Расчет и проектирование планетарных коробок передач (1034674), страница 22

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

Текст из файла (страница 22)

Допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость.Допускаемые контактные напряжения σHPПР3, МПаσ HPПР 3 =σ H limSHZ R ZV K L K ХH .Для зубчатых колес с поверхностным упрочнением зубьев коэффициент безопасностиSH = 1,2.Коэффициент ZR, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев. Поскольку длязубчатых колес планетарного ряда ПР3 ранее была назначена седьмая степень точности, то в соответствии с таблицей 3.1.4 шероховатость поверхностей зубьев должна быть не менее Ra = 1,25. Тогда по таблице 3.3.1ZR = 1,0.Поскольку начальные диаметры dwМЦКПР3 и dwСАТПР3 меньше 700 мм, тоКХH = 1.Коэффициент, учитывающий влияние смазки,KL = 1.Предел контактной выносливости поверхностей зубьев, МПа, соответствующий эквивалентному числу нагруженийσ H lim = Z Nσ H lim b .Предел контактной выносливости поверхностей зубьев шестерен, соответствующие базовому числу циклов нагружения (см.таблицу 3.3.2).σНlimb = 23НRC =23·60 = 1380 МПа.Базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу контактной выносливости, для твердости поверхностей зубьев более 56HRCNHO = 120·106.Из таблицы 6.9 следует, что, на седьмой и десятой передачах переднего хода на зубчатоезацепление действует прямая нагрузка, а на первых пяти, девятой и передаче заднего хода действует реверсивная нагрузка.

Поэтому расчет на контактную выносливость активных поверхностейзубьев следует проводить для каждой рабочей стороны зубьев шестерен второго планетарного ряда независимо друг от друга.127Расчет для прямого действия нагрузкиМЦКЭквивалентное число циклов перемены напряжений NНЕ определяется в зависимости от характера циклограммы нагружения рассчитываемого зубчатого зацепления.В данном случае нагрузка, действующая на зубчатое зацепление, переменна, и ее изменение можно считать ступенчатым (см.таблицу 6.7), поэтому расчет будем проводить с использованием метода эквивалентных циклов.При ступенчатом изменении нагрузки эквивалентное число циклов перемены напряженийрекомендуется определять следующим образомN HE = µ H N HO .Количество нагружений в соответствии с заданным сроком службы (см.таблицу 6.7)NK = NМЦКПР3(VII) + NМЦКПР3(IX) = 27,54·106 + 753,1·106 = 780,64·106 > NHO =120·106.Поэтому коэффициент, учитывающий характер циклограммы нагружения, при ступенчатом изменении нагрузки, переменной частоте вращения (см.таблицу 6.7) и NK < NHOnM i +ν H M H ik nHµH = ∑ M H (1 + ν H )1 3  Z 6 NЦi  vH ,  Z vi  N HOгде динамическая добавкаνH =wHV bw,FtH K Аудельная динамическая силаwHV = δ H g 0Vaw.uКоэффициент, 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).Расчетный момент MН = MМЦКПР3(VII) = 19,83 Нм (см.