Расчет и проектирование планетарных коробок передач (1034674), страница 24
Текст из файла (страница 24)
Для седьмой степени точности и максимальной окружной скорости на делительном диаметре при действии расчетного моментаVМЦК-САТПР3(I) = 3,34 м/с (см.таблицу 6.7)КHα = 1,037;при этом должно выполняться неравенствоK Hα ≤εγε α Zε2=2,864= 2,87.1,552 ⋅ 0,8022Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца КНβ можно определить по графикам, представленным на рис.3.3.2, 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 = 0,012 иK Hν = 1 + 0,012 = 1,012.В результате коэффициент нагрузкиKH = 1,75·1,012·1,01·1,037 = 1,85;и действующие в полюсе зацепления контактные напряженияσ HПР 3( РЕВ ) = 650,0 1,85 = 884,0 ≤ σ HPПР 3( РЕВ ) = 1252 МПа.152Расчет на контактную выносливость зубчтых колес планетарных рядов ПР1, ПР2 и ПР4осуществляется точно так же, как и для планетарного ряда ПР3.6.1.4.5.
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.Прямое действие нагрузкиMH = МСАТПР3(VII) = 10,48 Нм (см.таблицу 6.7).KH = 1,84 (см.раздел 6.4.4).M max = М САТПР 3(VII ) max =M двс max K МЦКПР 3(VII )aстПР 3u=320 ⋅ 0,286= 16,12 Нм.3 ⋅ 1,893Окружная сила на делительном диаметре при расчете на контактную выносливостьFtH max =2000M max 2000 ⋅ 16,12== 729,85 Н.d1САТПР 344,161Коэффициент 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 седьмой степени точности и максимальной окружной скорости на делительном диаметре при действии максимального моментаVМЦК-САТПР3(VII) = 1,09 м/с (см.таблицу 6.7)КHα = 1,025;153при этом должно выполняться неравенствоK Hα ≤εγε α Zε2=2,864= 2,63.1,552 ⋅ 0,837 2Коэффициент, 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 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 ⋅1, 09 ⋅64, 213= 1,19.1,893Вычисленное значение удельной динамической силы не превышает предельного допустимого значения wHVпред = 160 (см.таблицу 3.5.4).Таким образом,ν H max =1,19 ⋅ 20= 0,019729,85 ⋅ 1,75иK Hν max = 1 + 0,019 = 1,019.В результате коэффициент нагрузкиKHmax = 1,75·1,019·1,01·1,025 = 1,84;иσ H max = σ HPПР 3( ПРЯМ )М max K H max16,12 ⋅ 1,84= 388= 473 < σ HP max = 2640 МПа.10,48 ⋅ 1,84M H KHРеверсивное действие нагрузки154MH = МСАТПР3(I) = 73,28 Нм (см.таблицу 6.7).KH = 1,85 (см.раздел 6.4.4).M max = М САТПР 3( I ) max =M двс max K МЦКПР 3( I )aстПР 3u=320 ⋅ 2,0= 112,7 Нм.3 ⋅ 1,893Окружная сила на делительном диаметре при расчете на контактную выносливостьFtH max =2000 M max 2000 ⋅ 112,7== 5104,0 Н.d1САТПР 344,161Коэффициент 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 седьмой степени точности и максимальной окружной скорости на делительном диаметре при действии максимального моментаVМЦК-САТПР3(I) = 3,34 м/с (см.таблицу 6.7)КHα = 1,04;при этом должно выполняться неравенствоK Hα ≤εγε α Zε2=2,864= 2,63.1,552 ⋅ 0,837 2Коэффициент, 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 АУдельная динамическая силаwHV = δ H g 0Vaw.u155Коэффициент, 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 ⋅64, 213= 3, 66.1,893Вычисленное значение удельной динамической силы не превышает предельного допустимого значения wHVпред = 160 (см.таблицу 3.5.4).Таким образом,ν H max =3,66 ⋅ 20= 0,0085104,0 ⋅ 1,75иK Hν max = 1 + 0,007 = 1,007.В результате коэффициент нагрузкиKHmax = 1,75·1,008·1,01·1,04 = 1,85;иσ H ( РЕВ ) max = σ HPПР 3( РЕВ )М max K H max112,7 ⋅ 1,85= 1027= 1273 < σ HP max = 2640 МПа.M H KH73, 28 ⋅ 1,85Расчет на контактную прочность зубчтых колес планетарных рядов ПР1, ПР2 и ПР4 придействии максимальной нагрузки осуществляется точно так же, как и для планетарного ряда ПР3.6.1.4.6.
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.Расчетное 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.6.7).Коэффициент нагрузки определяется зависимостьюKF = KA KFV KFβ KFα.156Коэффициент 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-САТПР3(I) = 3,34 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 седьмой степени точности (определяется по таблице 3.5.3)g 0 = 4,7Таким образом,wFV = 0,06 ⋅ 4,7 ⋅ 3,3464,213= 5,49;1,893иνF =5,49 ⋅ 20= 0,019;3318,8 ⋅ 1,75в результатеK FV = 1 + 0,019 = 1,019.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 > 1157K Fα =4 + (ε β − 1)(n − 5)=4ε α4 + (1,312 − 1)(7 − 5)= 0,745;4 ⋅ 1,552где n = 7 - степень точности передачи по нормам контакта, а расчет εβ и εα см.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
