Расчет конической зубчатой передачи

2.3.2 Расчет конической зубчатой передачи

Рассчитаем на прочность и сопротивление усталости коническую пару зубчатых колес главной передачи проектируемого автопоезда.

Исходные данные зубчатой пары:

- z₁ = 19 – число зубьев шестерни;

- z₂ = 33 – число зубьев колеса;

- m_te = 9,74мм – внешний окружный модуль;

- R_e = 185,06мм – внешнее конусное расстояние;

- b₁ = b₂ = b = 56мм – ширина венца;

- b_m1 = b_m2 = b_m = 35° - угол наклона линии зуба;

- a_n= 22°30ў - угол профиля зуба в нормальном среднем сечении;

- h^*_а = 0,85 – коэффициент высоты головки зуба;

- x_t1 = 0,1 = -x_t2 – коэффициент тангенциальной коррекции;

- x₁ = -x₂ = 0 – коэффициенты смещения у шестерни и колеса;

- материал – сталь 25Х2Н4А;

- термообработка – цементация с последующей закалкой до HRC_Э 58…63;

- 6 – класс шероховатости активных поверхностей зубьев;

- 7 – степень точности по нормам плавности, передача полуобкатная, регулируемая.

Расчетное контактное П_Н и изгибное s_F напряжение находятся по формулам:

,[13.c.315]

где F_t – расчетная окружная сила в зубчатом зацеплении, Н; [13.c.316]

b_w , b_f – рабочая ширина зуба при расчете контактных и изгибных напряжений соответственно, мм; [13.c.316]

m_nm – средний нормальный модуль, мм; [13.c.317]

d_wm1 – средний начальный диаметр шестерни, мм; [13.c.317]

Z_H , Y_F – коэффициенты учитывающие форму сопряженных поверхностей зубьев; [13.c.317]

Y_e , Z_e - коэффициенты перекрытия зубьев; [13.c.323]

K_Ha , K_Fa - коэффициенты распределения нагрузки между зубьями в зависимости от степени точности передачи; [13.c.325]

К_Hb , K_Fb - коэффициенты учитывающие распределение нагрузки по длине контактной линии; [13.c.327]

K_Hm , K_Fm - коэффициенты учитывающие влияние трения и смазки; [13.c.331]

K_Hx , K_Fx – коэффициенты учитывающие влияние размеров зубчатого колеса и модуля зубьев. [13.c.331]

мм;

Значение Т берем из таблицы 1.3 для первого участка. Результаты вычислений заносим в таблицу 1.4.

Единичное контактное напряжение (коэффициент контактного напряжения) определяем по формуле: [13.c.317]

где d₁ и d₂ – углы делительного конуса шестерни и колеса соответственно.

Углы делительных конусов находят из следующих равенств: [13.c.318]

Эквивалентное число зубьев z_vшестерни и колеса:

единичное напряжение изгиба (коэффициент напряжения изгиба):

,[13.c.319]

где - номинальное значение коэффициента , = 2,25 для полуобкатной передачи;

К_и – коэффициент, учитывающий влияние параметров парного зубчатого колеса, К_и = 1 для конического колеса;

К_a - коэффициент, учитывающий влияние угла профиля, К_a = 0,935;

К_r - коэффициент, учитывающий влияние радиуса переходной кривой профиля зуба, К_r= 1,03;

К_t - коэффициент, учитывающий влияние преднамеренного перераспределения толщины зубьев шестерни и колеса соответственно,

,[13.c.323]

.

Коэффициенты осевого e_b и торцевого e_a перекрытия для конических передач:

где a_t – угол профиля в торцевом сечении,

[13.c.318]

Для конических косозубых передач Y_e = Z_e = 1.

Коэффициент

,[13.c.325]

где - коэффициенты, учитывающие непостоянство интенсивности нагрузки на наклонных контактных линиях и влияние точности изготовления на распределение нагрузки между зубьями соответственно. Для передач с криволинейными зубьями

К_Нy = 1+e_b/3 = 1+1,51/3 = 1,5. [13.c.325]

Расчетная окружная скорость в зацеплении находится по формуле:

,[13.c.325]

где n – расчетная частота вращения зубчатого колеса в мин ^-1.

К_Нg = 1 + 0,00267v_з [13.c.325]

Все результаты вычислений заносим в таблицу 1.4.

Коэффициент

,[13.c.325]

где - коэффициент, учитывающий влияние числа зубьев z_v и величины смещения х на распределение нагрузки между зубьями;

К_D - коэффициент, учитывающий влияние точности изготовления и удельной нагрузки F_to = F_t/(b_wm_nm) на распределение нагрузки между зубьями. [13.c.325]

Для внешнего зацепления = 1,43, для шестерни и для колеса =1,47. [13.c.326]

Значения коэффициента К_D выбирают в зависимости от степени точности передачи и значении F_to , К_D = 0. [13.c.326]

K_Fa1 = 1 + (1,43 – 1)0 = 1

K_Fa2 = 1 + (1,47 – 1)0 = 1

Для передач с неразветвленным потоком мощности[13.c.326]

.

Здесь коэффициент учитывает распределение нагрузки по ширине венца в начальный период работы передачи, и - приработку зубьев в процессе эксплуатации.

= 1,02 [13.c.327] .