таблицу 6.7).Обороты МЦК, соответствующие расчетному моменту, nН = nМЦКПР3(VII) = 255 об/мин(см.таблицу 6.7).Окружная скорость на делительном диаметре, соответствующая расчетному моменту,V = 1,09 м/с (см.таблицу 6.7).Межосевое расстояние aw = 64,213 мм (см.раздел 6.2).Передаточное отношение u = 1,89 (см.раздел 6.2).128Делительный диаметр d2МЦКПР3 = 83,591 мм (см.раздел 6.2).64, 213= 1,19.1,89wHV = 0, 04 ⋅ 4, 7 ⋅1, 09 ⋅bw = 20 мм.Для трансмиссий автомобилей, работающих совместно с многоцилиндровыми поршневымидвигателями KA = 1,75.FtH =2000 M H 2000 ⋅ 19,83== 474,45 Нd 2 МЦКПР 383,591иνH =1,19 ⋅ 20= 0,029;474, 45 ⋅ 1,75где VМЦК-САТПР3(VII) определяется по таблице 6.7.Таким образом,nМЦКПР 3(VII ) M МЦКПР 3(VII ) + ν H M HnHµH1 = M H (1 + ν H )36 N МЦКПР 3(VII )Z vH=N HO Z vМЦК −САТПР 3(VII ) 3255 6 19,83 + 0,029 ⋅ 19,83 255   0,929  27,54 ⋅ 106== 0,2295; 619,83(1 + 0,029)  0,929  120 ⋅ 10где значения циклов перемены напряжений взяты из таблицы 6.7.Проверка окончания суммированияα HG 3 µ H 1 = 0,75 3 0, 2295 = 0, 459;M МЦКПР 3( Х )MH=13,87= 0,699;19,83т.е.M МЦКПР 2( Х )MH> α HG 3 µ H 1и расчет коэффициента µH следует продолжить.0,050,05ZVМЦК −САТПР 2( X ) = 0,925VМЦК= 0,996−САТПР 2( X ) = 0,925 ⋅ 4, 43129nМЦКПР 3( X ) M МЦКПР 3( X ) + ν H M HnHµH 2 = µH1 + M H (1 + ν H )36 N МЦКПР 3( X )Z vH=ZNvМЦК−САТПР3(X)HO31995 6 13,87 + 0,029 ⋅ 19,83 255   0,929  753,1 ⋅ 106= 0,2295 + = 2,98; 619,83(1 + 0,029)  0,996  120 ⋅ 10где значения моментов, оборотов и циклов перемены напряжений взяты из таблицы 6.7.Таким образомµ H = µ H 2 = 2,98.В результатеNHE = 2,98·120·106 = 357,7·106.Поскольку NK > NHO, то коэффициент долговечностиZN =20120 ⋅ 106= 0,947.357,7 ⋅ 106Предел контактной выносливости поверхностей зубьев МЦКσ H lim = 0,947 ⋅ 1380 = 1306,0 МПа.Коэффициент, учитывающий окружную скорость зубчатого венца, определяется по формулеZV = ZVH = 0,929.Допускаемые контактные напряжения для зубьев МЦК первого планетарного рядаσ HP 2 =1306,0⋅ 1,0 ⋅ 0,929 ⋅ 1,0 ⋅ 1,0 = 1011,0 МПа.1,2СателлитыЭквивалентное число циклов перемены напряженийN HE = µ H N HO .Количество нагружений в соответствии с заданным сроком службы (см.таблицу 6.7)NK = NСАТПР3(VII) + NСАТПР3(X) = 17,0·106 + 241,2·106 = 258,2·106 > NHO =120·106,поэтому коэффициент, учитывающий характер циклограммы нагружения, при ступенчатом изменении нагрузки, переменной частоте вращения (см.таблицу 6.7) и NK > NHOnM i +ν H M H ik nHµH = ∑ νM(1+1 HH)3  Z 6 N  vH  Цi ,  Z vi  N HOгде динамическая добавка130νH =wHV bw,FtH K Аудельная динамическая силаwHV = δ H g 0Vaw.uКоэффициент, 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).Расчетный момент MН = MСАТПР3(VII) = 10,48 Нм (см.таблицу 6.7).Обороты МЦК, соответствующие расчетному моменту, nН = nСАТПР3(VII) = 472 об/мин(см.таблицу 6.7).