Расчет и конструирование силового механического привода

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

1. Расчёт и конструирование силового механического привода

1.1 Определение диапазона коробки передач

1.2 Определение передаточных чисел коробки передач

2. Выбор материала и термообработки зубчатых колёс

3. Определение наиболее нагруженного зубчатого зацепления

4. Определение ориентировочных параметров зубчатых передач КП

4.1 Предварительное определение параметров зубчатой передачи

4.2.1 Предварительное определение межосевого расстояния

4.2.2 Предварительное определение модуля передачи

4.2.3 Предварительное определение рабочей ширины зубчатого венца

4.2.4 Предварительное определение угла наклона зуба

4.2.5 Предварительное определение делительного диаметра и числа зубьев шестерни

5. Расчёт допускаемых напряжений

5.1 Расчёт допускаемых контактных напряжений

5.1.1 Расчёт коэффициента долговечности

5.1.2 Расчёт коэффициента влияния окружной скорости

5.2 Расчёт допускаемых напряжений при изгибе

6. Определение межосевого расстояния

6.1 Определение коэффициента контактной нагрузки K_Н

6.1.1 Определение динамического коэффициента K_Нх

6.1.2 Определение коэффициента неравномерности нагрузки K_Hв

6.1.3 Определение коэффициента распределения нагрузки K_Hб

6.2 Проверочный расчёт зубчатого зацепления по пиковым контактным напряжениям

7. Определение модуля зубчатой передачи

7.1 Определение коэффициента нагрузки K_F

7.2 Определение коэффициента формы зуба Y_FS

7.3 Определение коэффициентов Y_е и Y_в

7.4 Проверочный расчёт зубчатого зацепления по пиковым напряжениям изгиба

8. Определение геометрических параметров передачи

8.1 Расчёт параметров зацепления

9. Расчёт геометрических параметров зубчатых передач

9.1 Расчёт геометрических параметров трёхвальной КП

10. Расчёт валов

10.1 Расчёт валов на статическую прочность

Список использованных источников



1. Расчёт и конструирование силового механического привода

1.1 Определение диапазона коробки передач

Диапазон коробки передач Д_к (диапазон передаточных чисел) - это отношение передаточного числа низшей u_{кп 1} и высшей u_кп.в передачи:

Д_к = .

Для начала вычислим максимальное передаточное число коробки передач u_{кп 1}. Оно выбирается на основе двух величин:

- максимального передаточного числа u_{кп 1 ш}, обеспечивающего преодоление транспортным средством максимального дорожного сопротивления ш_max при равномерном движении на первой передаче, пренебрегая при этом сопротивлением воздуха ввиду малой скорости движения:

u_{кп 1 ш} = == 2,59

- максимального передаточного числа u_{кп 1 ц}, обеспечивающего реализацию максимально возможной силы тяги по условию сцепления колёс с дорогой (буксованию):

u_{кп 1 ц} = = = 5,76

Отсюда следует, что u_{кп 1}=5,76. Минимальное значение передаточного числа коробки передач рассчитывают из условия обеспечения заданной максимальной скорости автомобиля:

u_кп.выс = 0,3768 = 0,3768 = 1

Теперь мы можем вычислить диапазон коробки передач:

Д_к = = = 5,76 мм

1.2 Определение передаточных чисел коробки передач

При наличии прямой передачи (u_кп.в = 1) формула примет вид:

u_m = .

где m - номер рассчитываемой передачи;

n - количество передач в коробке, включая прямую;

u_{кп 1} - передаточное число первой передачи

u₁ =5,76

u₂ = =3,2

u₃ = =2,4

u₄ = =1



2. Выбор материала и термообработки зубчатых колёс

передаточный трансмиссия автомобиль дорога

Для зубчатых передач трансмиссий легковых неполноприводных автомобилей применяют хромистые стали типа 35Х, 40Х. Хромо - марганцево - титановые стали (типа 18 ХГТ, 25ХГТ) рекомендуется применять для зубчатых передач грузовых автомобилей средней грузоподъёмности. Для зубчатых передач грузовых автомобилей большой грузоподъёмности и полноприводных грузовых автомобилей рекомендуется применять стали 25ХГМ, 20ХНМ, 12Х 3А.

Для своей коробки передач я выбрал стали марки 25ХГМ, для ведущего вала, промежуточного вала, для оси зубчатых колёс заднего хода и для зубчатых колёс, а для ступицы и муфты синхронизатора выбрал сталь 25ХГТ.



3. Определение наиболее нагруженного зубчатого зацепления

Для начала определим передаточные числа i-того зубчатого зацепления, оно высчитывается по формуле:

u_i =

где, u_m - это передаточное число трёхвальной соосной коробки передач,

u_пз - это передаточное число зубчатых колёс постоянного зацепления.

