Dz_po_pkp_kadomtsev (1037855), страница 8
Текст из файла (страница 8)
Для шестой степениточности и максимальной окружной скорости на делительном диаметре при действиирасчетного 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. 3.4.2 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 tHmax ⋅ 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 зуба длякосозубой передачи (см.таблицу 3.5.2 Пособия)55δH := 0.04ωHV := δH ⋅ g 0 ⋅ V ⋅awωHV = 7.935uВычисленное значение удельной динамической силы не превышает предельного допустимогозначения wHVпред = 160 (см.
таблицу 3.5.4 Пособия).Таким образом,ωHV ⋅ b wνH :== 0.216F tHmax ⋅ KAKHν := 1 + νH = 1.216В результате коэффициент нагрузкиKHmaxpr1_pryam := KA ⋅ KHν ⋅ KHβ ⋅ KHα = 2.692σHmaxpr1_pryam := σHPpr1_pryam ⋅Mmax ⋅ KHmaxpr1_pryamMH ⋅ KHσHmaxpr1_pryam < σHPmax = 1= 1542.424σHPmax = 2728МПаМПаРеверсивное действие нагрузкиMH := Mmckpr11KH := KHpr1_obrMmax :=НMH = 66мKH = 2.535MHОпределяется по Таблице 5НMmax = 120k dvмОкружная сила на делительном диаметре при расчете на контактную выносливостьd 1 := d 1mckpr1d 1 = 140.798ммF tHmax :=2000 ⋅ M maxd1F tHmax = 1704.575НКоэффициент 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: для56косозубых передач определяется по графику на рисунке 3.5.1 Пособия.
Для шестой степениточности и максимальной окружной скорости на делительном диаметре при действиирасчетного моментамV := Vmck_stpr1V = 11.058с1KHα = 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. 3.4.2 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 tHmax ⋅ 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 зуба длякосозубой передачи (см.таблицу 3.5.2 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).Таким образом,ωHV ⋅ b wνH :== 0.08F tHmax ⋅ KA57KHν := 1 + νH = 1.08В результате коэффициент нагрузкиKHmaxpr1_obr := KA ⋅ KHν ⋅ KHβ ⋅ KHα = 2.39σHmaxpr1_obr := σHPpr1_obr ⋅Mmax ⋅ KHmaxpr1_obrMH ⋅ KHσHmaxpr1_obr < σHPmax = 1При максимальном моменте= 1753.303σHPmax = 2728НаправлениеМПаМПаНомерпланета1Расчетные контактныенапряжения, МпаДопускаемые контактныенапряжения, МпаРасчетные контактныенапряжения, МпаДопускаемые контактныенапряжения, Мпа1542,42Прямое27281753Обратное27284.2.5. Расчет зубьев на выносливость при изгибеВыносливость зубьев при изгибе определяется путем сопоставления расчетного напряжения отизгиба в опасном сечении на переходной поверхности σF и допускаемого напряжения σFP:σF < σFPПланетарный ряд ПР1Расчетное местное изгибное напряжение на переходной поверхности зуба, МПаF tFσF := KF ⋅ YFS ⋅ Yε ⋅ Yβ ⋅bw ⋅ mОкружная сила на делительном диаметре при расчете на изгибную выносливостьMF := Mmckpr11d 1 := d 1mckpr1F tFpr1 :=2000 ⋅ MFd1MF = 66d 1 = 140.798ммF tFpr1 = 937.516Определяется по Таблице 5Н58Коэффициент нагрузки определяется следующей зависимостью:KF := KA ⋅ KFν ⋅ KFβ ⋅ KFαКоэффициент KA учитывает внешнюю динамическую нагрузку: для трансмиссий автомобилей,работающих совместно с многоцилиндровыми поршневыми двигателями,KA := 1.75Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца КНβ можно определить по графикам, представленным на рис.
3.7.1 Пособия, в зависимости от отношения ψbd =b w/d, схемы расположения зубчатых колес и твердости активных поверхностей зубьев:KFβ := 1.01Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацепленииKFν := 1 + νFДинамическая добавкаωFV ⋅ b wνF :=F tFpr1 ⋅ KAУдельная динамическая силаωFV := δF ⋅ g 0 ⋅ V ⋅awua 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).g 0 := 3.8Коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зуба длякосозубой передачи (см.таблицу 3.5.2 Пособия)δF := 0.06ωFV := δF ⋅ g 0 ⋅ V ⋅awuωHV = 7.935Вычисленное значение удельной динамической силы не превышает предельного допустимогозначения wFVпред = 160 (см.