Окружная скорость на делительном диаметре, соответствующая расчетному моменту,V = 1,09 м/с (см.таблицу 6.7).Межосевое расстояние aw = 64,213 мм (см.раздел 6.2).Передаточное отношение u = 1,89 (см.раздел 6.2).Делительный диаметр d2САТПР3 = 44,161 мм (см.раздел 6.2).wHV = 0, 04 ⋅ 4, 7 ⋅1, 09 ⋅64, 213= 1,19.1,89bw = 20 мм.Для трансмиссий автомобилей, работающих совместно с многоцилиндровыми поршневымидвигателями KA = 1,75.FtH =2000 M H 2000 ⋅ 10,48== 474,45 Нd1САТПР 344,161иνH =1,19 ⋅ 20= 0,029.474, 45 ⋅ 1,75ZVH = ZVМЦК −САТПР 3(VII ) = 0,929 .Таким образом,131nСАТПР 3(VII ) M САТПР 3(VII ) + ν H M HnHµH1 = M H (1 + ν H )36 N САТПР 3(VII )Z vH=ZN3()vМЦК−САТПРVIIHO3472 6 10,48 + 0,029 ⋅ 10,48 472   0,929  17,0 ⋅ 106=  120 ⋅ 106 = 0,142;+10,48(10,029)0,929где циклов перемены напряжений взяты из таблицы 6.7.Проверка окончания суммированияα HG 3 µ H 1 = 0,75 3 0,142 = 0,391;M САТПР 3( Х )MH=7,33= 0,699;10, 48т.е.M САТПР 3( Х )> α HG 3 µ H 1MHи расчет коэффициента µH следует продолжить.ZVМЦК −САТПР 2( X ) = 0,996µH 2nСАТПР 3( X ) M САТПР 3( X ) + ν H M HnH= µH 1 + M H (1 + ν H )36 N САТПР 3( X )Z vH=ZNvМЦК−САТПР3(X)HO31920 6 7,33 + 0,029 ⋅ 10, 48 472   0,929  241, 2 ⋅ 106= 0,142 + = 0,774; 610,48(1 + 0,029)  0,996  120 ⋅ 10Таким образомµ H = µ H 2 = 0,774.В результатеNHE = 0,774·120·106 = 92,87·106.Коэффициент долговечностиZ N = 20120 ⋅ 106= 1,013.92,87 ⋅ 106Предел контактной выносливости поверхностей зубьев сателлитовσ H lim = 1,013 ⋅ 1380 = 1397 МПа.Коэффициент, учитывающий окружную скорость зубчатого венца, определяется по формулеZV = ZVH = 0,929.132Допускаемые контактные напряжения для зубьев сателлитов первого планетарного рядаσ HP1 =1397,0⋅ 1,0 ⋅ 0,929 ⋅ 1,0 ⋅ 1,0 = 1082,0 МПа.1, 2Условное допускаемое контактное напряжениеσ HPПР 3( ПРЯМ ) =22ε α 1δ Iσ HPI+ ε α 2δ IIσ HPII.εαКоэффициенты торцевого перекрытия соответственно шестерни и колеса второго планетарного ряда εα1 = 0,845 и εα2 = 0,708, коэффициент торцевого перекрытия передачи εα = 1,552(см.раздел 6.2.).KI =2ε α 1π2 ⋅ 0,845 ⋅ π== 0,476;z1tgα tw 28 ⋅ tg 21,72K II = K Iδ I = 1 + 0,5 K I − 0,5εα 10,845= 0,476= 0,568.εα 20,708K I K I20, 476 0,4762−= 1 + 0,5 ⋅ 0,476 − 0,5 ⋅−= 1,072;u3u1,893 3 ⋅ 1,893δ II = 1 − 0,5 K II + 0,50,468 0,5682K II K II2−= 1 − 0,5 ⋅ 0,568 + 0,5 ⋅−= 0,809.u3u1,893 3 ⋅ 1,893µ k1 = 1,6 ⋅ 4200200= 1,6 ⋅ 4= 1, 22;HB590µ k 2 = 1,6 ⋅ 4200200= 1,6 ⋅ 4= 1, 22;HB590где перевод твердости по Роквелу в твердость по Бринелю можно осуществить с помощью графика на рисунке 3.3.2.Допускаемые контактные напряжения для зоны I σНРI определяются как меньшее из двухзначений:µk1σНР1 =1,22·1082 = 1320 МПа иσНР2 = 1011 МПа,т.е.σНРI = 1011 МПа.Допускаемые контактные напряжения для зоны II σНРII определяются как меньшее из двухзначений:µk2σНР2 =1,22·1011 = 1233 МПа и σНР1 = 1082 МПа,т.