Dz_po_pkp_kadomtsev (1037855), страница 7
Текст из файла (страница 7)
Для цементированных легированных зубчатых колес(см.табл.3.4.3 Пособия)S'F := 1.95Коэффициент S''F, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса:для прокатаS''F := 1.15Таким образомSF := S'F ⋅ S''F = 2.242Коэффициент YS, учитывающий градиент напряжений и чувствительность материала кконцентрации напряжений (определяется в зависимости от модуля зацепления по графику нарисунке 3.4.5 Пособия).,YS := 1.04Коэффициент YR, учитывающий шероховатость переходной поверхности (табл.3.4.5Пособия).
Для шлифованных зубчатых колесYR := 1Коэффициент KxF, учитывающий размеры зубчатого колеса (определяется в зависимостиот величины делительного диаметра по графику на рисунке 3.4.6 Пособия)KxF := 1В результатеσFlimpr1σFPpr1 :=⋅ YS ⋅ YR ⋅ KxF = 252.591SFМПаНомерпланетарного1Допускаемыеизгибныенапряжения,Мпа252,594.2.3. Расчет на контактную выносливостьПланетарный ряд ПР1Прямое действие нагрузкиРасчетный момент (см.Таблиу 5).MH := Mmckpr1MH = 24.3543МПаКонтактная выносливость зубчатой передачи определяется сравнением действующих вполюсе зацепления контактных напряжений σН с допускаемыми, т.е.σHpr1_pryam := σHO ⋅KHσHpr1_pryam < σHPpr1_pryamКонтактное напряжение без учета дополнительных нагрузок, мПа,48σHO := ZH ⋅ ZE ⋅ Zε ⋅d 1 := d 1mckpr1b w = 30F tH ⋅ ( u + 1 )bw ⋅ d1 ⋅ ud 1 = 140.798 ммммu := u mck_stpr1Окружная сила на делительном диаметре при расчете на контактную выносливость2000 ⋅ M HF tH :=F tH = 345.943Нd1Коэффициент ZH учитывает форму сопряженных поверхностей зубьев и определяетсяследующей зависимостью( )( ) sin( 2 ⋅ αtw)1ZH :=⋅cos αtβbdeg= 14.0762 ⋅ cos βbградопределены по Таблице 3αtw := αtwmck_stpr1αtград= 20.647deg( )( ) sin( 2 ⋅ αtw)1ZH :=⋅cos αt2 ⋅ cos βbZH = 1.769Коэффициент ZЕ, учитывает механические свойства сопряженных зубчатых колес: для сталиZE := 190Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий для косозубых передач.Zε :=1εαεα := εαmck_stpr1гдеZε :=1εα= 0.832В результатеσHO := ZH ⋅ ZE ⋅ Zε ⋅F tH ⋅ ( u + 1 )bw ⋅ d1 ⋅ u= 89.524МПаКоэффициент нагрузки определяется следующей зависимостью:KH := KA ⋅ KHν ⋅ KHβ ⋅ KHαКоэффициент KA учитывает внешнюю динамическую нагрузку: для трансмиссий автомобилей,работающих совместно с многоцилиндровыми поршневыми двигателями,49KA := 1.75Коэффициент К Hα, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, зависит отокружной скорости зубчатого венца V и степени точности по нормам плавности работы: длякосозубых передач определяется по графику на рисунке 3.5.1 Пособия.
Для шестой степени точностии максимальной окружной скорости на делительном диаметре при действии расчетного моментамV := Vmck_stpr1V = 11.058с3KHα := 1.24при этом должно выполняться неравенствоεγ := εγmck_stpr1KHα <εγ2=1εα ⋅ ZεКоэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца КНβ можно определить по графикам, представленным на рис. 3.5.2 Пособия, в зависимости от отношения ψ bd =b w/d, схемы расположения зубчатых колес и твердости активных поверхностей зубьев:KHβ := 1.02Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацепленииKHν := 1 + νHДинамическая добавкаωHV ⋅ b wνH :=F tH ⋅ KAУдельная динамическая силаωHV := δH ⋅ g 0 ⋅ V ⋅awa w := a wmck_stpr1uu := u mck_stpr1Коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни иколеса для шестой степени точности по нормам плавности (см.таблицу 3.5.3 Пособия).g 0 := 3.8Коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубадля косозубой передачи (см.таблицу3.5.2 Пособия)δH := 0.04ωHV := δH ⋅ g 0 ⋅ V ⋅awuωHV = 7.935Вычисленное значение удельной динамической силы не превышает предельного допустимого50значения wHVпред = 160 (см.