таблицу 3.5.4 Пособия).Таким образом,ωFV ⋅ b wνF :== 0.218F tFpr1 ⋅ KAKFν := 1 + νF = 1.218Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для косозубого зацепления59при ε β > 1KFα :=n := 6()4 + εβ − 1 ( n − 5 )4⋅ εαстепень точности передачи по нормам контактаεα := εαmck_stpr1 = 1.443εβ = 1.236KFα :=()4 + εβ − 1 ( n − 5 )4⋅ εα= 0.734В результате коэффициент нагрузкиKFpr1 := KA ⋅ KFν ⋅ KFβ ⋅ KFα = 1.579Коэффициент, учитывающий форму зуба, YFS определяется по графику на рисунке 3.7.2 ПособияZν1mckpr1 = 75.453эквивалентное число зубьевx 1 = 0.3коэффициент смещения шестерниYFS := 3.52Коэффициент, учитывающий наклон зубьев, для косозубой передачиβdegYβ := 1 − εβ ⋅= 0.868140βград, угол наклона зубьев= 15degКоэффициент, учитывающий перекрытие зубьевYε :=1εα= 0.693Таким образом,F tFpr1σFpr1 := KFpr1 ⋅ YFS ⋅ Yε ⋅ Yβ ⋅= 52.195bw ⋅ mσFpr1 < σFPpr1 = 1σFPpr1 = 252.59160Номерпланетарного ряда1Расчетные изгибныенапряжения, Мпа52,195Допускаемые изгибныенапряжения, Мпа252,5914.2.6.
Расчет на прочность при изгибе при действии максимальнойнагрузкиПланетарный ряд ПР1Прочность зубьев при изгибе максимальной нагрузкой определяется путем сопоставлениемрасчетного σFmax и допускаемого напряжений изгиба σFPmax в опасном сечении при действиимаксимальной нагрузки:σFmax < σFPmaxДля упрощенных расчетов расчетное местное напряжение можно определять по формулеF tFmaxσFmax := σF ⋅F tF ⋅ KAЗа расчетную нагрузку F Ftmax принимают максимальную из действующих за расчетный срокслужбы нагрузокF tFmax :=Mmckpr1Mmax :=k dv1= 120d 1 := d 1mckpr1 = 140.798НмммF tFmax :=2000 ⋅ Mmaxd1Определяется по Таблице 52000 ⋅ Mmaxd1= 1704.575НКоэффициент KA учитывает внешнюю динамическую нагрузку.
Если в циклограмме неучтены внешние динамические нагрузки, то для трансмиссий автомобилей, работающихсовместно с многоцилиндровыми поршневыми двигателями, можно приниматьKA := 1.75Допускаемое напряжение σFPmax [МПа]61σFStσFPmax :=⋅KSFSt XFгде коэффициент KXF := 1определятся по графику на рис. 3.4.6 ПособияКоэффициент запаса прочности1.75SFSt :== 1.522S''F = 1.15 для прокатаS''FПредельное напряжение зубьев при изгибе максимальной нагрузкой [МПа]σFSt := σ'FSt ⋅ YgSt ⋅ YdStσ'FSt := 2000МПа - базовое значение предельного напряжения зубьев при максимальнойнагрузке (см табл.
3.8.1 Пособия)YgSt := 1.05коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхностизуба (см.табл.3.8.2 Пособия);YdSt := 1коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочненияпереходной поверхности зуба (см.табл.3.8.3 Пособия).Таким образомσFSt := σ'FSt ⋅ YgSt ⋅ YdSt = 2100МПаσFStσFPmax :=⋅ K = 1380SFSt XFМПаF tFmaxσFmaxpr1 := σFpr1 ⋅= 54.229 МПаF tFpr1 ⋅ KAσFmaxpr1 < σFPmax = 1Номер планетарного ряда1Расчетные изгибныенапряжения, МпаДопускаемые изгибныенапряжения, Мпа54,2291380625.1. Расчет подшипников сателлитов первого планетарного ряда.ряда.Радиальные усилия в сателлитах планетарных механизмов существующихавтоматических трансмиссий воспринимаются роликовыми игольчатыми подшипникамис сепаратором без внешнего и внутреннего колец.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