е.σНРII = 1082 МПа.Таким образом,σ HPПР 3( ПРЯМ )0,845 ⋅ 1,072 ⋅ 10112 + 0,708 ⋅ 0,809 ⋅ 10822== 1023 МПа.1,552133Расчет для реверсивного действия нагрузкиМЦКВ этом случае нагрузка, действующая на зубчатое зацепление, также переменна, и ее изменение можно считать ступенчатым.Эквивалентное число циклов перемены напряженийN HE = µ H N HO .Количество нагружений в соответствии с заданным сроком службы (см.таблицу 6.7)NK = NМЦКПР3(I) + NМЦКПР3(II) + NМЦКПР3(III) + NМЦКПР3(IV) + NМЦКПР3(V) + NМЦКПР3(IX) ++ NМЦКПР3(ЗХ) = 4,05·106 + 21,5·106 + 12,1·106 + 13,5·106 + 11,02·106 + 194,4·106 ++ 1,38·106= 257,9·106 > NHO =120·106.Поэтому коэффициент, учитывающий характер циклограммы нагружения, при ступенчатом изменении нагрузки, переменной частоте вращения (см.таблицу 6.7) и NK > NHOnM i +ν H M H ik nHµH = ∑ M H (1 + ν H )1 3  Z 6 N  vH  Цi ,  Z vi  N HOВ этом случае последовательно определяются суммы µH1, µH2, µH3, … до тех пор, пока не будетвыполнено условиеM k +1< α HG 3 µ Hk .MHгде αHG = 0,75.Динамическая добавкаνH =wHV bw.FtH K АУдельная динамическая силаwHV = δ H g 0Vaw.uКоэффициент, 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).Расчетный момент MН = MМЦКПР3(I) = 138,7 Нм (см.таблицу 6.7).Обороты МЦК, соответствующие расчетному моменту, nН = nМЦКПР3(I) = 750 об/мин(см.таблицу 6.7).Окружная скорость на делительном диаметре, соответствующая расчетному моменту,134V = 3,34 м/с (см.таблицу 6.7).Межосевое расстояние aw = 64,213 мм (см.раздел 6.2).Передаточное отношение u = 1,89 (см.раздел 6.2).Делительный диаметр d2МЦКПР3 = 83,591 мм (см.раздел 6.2).64, 213= 3, 66.1,89wHV = 0, 04 ⋅ 4, 7 ⋅ 3,34 ⋅bw = 20 мм.Для трансмиссий автомобилей, работающих совместно с многоцилиндровыми поршневымидвигателями KA = 1,75.FtH =2000 M H 2000 ⋅ 138,7== 3318,5 Нd1МЦКПР 383,591νH =3,66 ⋅ 20wHV bwνH == 0,012.3318,5 ⋅ 1,75FtH K Àи0,050,05ZVH = ZVМЦК −САТПР 3( I ) = 0,925VМЦК= 0,983;−САТПР 3( I ) = 0,925 ⋅ 3,34где VМЦК-САТПР3(I) определяется по таблице 6.7.Таким образом,nМЦКПР 3( I ) M МЦКПР 3( I ) + ν H M HnHµH 1 = M H (1 + ν H )36 N МЦКПР 3( I )Z vH=N HO Z vМЦК −САТПР 3( I ) 3750 6 138,7 + 0,012 ⋅ 138,7 750   0,983  4,05 ⋅ 106== 0,034; 6138,7(1 + 0,012)  0,983  120 ⋅ 10где значения моментов, оборотов и циклов перемены напряжений взяты из таблицы 6.7.Проверка окончания суммированияα HG 3 µ H 1 = 0,75 3 0,034 = 0, 24;M МЦКПР 3( ЗХ )MH=138,7= 1,0;138,7т.е.M МЦКПР 3( ЗХ )MH> α HG 3 µ H 1и расчет коэффициента µH следует продолжить.ZVМЦК −САТПР 3( ЗХ ) = 0,925 ⋅ 1,090,05 = 0,929;135µH 2nМЦКПР 3( ЗХ ) M МЦКПР 3( ЗХ ) + ν H M HnH= µH 1 + M H (1 + ν H )36 N МЦКПР 3( ЗХ )Z vH=N HO Z vМЦК −САТПР 3( ЗХ ) 3255 6 138,7 + 0,012 ⋅ 138,7 750   0,983  1,38 ⋅ 106= 0,034 + = 0,05; 6138,7(1 + 0,012)  0,929  120 ⋅ 10где значения моментов, оборотов и циклов перемены напряжений взяты из таблицы 6.7.