Расчёт редукторных механизмов в трансмиссиях автомобилей. Воронин Н.Н. - 18 стр.

UptoLike

ВУЗ: 

СПбГАСУ | Санкт-Петербург

Составители: 

Рубрика: 

34 35
3. Коэффициенты долговечности
mF
FEFFL
NN
101
К = ; (3.40)
mF
FEFFL
NN
202
К = . (3.41)
При
1
К
FL
< 0,9 принимают
1
К
FL
= 0,9.
4. Допускаемые напряжения изгиба
1lim1
К
FLFFP
σ=σ
; (3.42)
2lim2
К
FLFFP
σ=σ
. (3.43)
При
lim
6,0
FFP
σ>σ
принимают
lim
6,0
FFP
σ=σ
, где
limF
σ
– предельное на-
пряжение изгиба зуба, при котором возможно появление остаточной деформации
зуба или его хрупкий излом, МПа (см. табл. 3.6).
5. Проверка выполнения условия (3.29) выносливости на изгиб по допуска-
емым напряжениям.
3.3. Расчёт на прочность
Расчёт выполняют для предотвращения остаточной деформации или изло-
ма зубьев по максимальному динамическому крутящему моменту.
Порядок расчёта.
1. Вычисление расчётного крутящего момента по зависимости (1.3) и ок-
ружной силы (см. разд. 2).
2. Максимальное контактное напряжение
( )
[ ]
βαε
=σ
HHHwmwtH
ZZdbF КК275
1maxmax
. (3.44)
3. Максимальные напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса:
( )
[ ]
βαεβ
=σ
FFFnmwtF
YYYdbF КК
11maxmax1
; (3.45)
( )
[ ]
βαεβ
FFFnmwtF
YYYdbF КК
22maxmax2
. (3.46)
4. Проверка условий достаточной прочности
lim
max
σ9,0σ
H
H
≤
; (3.47)
lim
max1
9,0
F
F
σ≤σ
; (3.48)
lim
max2
9,0
F
F
σ≤σ
. (3.49)
Пример 3.1. Выполнить проверочный расчёт зубчатых колёс второй передачи
коробки передач автомобиля ЗИЛ-130 по следующим исходным данным:
max
e
T
= 410 Н ⋅ м при
T
n
дв
= 1800...2000 об/мин;
a
G
= 105 000 H;
сц
G
=
= 69 500 Н;
К
r
= 0,49 м;
ΙΙ
U
= 4,1;
3 П
U
= 2,15; U
о
= 6,32; m
n
= 3,5 мм; z
1
= 22; z
2
= 42;
d
1
= 85 мм; d
2
= 162 мм; β = 24°40'; b
w1
= 31 мм; b
w2
= 29 мм; L
0
= 500 000 км;
α
II
= 0,018; n
ст.т
= 7; класс шероховатости поверхностей зуба 7; материал – сталь
25ХГМ; твёрдость поверхности зубьев шестерни НRС 60...65, колеса НRС 57...60.
Расчётный момент на промежуточном валу:
по двигателю T
Р
= T
e
max
U
П3
= 410 ⋅ 2,15 = 881,5 Н
⋅
м;
по сцеплению T
Р
= G
сц
ϕ
max
r
к
/[U
0
(z
2
/z
1
)] = 69 500 ⋅ 0,8 ⋅ 0,49/16,32 (42/22)] =
= 2257 Н
⋅
м, принимаем T
Р
= 881,5 Н
⋅
м.
Расчётная частота вращения шестерни промежуточного вала второй передачи
n
1II
= n
двT
/U
П3
= 1900/2,15 = 884 об/мин;
V
1
= ω
1II
d
1
⋅
10
−3
/2 = πn
1II
d
1
⋅
10
−3
/60 = 3,14
⋅
8,84
⋅
85
⋅
10
−3
/60 = 3,93 м/с;
F
t II
= 2T
Р
/d
1
= 2
⋅
881,5/(85
⋅
10
−3
) = 20 741 Н;
sin
β
b
= sin
β
⋅
cos
w
= sin
24°40′
⋅
cos
20° = 0,3924, откуда β
b
= 23°6′.
Значения коэффициентов:
Z
H
= 1 ,77
cos
β
b
= 1 ,77
cos
23°6′ = 1,63;
z
V1
= z
1
/cos
3
β = 22/cos
3
24°40′ = 29,3; z
V2
= z
2
/cos
3
β = 42/cos
3
24°40′ = 56;
ε
α
= {1,88 − 3,2[(1/z
V1
) + (1/ z
V2
)]}
cos
β
b
= {1,88 − 3,2[(1/29,3) + (1/56)]}
cos
23°6′ =
= 1,58;
796,058,111 ==ε=
αε
Z
;
К
Hα
= 1 + 0,0025(0,17n
ст.т
)
4
V
1
+ 0,02(n
ст.т
− 6)
1,35
= 1 + 0,0025(0,17
⋅
7)
4
43,93 + 0,02 ×
× (7 − 6)
1,35
= 1,04;
К
Hβ
= 1,12 (несимметричное расположение колёс, Н > НВ 350, ψ
bd1
= b
w1
/d
w1
=
= 31/85 = 0,4);
К
HVII
= 1,04 (n
1II
< 1000 об/мин, β ≠ 0);
19119ПП ;1
0
limlim
=⋅===
RHHR
ZZ
МПа.
Расчётный параметр контактного напряжения на второй передаче П
HII
=
= [F
tII
/(b
w
d
w1
)]Z
H
Z
ε
К
Hα
К
Hβ
К
Vi
= [20741/(31
⋅
85)]1,63
⋅
0,796
⋅
1,04
⋅
1,12
⋅
1,04 =
= 12,37 МПа < 0,9
П
Hlim
= 0,9
⋅
19 = 17,1 МПа, т. е. контактная усталость зубчатых
колёс обеспечена.
Выполним расчёт по допускаемым контактным напряжениям.

Страницы