.4.3), то их следует принимать равными предельным значениям.Таблица 3.4.1.Твердость поверхностейзубьевМенее 350НВБолее 350НВВид зубьевПрямые без модификации головкиПрямые с модификацией головкиКосыеПрямые без модификации головкиПрямые с модификацией головкиКосыеδH0,060,040,020,140,100,0467Таблица 3.4.2.Модуль m, ммДо 3,55Св.3,55 до 10Св.1063,84,24,8g0Степень точности по нормам плавности784,75,65,36,16,47,36160194250wHV и wFV, Н/ммСтепень точности по нормам плавности7824038031041045059097,38,210,0Таблица 3.4.3.Модуль m, мм97008801050До 3,55Св.3,55 до 10Св.10Если Vz1 > 1 - для прямозубых передач или Vz1 > 1,4 - для косозубых передач, то коэффициент10001000KHV - следует производить в соответствии с методикой, приведенной в приложении 5 ГОСТ21354-87.3.5.

Расчет на контактную прочность при действии максимальной нагрузки.При действии максимальной нагрузки Мmax наибольшее за заданный срок службы контактное напряжение не должно превышать допускаемого σHPmax:σHmax ≤ σHPmaxНапряжение σHmax определяют по формулеσ H max = σ HM max K H max,M H KHгде КHmax - коэффициент нагрузки, определяемый при нагрузке Мmax.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 зубчатых колес, подвергнутых нормализации, улучшению или сквозной закалке с низким отпуском, принимаютσHPmax = 2,8 σТ,где σТ определяется по таблице 3.2.2;•для зубьев, подвергнутых цементации или контурной закалке, принимаютσHPmax = 44·HRC;•для азотированных колесσHPmax = 3·HV.683.6.

Расчет зубьев на выносливость при изгибе.Выносливость зубьев, необходимая для предотвращения усталостного излома зубьев, определяется путем сопоставления расчетного напряжения от изгиба в опасном сечении на переходнойповерхности σF и допускаемого напряжения σFP:σF ≤ σFP.Расчетное местное изгибное напряжение на переходной поверхности зуба, МПа,σ F = K F YFSYε YβFtF≤ σ FP ,bm(3.6.1)где F = 2000 M 1F – окружная сила на делительном диаметре при расчете на изгибную вынослиtFd1вость, Н;m – модуль, мм;b – ширина венца зубчатого колеса, мм;d1 – делительный диаметр шестерни, мм;M1F - расчетный момент на шестерни, Нм.KF – коэффициент нагрузки;YFS – коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений;Yβ – коэффициент учитывающий наклон зуба;Yε – коэффициент учитывающий, перекрытие зубьев при расчете на выносливость при изгибе.За исходную расчетную нагрузку МlF следует принимать наибольшую длительно действующую счислом циклов перемены напряжений более 5·104.Коэффициент нагрузки определяется зависимостьюKF = KA KFV KFβ KFα.Коэффициент KA учитывает внешнюю динамическую нагрузку.

Если в циклограмме не учтенывнешние динамические нагрузки, то для трансмиссий автомобилей, работающих совместно с многоцилиндровыми поршневыми двигателями, можно приниматьKA = 1,75.Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацепленииK FV = 1 + ν F ,где νF - динамическая добавка.При выполнении условияVz1Vz1< 1 - для прямозубых передач или< 1,4 - для косозубых пе10001000редач коэффициент νН определяется зависимостью69wFV bw.FtF K АνF =(3.6.2)где wFV = δ F g 0V aw - удельная динамическая сила;uaw - межосевое расстояние, мм;V – окружная скорость на делительном диаметре, м/с;δF – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой пе6редачи и модификации профилязуба, (определяется по таблице 3.6.1);g 0 - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса, (определяется по таблице 3.4.2).Причем, если вычисленные значения удельной динамической силы превышают предельные значения (см.таблицу 3.4.3), то их следует принимать равными предельным значениям.Если Vz1 > 1 - для прямозубых передач или Vz1 > 1,4 - для косозубых передач, то коэффициент10001000KFV - следует производить в соответствии с методикой, приведенной в приложении 5 ГОСТ21354-87.Таблица 3.6.1.Вид передачиδF0,060,110,16Косозубая и шевроннаяПрямозубая без модификации головки зубаПрямозубая с модификацией головки зубаКоэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца КFβ с достаточной точностью можно определить по графикам, представленным на рис.3.6.1, в зависимости от отношенияψbd = bw/d, схемы расположения зубчатых колес и твердости активных поверхностей зубьев [3].Более точный расчет коэффициента КFβ приведен в ГОСТ 21354-87.Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, КFα = 1 для прямозубой передачи.

Характеристики

Список файлов учебной работы