Проверка окончания суммированияα HG 3 µ H 2 = 0,75 3 0,05 = 0, 276;M МЦКПР 3(V )MH=83, 2= 0,6;138,7т.е.M МЦКПР 3(V )MH> α HG 3 µ H 2и расчет коэффициента µH следует продолжить.ZVМЦК −САТПР 3(V ) = 0,925 ⋅ 1,090,05 = 0,929;nМЦКПР 3(V ) M МЦКПР 3(V ) + ν H M HnHµH 3 = µH 2 + M H (1 + ν H )36 N МЦКПР 3(V )Z vH=N HO Z vМЦК −САТПР 3(V ) 3255 6 83, 2 + 0,012 ⋅ 138,7 750   0,983  11,05 ⋅ 106= 0,05 +   120 ⋅ 106 = 0,077;138,7(1+0,012)0,929Проверка окончания суммированияα HG 3 µ H 3 = 0,75 3 0,077 = 0,319;M МЦКПР 3( II )MH=69,33= 0,5;138,7т.е.M МЦКПР 3( II )MH> α HG 3 µ H 3и расчет коэффициента µH следует продолжить.ZVМЦК −САТПР 3( II ) = 0,925 ⋅ 4,440,05 = 0,997136µH 4nМЦКПР 3( II ) M МЦКПР 3( II ) + ν H M HnH= µH 3 + M H (1 + ν H )36 N МЦКПР 3( II )Z vH=N HO Z vМЦК −САТПР 3( II ) 31995 6 69,33 + 0,012 ⋅ 138,7 750   0,983  21,5 ⋅ 106= 0,077 +   120 ⋅ 106 = 0,1;138,7(1+0,012)0,997Проверка окончания суммированияM МЦКПР 3( IV )α HG 3 µ H 4 = 0,75 3 0,1 = 0,348;MH=69,33= 0,5;138,7т.е.M МЦКПР 3( IV )MH> α HG 3 µ H 4и расчет коэффициента µH следует продолжить.ZVМЦК −САТПР 3( IV ) = 0,925 ⋅ 2,210,05 = 0,962;nМЦКПР 3( IV ) M МЦКПР 3( IV ) + ν H M HnHµH 5 = µH 4 + M H (1 + ν H )36 N МЦКПР 3( IV )Z vH=N HO Z vМЦК −САТПР 3( IV ) 3500 6 69,33 + 0,012 ⋅ 138,7 750   0,983  11,02 ⋅ 106= 0,1 +   120 ⋅ 106 = 0,113;138,7(10,012)0,962+Проверка окончания суммированияα HG 3 µ H 5 = 0,75 3 0,113 = 0,363;M МЦКПР 3( III )MH=46,25= 0,33;138,7т.е.M МЦКПР 3( IХ )MH< α HG 3 µ H 5и расчет коэффициента µH следует прекратить.Таким образомµ H = µ H 5 = 0,113.В итогеNHE = 0,113·120·106 = 13,56·106.Коэффициент долговечности137612010⋅Z N = 20= 1,11.13,56 ⋅ 106Предел контактной выносливости поверхностей зубьев МЦКσ H lim = 1,11 ⋅1380 = 1534 МПа.Коэффициент, учитывающий окружную скорость зубчатого венца, определяется по формулеZV = Z МЦК −САТПР 2( I ) = 0,983.Допускаемые контактные напряжения для зубьев МЦК первого планетарного рядаσ HP 2 =1534⋅ 1,0 ⋅ 0,983 ⋅ 1,0 ⋅ 1,0 = 1256 МПа.1,2СателлитыЭквивалентное число циклов перемены напряженийN HE = µ H N HO .Количество нагружений в соответствии с заданным сроком службы (см.таблицу 6.7)NK = NСАТПР3(I) + NСАТПР3(II) + NСАТПР3(III) + NСАТПР3(IV) + NСАТПР3(V) + NСАТПР3(IX) ++ NСАТПР3(ЗХ) = 2,60·106 + 6,91·106 + 7,8·106 + 8,61·106 + 6,8·106 + 124,8·106 ++ 0,87·106= 158,39·106 > NHO =120·106.Поэтому коэффициент, учитывающий характер циклограммы нагружения, при ступенчатом изменении нагрузки, переменной частоте вращения (см.таблицу 6.7) и NK > NHOnM i +ν H M H ik nHµH = ∑ M H (1 + ν H )1 3  Z 6 NЦi  vH ,  Z vi  N HOВ этом случае последовательно определяются суммы µH1, µH2, µH3, … до тех пор, пока не будетвыполнено условиеM k +1< α HG 3 µ Hk .MHгде αHG = 0,75.