Расчёт редукторных механизмов в трансмиссиях автомобилей. Воронин Н.Н. - 12 стр.

UptoLike

ВУЗ: 

СПбГАСУ | Санкт-Петербург

Составители: 

Рубрика: 

22 23
на выносливость при изгибе, а также по величине максимального динамического
крутящего момента – на контактную прочность и прочность при изгибе.
Исходные данные: максимальный момент двигателя T
e
max
, Н
⋅
м; частота
вращения двигателя при максимальном моменте n
двT
, об/мин; средняя скорость
движения автомобиля на передачах V
i
, км/ч; вес автомобиля G
a
, Н; нагрузка на
ведущие колёса G
сц
, Н; коэффициент запаса сцепления β
с
; радиус колеса r
к
, м; число
сателлитов а
c
; передаточное число передач U
i
, в том числе зубчатой пары
постоянного зацепления U
п.з
, главной передачи U
0
, колёсного редуктора U
к.р
;
планируемый пробег до капитального ремонта L
0
, км; относительная
продолжительность работы на передаче α; параметры зубчатой пары: модуль m,
мм, число зубьев z, угол наклона зубьев β, град, ширина венца b
w
, м, конусное
расстояние R
e
, м, межосевой угол δ, град, угол профиля зубьев в нормальном
среднем сечении α
n
, град, степень точности по нормам плавности работы n
ст. т
, класс
шероховатости, материал и твёрдость активных поверхностей зубьев.
3.1. Расчёт на контактную выносливость активных
поверхностей зубьев
Проверочный расчёт предназначен для предотвращения отказов из-за ус-
талостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев.
Условие контактной выносливости
HРH
σ≤σ
либо
H
LL
≤
0
, (3.1)
где
HРH
σσ
,
– соответственно расчётные, допускаемые контактные напряжения
выносливости, МПа;
0
L
– планируемый пробег автомобиля до капитального ре-
монта узла, км;
H
L
– пробег автомобиля, обеспечиваемый контактной выносли-
востью активных поверхностей зубьев, км.
Расчёт на выносливость выполняют по расчётному крутящему моменту, оп-
ределяемому либо по максимальному моменту двигателя, либо по максимальному
сцеплению колёс с дорогой.
Порядок расчёта по пробегу (сроку службы в километрах)
1. Расчётный крутящий момент на валу определяем по формулам (1.1)
или (1.2). В планетарных механизмах за расчётный принимают крутящий момент
на валу, связанному с одним из центральных колёс (см. п. 2.6.2).
2. Расчётная окружная сила F
ti
(см. пп. 2.1–2.5).
Для планетарных механизмов окружная сила одинакова во всех зацеплени-
ях и её определяют по зависимости (2.44). При примерно одинаковых материалах
и термообработке расчёт на выносливость и прочность достаточно выполнить толь-
ко для внешнего зацепления солнечного колеса с сателлитами, так как напряже-
ния при внешнем зацеплении больше, чем при внутреннем зацеплении эпицикла
с сателлитами.
3. Расчётная частота вращения вала
в11
Unn
=
, (3.2)
где
1
n
– частота вращения первичного вала коробки передач, об/мин.
По известным средним скоростям движения V
i
вычисляют частоту враще-
ния n
1i
, при отсутствии значений V
i
принимают n
1
= n
двT
, где n
двT
– частота вращения
двигателя при максимальном моменте.
Для планетарных механизмов в качестве расчётной частоты принимают ча-
стоту вращения в относительном движении
Hii
nnn
−=
о
, (3.3)
где
H
n
– частота вращения водила на данной ступени, об/мин (см. п. 2.6).
4. Параметр контактного напряжения на i-й ступени, МПа,
( )
[ ]
HViHHHwmwtiHi
ZZdbF КККП
1 βαε
=
, (3.4)
где
ti
F
– окружная сила, Н: для гипоидной передачи вместо F
ti
подставляют F
t2i
,
для остальных передач значение F
t
у шестерни и колеса одинаковые;
1wm
d
– сред-
ний делительный диаметр шестерни, мм: для цилиндрической шестерни
11 wwm
dd =
;
H
Z
– коэффициент контактного напряжения;
ε
Z
– коэффициент, учи-
тывающий степень перекрытия зубчатых колёс;
αH
К
– коэффициент, учитываю-
щий распределение нагрузки между зубьями;
βH
К
– коэффициент, учитывающий
распределение нагрузки по ширине венца;
HVi
К
– коэффициент, учитывающий
динамическую нагрузку в зацеплении.
Коэффициент Z
H
определяют по следующим зависимостям:
• для цилиндрической передачи
wbH
Z αβ= 2sincos2
, (3.5)
где
b
β
– угол наклона зуба на основном цилиндре, град:
wb
α⋅β=β
cossinsin
.
Для некорригированных и равносмещённых зубчатых колёс Z
H
= 1,77
cos
β
b
;
• для конической полуобкатной передачи (колесо нарезано без обкатывания)
с межосевым углом δ = 90°
nmH
UUZ α⋅+β= 2sin1cos2
22
, (3.6)

Страницы