таблицу 3.5.4 Пособия).Для трансмиссий автомобилей, работающих совместно с многоцилиндровыми поршневымидвигателямиKA := 1.75Таким образом,ωHV ⋅ b wνH :== 0.393F tH ⋅ KAKHν := 1 + νH = 1.393В результате коэффициент нагрузкиKHpr1_pryam := KA ⋅ KHν ⋅ KHβ ⋅ KHα = 3.084и действующие в полюсе зацепления контактные напряженияσHpr1_pryam := σHO ⋅KHpr1_pryam = 157.209МПаσHpr1_pryam < σHPpr1_pryam = 1σHPpr1_pryam = 1224.276МПаРеверсивное действие нагрузкиРасчетный момент (см.Таблицу 5).MH := Mmckpr1MH = 661МПаКонтактная выносливость зубчатой передачи определяется сравнением действующих вполюсе зацепления контактных напряжений σН с допускаемыми, т.е.σHpr1_obr := σHO ⋅σHpr1_obr < σHPpr1_obrKHКонтактное напряжение без учета дополнительных нагрузок, мПа,σHO := ZH ⋅ ZE ⋅ Zε ⋅d 1 := d 1mckpr1b w = 30F tH ⋅ ( u + 1 )bw ⋅ d1 ⋅ ud 1 = 140.798 ммммu := u mck_stpr1Окружная сила на делительном диаметре при расчете на контактную выносливостьF tH :=2000 ⋅ M Hd1F tH = 937.516НКоэффициент ZH учитывает форму сопряженных поверхностей зубьев и определяется51следующей зависимостью1( )( )2 ⋅ cos βbZH :=⋅sin 2 ⋅ αtwcos αtβb= 14.076 градdeg( )определены по Таблице 3αtw := αtwmck_stpr1αtград= 20.647deg( )( ) sin( 2 ⋅ αtw)1ZH :=⋅cos αt2 ⋅ cos βbZH = 1.769Коэффициент ZЕ, учитывает механические свойства сопряженных зубчатых колес: для сталиZE := 190Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий для косозубых передач.Zε :=Zε :=11εαεα := εαmck_stpr1гдеεα= 0.832В результатеσHO := ZH ⋅ ZE ⋅ Zε ⋅F tH ⋅ ( u + 1 )bw ⋅ d1 ⋅ u= 147.376МПаКоэффициент нагрузки определяется следующей зависимостью:KH := KA ⋅ KHν ⋅ KHβ ⋅ KHαКоэффициент KA учитывает внешнюю динамическую нагрузку: для трансмиссий автомобилей,работающих совместно с многоцилиндровыми поршневыми двигателями,KA := 1.75Коэффициент К Hα, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, зависит отокружной скорости зубчатого венца V и степени точности по нормам плавности работы: длякосозубых передач определяется по графику на рисунке 3.5.1 Пособия.
Для шестой степениточности и максимальной окружной скорости на делительном диаметре при действии расчетногомоментамV := Vmck_stpr1V = 11.058с1KHα = 1.2452при этом должно выполняться неравенствоKHα <εγ2=1εα ⋅ Zεεγ := εγmck_stpr1Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца КНβ можно определить по графикам, представленным на рис. 3.4.2 Пособия, в зависимости от отношения ψ bd =b w/d, схемы расположения зубчатых колес и твердости активных поверхностей зубьев:KHβ = 1.02Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацепленииKHν := 1 + νHДинамическая добавкаωHV ⋅ b wνH :=F tH ⋅ KAУдельная динамическая силаωHV := δH ⋅ g 0 ⋅ V ⋅awa w := a wmck_stpr1u := u mck_stpr1Коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни иколеса для шестой степени точности по нормам плавности (см.таблицу 3.5.3 Пособия).ug 0 := 3.8Коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зуба длякосозубой передачи (см.таблицу3.5.2 Пособия)δH := 0.04ωHV := δH ⋅ g 0 ⋅ V ⋅awuωHV = 7.935Вычисленное значение удельной динамической силы не превышает предельного допустимогозначения wHVпред = 160 (см.
таблицу 3.5.4 Пособия).Для трансмиссий автомобилей, работающих совместно с многоцилиндровымипоршневыми двигателямиKA := 1.75Таким образом,53ωHV ⋅ b wνH :== 0.145F tH ⋅ KAKHν := 1 + νH = 1.145В результате коэффициент нагрузкиKHpr1_obr := KA ⋅ KHν ⋅ KHβ ⋅ KHα = 2.535и действующие в полюсе зацепления контактные напряженияσHpr1_obr := σHO ⋅KHpr1_obr = 234.626σHPpr1_obr = 1339.02МПаМПаσHpr1_obr < σHPpr1_obr = 14.2.4. Расчет на контактную прочность при действии максимальной нагрузкиПри действии максимальной нагрузки Мmax наибольшее за заданный срок службыконтактное напряжение не должно превышать допускаемого σHPmax:σHmax < σHPmaxДопускаемое контактное напряжение при максимальной нагрузке, не вызывающееостаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя σHPmax зависит от способахимико-термической обработки зубчатого колеса и от характера изменения твердости поглубине зуба.
Для зубьев, подвергнутых цементации или контурной закалкеσHPmax := 44 ⋅ HRC = 2728МПаМаксимальное контактное напряжение σHmax определяется по формулеσHmax := σHP ⋅Mmax ⋅ KHmaxMH ⋅ KHгде КHmax - коэффициент нагрузки, определяемый при нагрузке Мmax.Прямое действие нагрузкиMH := Mmckpr13KH := KHpr1_pryamMmax :=MHk dvMH = 24.354 НмKH = 3.084Mmax = 44.28Определяется по Таблице 5НмОкружная сила на делительном диаметре при расчете на контактную выносливостьd 1 := d 1mckpr1d 1 = 140.798ммF tHmax :=2000 ⋅ M maxd1F tHmax = 628.988Н54Коэффициент нагрузки определяется следующей зависимостью:KHmax := KA ⋅ KHν ⋅ KHβ ⋅ KHαКоэффициент KA учитывает внешнюю динамическую нагрузку: для трансмиссий автомобилей,работающих совместно с многоцилиндровыми поршневыми двигателями,KA := 1.75Коэффициент К Hα, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, зависит отокружной скорости зубчатого венца V и степени точности по нормам плавности работы: длякосозубых передач определяется по графику на рисунке 3.5.1 Пособия.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