Динамическая добавкаνH =wHV bw.FtH K АУдельная динамическая силаwHV = δ H g 0Vaw.u138Коэффициент, 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).Расчетный момент MН = MСАТПР3(I) = 73,28 Нм (см.таблицу 6.7).Обороты МЦК, соответствующие расчетному моменту, nН = nСАТПР3(I) = 1444 об/мин(см.таблицу 6.7).Окружная скорость на делительном диаметре, соответствующая расчетному моменту,V = 3,34 м/с (см.таблицу 6.7).Межосевое расстояние aw = 64,213 мм (см.раздел 6.2).Передаточное отношение u = 1,89 (см.раздел 6.2).Делительный диаметр d2САТПР3 = 44,161 мм (см.раздел 6.2).64, 213= 3, 66.1,89wHV = 0, 04 ⋅ 4, 7 ⋅ 3,34 ⋅bw = 20 мм.Для трансмиссий автомобилей, работающих совместно с многоцилиндровыми поршневымидвигателями KA = 1,75.FtH =2000 M H 2000 ⋅ 73, 28== 3318,5 Нd1САТПР 344,161иνH =3,66 ⋅ 20= 0,012.3318,5 ⋅ 1,750,050,05ZVH = ZVМЦК −САТПР 3( I ) = 0,925VМЦК= 0,983;−САТПР 3( I ) = 0,925 ⋅ 3,34где VМЦК-САТПР3(I) определяется по таблице 6.7.Таким образом,nСАТПР 3( I ) M САТПР 3( I ) + ν H M HnHµH1 = M H (1 + ν H )36 N САТПР 3( I )Z vH=N HO Z vМЦК −САТПР 3( I ) 31444 6 73,28 + 0,012 ⋅ 73, 28 1444   0,983  2,6 ⋅ 106=  120 ⋅ 106 = 0,022;73,28(1+0,012)0,983где значения моментов, оборотов и циклов перемены напряжений взяты из таблицы 6.7.Проверка окончания суммирования139M САТПР 3( ЗХ )α HG 3 µ H 1 = 0,75 3 0,022 = 0, 21;MH=73, 28= 1,0;73, 28т.е.M САТПР 3( ЗХ )MH> α HG 3 µ H 1и расчет коэффициента µH следует продолжить.ZVМЦК −САТПР 3( ЗХ ) = 0,929µH 2nСАТПР 3( ЗХ ) M САТПР 3( ЗХ ) + ν H M HnH= µH 1 + M H (1 + ν H )36 NСАТПР 3( ЗХ )Z vH=ZNvМЦК−САТПР3(ЗХ)HO3472 6 73,28 + 0,012 ⋅ 73, 28 1444   0,983  0,87 ⋅ 106= 0,022 + = 0,032; 673, 28(1 + 0,012)  0,929  120 ⋅ 10где значения моментов, оборотов и циклов перемены напряжений взяты из таблицы 6.7.Проверка окончания суммированияα HG 3 µ H 2 = 0,75 3 0,032 = 0, 238;M САТПР3(V )MH=43,95= 0,6;73, 28т.е.M САТПР 3(V )MH> α HG 3 µ H 2и расчет коэффициента µH следует продолжить.ZVМЦК −САТПР 3(V ) = 0,925 ⋅ 1,090,05 = 0,929nСАТПР 3(V ) M САТПР 3(V ) + ν H M HnHµH 3 = µH 2 + M H (1 + ν H )36 N САТПР 3(V )Z vH=ZNHO vМЦК −САТПР 3(V ) 3472 6 43,95 + 0,012 ⋅ 73,28 1444   0,983  6,8 ⋅ 106= 0,032 +   120 ⋅ 106 = 0,049;73,28(1+0,012)0,929Проверка окончания суммированияα HG 3 µ H 3 = 0,75 3 0,049 = 0, 274;M САТПР 3( II )MH=36,63= 0,5;73,28т.е.140M САТПР 3( II )MH> α HG 3 µ H 3и расчет коэффициента µH следует продолжить.ZVМЦК −САТПР 3( II ) = 0,997µH 4nСАТПР 3( II ) M САТПР 3( II ) + ν H M HnH= µH 3 + M H (1 + ν H )36 N САТПР 3( II )Z vH=N HO Z vМЦК −САТПР 3( II ) 31920 6 36,63 + 0,012 ⋅ 73,28 1444   0,983  6,91 ⋅ 106= 0,049 + = 0,056; 673,28(1 + 0,012)  0,997  120 ⋅ 10Проверка окончания суммированияα HG 3 µ H 4 = 0,75 3 0,056 = 0, 287;M САТПР 3( IV )MH=36,63= 0,5;73, 28т.