Передаточное число u_пз будет являться передаточным числом, определяющим вращение промежуточного вала, которое можно определить как:

- для грузового автомобиля u_пз = (0,23…0,3) u_{кп 1}.

u_пз = 0,3 * 5,76 = 1,728

Отсюда мы получаем:

u_1-2 = = 3,3

u_3-4 = = 1,85

u_5-6 = = 1,39

Определяем скорость автомобиля, придерживаясь тому, что минимальное значение передаточного числа коробки передач (то есть передаточное число на высшей передаче) рассчитывают из условия обеспечения заданной максимальной скорости автомобиля:

u_кп.выс = 0,3768 ,

где n_eN - частота вращения коленчатого вала двигателя, соответствующая максимальной скорости автомобиля (т. е. частота вращения, достигаемая при развиваемой максимальной мощности двигателя N_{e max}), об/мин;

V_max - максимальная скорость автомобиля, км/час.

Тогда скорость автомобиля в конце m-ной передачи, будет определяться по формуле:

V_m = 0,3768

V₁ = 0,3768 = 12,2 м/с

V₂ = 0,3768 = 22 м/с

V₃ = 0,3768 = 29,3 м/с

V₄ = 0,3768 = 70,4 м/с

Максимальная скорость автомобиля мала, так как стоит раздаточная коробка передач и из за этого уменьшилась максимальная скорость.

Определяем время работы зубчатого зацепления, будет определяться гарантийным пробегом автомобиля:

T_si = г_i , (2.2)

где L₀ - ресурс работы коробки передач, приведённый к одному километру (L₀ = 1км);

г_i - коэффициент, учитывающий время работы i -того зубчатого зацепления в течение времени работы коробки передач до капитального ремонта (определяется по таблице), %;

V_m - скорость автомобиля в конце m-ной передачи, км/час.

Для трёхвальной КП время работы постоянного зубчатого зацепления будет равно сумме времени работы на всех передачах, кроме прямой (при включении прямой передачи никакие зубчатые зацепления в работе по передаче вращающего момента не принимают).

T_s1 = 0,01 = 0,0014 с

T_s2 = 0,03 = 0,0023 с

T_s3 = 0,21 = 0,0119 с

T_s4 = 0,75 = 0,0178 с

Определим частоту вращения шестерни. Для этого определим для начала промежуточное число, оно вычисляется по формуле:

n_пр =

Где, = 1260 об/мин

Отсюда следует, что промежуточное число будет ровно:

n_пр = = 729,17 об/мин

Частота вращения шестерни будет определяться соотношением промежуточного числа к передаточным числом u_i :

n =

- шестерни постоянного зацепления n_пз = = 421,9 об/мин;

- шестерни 1 передачи (1 - 2) n₁ = = 220,96 об/мин;

- шестерни 3 передачи (3 - 4) n₃ = = 394,14 об/мин;

- шестерни 5 передачи (5 - 6) n_{5 =} = 524,58 об/мин.

Определяем расчётный момент. Расчётный момент T_pi, передаваемый i-тым зубчатым зацеплением, будет определяться передаточным числом u_i и КПД з_з зацепления:

T_pi = u_i з_з

Вычисляем:

T_пз = 1,728 · 413 · 0,97 = 692,25 Н·м;

T_p(1-2) = 1,728 · 5,53 · 3,3 · 413 · = 2215,4 Н·м;

T_p(3-4) = 1,728 · 3,1 · 1,85 · 413 · = 1241,9 Н·м;

T_p(5-6) = 1,728 · 2,3 · 1,39 · 413 · = 921,4 Н·м.

Согласно полученным данным, определим наиболее нагруженное зубчатое зацепление:

Критерием наиболее нагруженного i-того зубчатого зацепления коробки передач является эквивалентное число циклов нагружений N_эi (периодичность приложения нагрузки по отнулевому циклу), приходящееся на 1 км пробега автомобиля:

N_эi = 60T_si n_pi K_шi , (2.1)

где T_si - время работы i-того зубчатого зацепления в течение рабочего ресурса коробки передач, приведённое к одному километру пробега, час;

n_pi - расчётная частота вращения шестерни i-того зубчатого зацепления, об/мин;

K_шi - количество контактов одного зуба шестерни за один оборот i-того зубчатого зацепления;

T_pi - расчётный момент, действующий в i-том зубчатом зацеплении, Н·м;

Т_экв - эквивалентный момент (максимальный расчётный момент из действующих в зубчатых зацеплениях коробки передач), Н·м.

Вычисление:

N_эпз = = 19,1 Н·м

N_э(1-2) = = 30,5 Н·м

N_э(3-4) = = 157,7 Н·м

N_э(5-6) = = 233 Н·м



4. Определение ориентировочных параметров зубчатых передач КП

4.1 Предварительное определение параметров зубчатой передачи

4.2.1 Предварительное определение межосевого расстояния

Межосевое расстояние можно определить по формуле, выведенной по статическим данным существующих коробок передач:

= k_a ,

где T_вед - вращающий момент на ведомом валу КП при включении первой передачи

T_вед = u_{кп 1}, Н·м.

Коэффициент k_a находится в пределах:

- для КП грузовых автомобилей k_a = 8,6…9,6.

Для грузовых автомобилей установлен рекомендуемый рациональный ряд межосевых расстояний в зависимости от максимального крутящего момента двигателя (величина табличная).