Последовательность вычисления коэффициентов К_HV и K_FV следующая:

1) определяем расчетную производственную погрешность D₀ = 22мкм зубчатых колес согласно [13.c.330]

2) вычисляем внутреннюю динамическую нагрузку (в Н) при окружной скорости v_з = 1 м/с:

, [13.c.329]

где N_D - коэффициент, учитывающий тип передачи и равный N_D = 0,14 для передач с криволинейным зубом. [13.c.329]

,

3) определяем внутреннюю динамическую нагрузку (в Н) при расчетном значении окружной скорости:

. [13.c.330]

4) рассчитываем предельное значение динамической нагрузки (в Н) по формуле [13.c.330]

,

где G_tS - суммарная удельная жесткость сопряженных зубьев, G_tS = 16Н/ммЧмкм , [13.c.330]

.

5) сопоставляем значения и и меньшее из них принимают в качестве расчетного значения внутренней динамической нагрузки ;

6) определяем расчетное значение коэффициента внутренней динамической нагрузки:

;

7) вычисляем искомые значения коэффициентов К_Fv и K_Hv :

,

где K_ve – коэффициент, учитывающий влияние внешних динамических нагрузок.

При применении смазочных материалов, рекомендуемых для агрегатов трансмиссии автомобиля, К_Нm = 1. Для ведущего зубчатого колеса внешнего зацепления К_Fm = 1,05 , а для ведомого 0,95 .

Для зубчатых колес, имеющих (средний) начальный диаметр d_w < 700 мм,

К_Нх = 1.

К_Fх = 1,14 [13.c.332]

Все результаты вычислений заносим в таблицу 1.4.

Предельные напряжения при расчете на сопротивление усталости определяют по формулам [13.c.331]

,

где и - пределы выносливости (при контактных напряжениях и симметричном изгибе зубьев соответственно), установленные при стендовых испытаниях колес с заданными конкретными размерами, термообработкой и чистотой поверхности зубьев, соответствующие вероятности неразрушения Р=0,9 и базовым числам циклов N_H0 и N_F0, = 21 МПа и = 430 МПа [13.c.334]

Z_R и Y_R – коэффициенты, учитывающие особенности обработки зубьев, Z_R=1 [13.c.336] Y_R = 1 [13.c.332];

K_Fc – коэффициент, учитывающий отличие характера нагружения зубчатого колеса от знакопеременного симметричного цикла, K_Fc=1,2 [13.c.333].

Ресурсы R_1H и R_1F зубчатого колеса по контактным напряжениям и при изгибе, расходуемые за один километр пробега автопоезда, определяем по формулам [13.c.333]

,

где а – фактор цикличности, т.е. число вхождений в зацепление одного зуба одной и той же стороной за один оборот зубчатого колеса, а = 1 [13.c.333];

n_s – число оборотов, совершаемых ведущим колесом автопоезда за один километр пробега,

;

mH = 3 , mF = 9 [13.c.333] .

Общие ресурсы R_Hlim и R_Flim вычисляем по формулам

.

Значения базовых циклов N_H0 = 4 10 ^{- 6} и N_F0 = 1,2 10 ^{– 8} [13.c.334] .

При оценке долговечности зубчатых колес по сроку службы определяем пробеги L_Н и L_F до появления прогрессирующего выкрашивания активных поверхностей зубьев и усталостной поломки зуба:

,

которые затем сравниваем с планируемым сроком службы L₀.

Расчетный ресурс зубчатой передачи больше требуемого.

Расчет зубчатой передачи на прочность

Определим максимально возможные в эксплуатации контактные напряжения П_Hmax на активных поверхностях зубьев и напряжений изгиба s_Fmax зубьев и сравним полученные значения с предельными П_HlimM = 190 МПа и s_FlimM =1950 МПа [13.c.334].

Напряжения П_{Н max} и s_Fmax возникают при действии максимально возможного динамического крутящего момента T_max на валу зубчатого колеса, который, равен

T_max = K_д Т,

где К_д – коэффициент динамичности, К_д = 2,25 [13.c.313];

Т – наибольший крутящий момент на рассчитываемом участке трансмиссии.

Условие достаточной прочности зубьев имеет вид

,

где 0,9П_HlimM = 171 МПа ; 0,9s_FlimM =1755 МПа.

Условие достаточной прочности выполняется.

Похожие работы

Установление периодичности, структуры и объема плановых замен деталей заднего моста, установленного на автомобиль МАЗ-5335

Скачать

61960

6

10

... а количество групп значительно меньше. Все это дает возможность своевременно устанавливать экономические сроки службы агрегатов. [1]   3.2 Результаты установленной структуры и объемов плановых замен   Для осуществления расчетов необходима информация: стоимость новых деталей для замены (приложение Г), нормы трудоемкости на проведение работ (приложение Д); тарифные ставки для соответствующих ...

Основы проектирования и конструирования

Скачать

460103

24

39

... ребрами) изображают конструктивные и потоковые функциональные структуры [14]. Принципы построения функциональных структур технических объектов рассматриваются в последующих главах курса "Основы проектирования им конструирования" не включенных в настоящее пособие. Для систем управления существуют характеристики, которые можно использовать в качестве критериев для оценки структур. Одна из них - ...

Эксплуатационные материалы

Скачать

83811

20

2

... -12рк (ТУ 38.101844-80). ТАД-17И (класс 18) получают смешением остаточного и дистиллятного масел с введением многофункциональной и депрессорной присадок. Масло обладает высокими эксплуатационными свойствами, является универсальным и может применяться в тяжелонагруженных цилиндрических, спирально-конических и гипоидных передачах грузовых и легковых автомобилей в умеренной и жаркой климатических ...