е.M САТПР 3( IV )MH> α HG 3 µ H 4и расчет коэффициента µH следует продолжить.ZVМЦК −САТПР 3( IV ) = 0,962;nСАТПР 3( IV ) M САТПР 3( IV ) + ν H M HnHµH 5 = µH 4 + M H (1 + ν H )36 N САТПР 3( IV )Z vH=N HO Z vМЦК −САТПР 3( IV ) 3957 6 36,63 + 0,012 ⋅ 73,28 1444   0,983  8,61 ⋅ 106= 0,056 +   120 ⋅ 106 = 0,066;73,28(1+0,012)0,962Проверка окончания суммированияα HG 3 µ H 5 = 0,75 3 0,066 = 0,303;M САТПР 3( III )MH=24,43= 0,33;73, 28т.е.M САТПР 3( III )MH> α HG 3 µ H 5и расчет коэффициента µH следует продолжить.ZVМЦК −САТПР 3( III ) = 0,983141nСАТПР 3( III ) M САТПР 3( III ) + ν H M HnHµH 6 = µH 5 + M H (1 + ν H )36 N САТПР 3( III )Z vH=ZNHO vМЦК −САТПР 3( III ) 31444 6 24,43 + 0,012 ⋅ 73,28 1444   0,983  7,8 ⋅ 106= 0,066 +   120 ⋅ 106 = 0,068;73,28(10,012)0,983+Проверка окончания суммированияα HG 3 µ H 6 = 0,75 3 0,068 = 0,306;M САТПР 3( IX )MH=8,13= 0,11;73,28т.е.M САТПР 3( IХ )MH< α HG 3 µ H 6и расчет коэффициента µH следует прекратить.Таким образомµ H = µ H 6 = 0,066.ПоэтомуNHE = 0,066·120·106 = 7,92·106.Коэффициент долговечностиZ N = 20120 ⋅ 106= 1,14.7,92 ⋅ 106Предел контактной выносливости поверхностей зубьев МЦКσ H lim = 1,14 ⋅1380 = 1576 МПа.Коэффициент, учитывающий окружную скорость зубчатого венца, определяется по формулеZV = Z МЦК −САТПР 3( I ) = 0,983.Допускаемые контактные напряжения для зубьев МЦК первого планетарного рядаσ HP1 =1576⋅ 1,0 ⋅ 0,983 ⋅1,0 ⋅1,0 = 1291 МПа.1, 2Условное допускаемое контактное напряжениеσ HPПР 3( ПРЯМ ) =22ε α 1δ Iσ HPI+ ε α 2δ IIσ HPII.εα142Коэффициенты торцевого перекрытия соответственно шестерни и колеса второго планетарного ряда εα1 = 0,845 и εα2 = 0,708, коэффициент торцевого перекрытия передачи εα = 1,552(см.раздел 6.2).KI =2ε α 1π2 ⋅ 0,845 ⋅ π== 0,476;z1tgα tw 28 ⋅ tg 21,72K II = K Iδ I = 1 + 0,5 K I − 0,5εα 10,845= 0,476= 0,568.εα 20,708K I K I20, 476 0,4762−= 1 + 0,5 ⋅ 0,476 − 0,5 ⋅−= 1,072;u3u1,893 3 ⋅ 1,893δ II = 1 − 0,5 K II + 0,5K II K II20,468 0,5682−= 1 − 0,5 ⋅ 0,568 + 0,5 ⋅−= 0,809.u3u1,893 3 ⋅ 1,893µ k 1 = 1,6 ⋅ 4200200= 1,6 ⋅ 4= 1, 22;HB590µ k 2 = 1,6 ⋅ 4200200= 1,6 ⋅ 4= 1, 22;590HBгде перевод твердости по Роквелу в твердость по Бринелю можно осуществить с помощью графика на рисунке 3.3.2.Допускаемые контактные напряжения для зоны I σНРI определяются как меньшее из двухзначений:µk1σНР1 =1,22·1291 = 1575 МПа иσНР2 = 1256 МПа,т.е.σНРI = 1256 МПа.Допускаемые контактные напряжения для зоны II σНРII определяются как меньшее из двухзначений:µk2σНР2 =1,22·1256 = 1532 МПа и σНР1 = 1291 МПа,т.е.σНРII = 1291 МПа.Таким образом,σ HPПР3( РЕВ ) =0,845 ⋅1,072 ⋅ 12562 + 0,708 ⋅ 0,809 ⋅ 12912= 1252 МПа.1,552Допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость зубчтых колес планетарных рядов ПР1, ПР2 и ПР4 определяются точно так же, как и для планетарного ряда ПР3.6.1.4.3.

Характеристики

Список файлов учебной работы