Расчёт редукторных механизмов в трансмиссиях автомобилей. Воронин Н.Н. - 11 стр.

UptoLike

ВУЗ: 

СПбГАСУ | Санкт-Петербург

Составители: 

Рубрика: 

20 21
При остановленном эпицикле (
0
3
=n
) крутящий момент на водиле
( )
[ ]
( )
[ ]
121131
11
121 zzTzzT
n
nT
T
H
H
+=+==
.
Равенство сомножителей при
1
T
следует из условия соосности.
Дополнительная нагрузка на опоры сателлитов от центробежной силы
( )
2
21
2
2
ddmF
HU
+ω=
, (2.49)
где
2
m
– масса сателлита, кг..
Массу сателлита определяют расчётным путём либо по приближённой за-
висимости
0
2
2
6
2
101,6 λ⋅=
−
bdm
, (2.50)
где
b
– ширина сателлита, мм;
0
λ
– коэффициент, зависящий от конструкции са-а-
теллита:
0
λ
= 0,5...0,7 – при опорах качения, расположенных внутри сателлита;
0
λ
= 1,3 – при подшипниках, установленных в водиле.
Полная нагрузка на опору сателлита
2222
4
UtUH
FFFFF +=+=
. (2.51)
Аналогичным образом находят силы и моменты, приложенные к звеньям
многорядных планетарных механизмов. Так, для двойного прямозубого
планетарного механизма (см. рис. 2.9) при числе сателлитов a
c1
= a
c2
= 1 окружная
сила в зацеплениях первого ряда F
t1
1
= 2T
1
1
/(m
1
z
1
); сила на водиле
;2
1
11 tH
FF =
крутящий момент на водиле первого ряда, равный крутящему моменту на солнечной
шестерне второго ряда, Т
H
1
= T
1
2
= F
H
1
m
1
(z
1
1
+ z
2
1
)/2 = 2T
1
1
[1 + (z
2
1
/z
1
1
)]; окружная
сила на шестерне второго ряда F
t1
2
= 2T
1
2
/(m
2
z
1
2
) = 4T
1
[1+(z
2
1
/z
1
1
)]/(m
2
z
1
2
); сила
на водиле F
H
2
= 2F
t1
2
= 8T
1
1
[1+(z
2
1
/z
1
1
)]/(m
2
z
1
2
); крутящий момент на выходном
звене – водиле Н
2
T
H
2
= F
H
2
m
2
(z
1
2
+ z
2
2
)/2 = 4T
1
1
[1+(z
2
1
/z
1
1
)]×[1+(z
2
2
/z
1
2
)].
Если нет необходимости определять силовые факторы на каждом звене пла-
нетарного механизма, то аналогичное значение момента можно сразу вычислить
через передаточное отношение
( )
[ ]
( )
[ ]
2
1
2
313
1
1
2,1
3
21
1
1
1
2
11 zzzzTiTT
H
H
++==
.
Крутящие моменты на звеньях несимметричного (см. рис. 2.10) и симмет-
ричного (см. рис. 2.11) дифференциальных механизмов определяют из условия
равенства подводимых и отводимых моментов и мощностей (без учёта потерь
на трение в дифференциале):
=+
=+
.
;
3311
31
HH
H
nTnTnT
TTT
(2.52)
После решения системы уравнений (2.52) получают
( ) ( )
1331
nnnnTT
HH
; (2.53)
( ) ( )
1313
nnnnTT
HH
−−=
. (2.54)
Достоверность результатов проверяют по следующим зависимостям:
( )
3111
zzzTT
H
+=
; (2.55)
( )
3133
zzzTT
H
+=
. (2.56)
Пример 2.3. Определить крутящие моменты на выходных звеньях несим-
метричного (см. рис. 2.10) и симметричного (см. рис. 2.11) дифференциальных
механизмов по данным примеров 2.1 и 2.2 и проверить достоверность получен-
ных результатов.
Несимметричный дифференциал:
T
1
= T
H
(40 − 100)/(40 − 400) = 0,167T
H
;
T
3
= T
H
(100 − 400)/(40 − 400) = 0,833T
H
.
Проверка: T
1
= T
H
⋅
20/(20 + 100) = 0,167T
H
;
T
3
= T
H
⋅
100/(20 + 100) = 0,83T
H
.
Симметричный дифференциал:
T
1
= T
H
(−200 − 100)/(−200 – 400) = 0,5T
H
;
T
3
= T
H
(100 − 400)/(−200 − 400) = 0,5 T
H
.
Проверка: T
1
= T
H
⋅
20/(20 + 20) = 0,5T
H
; T
3
= T
H
⋅
20/(20 + 20) = 0,5T
H
.
3. РАСЧЁТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
Задача расчёта заключается в определении напряжений в зубчатых колёсах
и их срока службы.
Расчёт зубчатых передач базируется на ГОСТ 21354–87 «Передачи зубчатые
цилиндрические эвольвентные. Расчёт на прочность» и методике, адаптирован-
ной к расчёту зубчатых колёс трансмиссии автомобиля.
В предлагаемой методике ряд коэффициентов опущен, а расчёт некоторых
параметров и коэффициентов упрощён.
Согласно нормативным документам работоспособность зубчатых передач
оценивается по результатам проверочных расчётов на контактную выносливость,

Страницы