T_вед = = 2378 об/мин

Тогда межосевое расстояние будет равно:

= 8,6 = 114,8мм

4.2.2 Предварительное определение модуля передачи

Максимально допустимый нормальный модуль определяют из условия неподрезания зубьев колеса у основания, используя значение предварительного межосевого расстояния :

 ? .

Стандартом ГОСТ 37.001.222 - 80 устанавливаются значения нормальных модулей m_n зубчатых колёс: 1,5; (1,75); 2; (2,25); 2,5; (2,75); 3; (3,5); 4; (4,25; 4,5); 5; (5,5); 6; (7); 8 и т. д. Значение m_n, указанное без скобок, следует предпочитать значению, указанному в скобках.

Для коробок передач механических трансмиссий значение нормального модуля m_n находится в пределах:

- для грузовых автомобилей малой и средней грузоподъёмности m_n = 3,5…4,25 мм.

Модуль будет равен:

? = 3,1 мм

По стандарту ГОСТ 37.001.222 - 80 устанавливаю значение нормального модуля m_n зубчатых колёс и он равен: = 3,25мм

По принятой величине уточняю значение межосевого расстояния , которое округляю до сотых кратно 0,05:

= = 118,8мм

4.2.3 Предварительное определение рабочей ширины зубчатого венца

Рабочая ширина зубчатого венца b_щ (мм), делительный диметр шестерни d_ш (мм) и межосевое расстояние зубчатого зацепления а_щ (мм) находятся в определённых зависимостях, которые учитываются коэффициентами ширины зуба по отношению к межосевому расстоянию ш_bа и по отношению к делительному диаметру плоскости ш_bd :



ш_bd = , ш_bа = ,

ш_bd = 0,5ш_bа (u_i +1).

Вычисление:

Коэффициент ширины зуба по отношению к межосевому расстоянию:

ш_bа = = 0,1мм

Коэффициентами ширины зуба по отношению к делительному диаметру плоскости:

ш_bd = = 0,215мм

Рабочая ширина зубчатого венца:

= = = 27,3мм

4.2.4 Предварительное определение угла наклона зуба

Угол наклона зуба в^* на данном этапе выбирается произвольно в пределах значений, указанных в таблице.

При выборе угла наклона косозубых цилиндрических колёс коробок передач степень перекрытия в осевом сечении должна быть не менее единицы. Угол наклона в^*, удовлетворяющий условию е_в ? 1 согласно формуле, должен удовлетворять условию:

в^* ? arcsin .

Делаем вычисление и получаем:

в^* ? arcsin = 22 град

Условию удовлетворяет и входит в табличное значение.



4.2.5 Предварительное определение делительного диаметра и числа зубьев шестерни

Делительный диаметр определяют по формуле:

= .

Определяем и получаем:

= = 49,5 мм

Затем определяем предварительное количество зубьев шестерни:

=

Вычисляем:

= = 15

Полученные ориентировочные значения параметров зубчатой передачи КП сводят в табл.

Таблица - Ориентировочные параметры зубчатых передач

Параметр	шbd	шbа	, мм	, мм	, мм	, мм	в*, град
Значение	0,215	0,1	118,8	3,25	27,3	49,5	22



5. Расчёт допускаемых напряжений

5.1 Расчёт допускаемых контактных напряжений

Допускаемые контактные напряжения, не вызывающие опасной контактной усталости металла, при расчёте на выносливость поверхностей зубьев без учёта влияний шероховатости поверхностей зубьев, смазочного материала и размера зубчатого колеса определяются по формуле:

= Z_N Z_V,

где у_{Н limb} - предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжений, МПа;

S_H - коэффициент запаса прочности;

Z_N - коэффициент долговечности;

Z_V - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости.

5.1.1 Расчёт коэффициента долговечности

Коэффициент долговечности Z_N, учитывающий влияние ресурса работы, определяется по формуле:

Z_N = ? 1, но ? 1,8,

где N_{H lim} - базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости у_{Н limb} (при Н_HRC > 56 N_{H lim} = 12•10⁷ циклов);

N_HE - эквивалентное число циклов напряжений.

Для начала найдём эквивалентное число циклов напряжений N_HE:



N_HE = N_эi K_ПНi L₀,

где N_эi - эквивалентное число циклов нагружений

K_ПНi - коэффициент пробега, характеризующий отношение долговечности детали при расчётном моменте и действительном нагрузочном моменте;

L₀ - ресурс работы коробки передач до капитального ремонта

Коэффициент пробега K_ПНi - это коэффициент приведения переменных циклических нагрузок, действующих на зубчатое колесо, к режиму постоянного циклического нагружения с расчётной нагрузкой. Коэффициент пробега зависит от соотношения между расчётными p_m и средними удельными p_ср.m (по отношению к единице веса автомобиля) тяговыми усилиями на m-ной передаче .

Определим расчётное по формуле:

р_m =

где, = = 27763,4

Получаем, что будет равно:

р_m = = 0,939

Среднее удельное тяговое усилие будет определяться средними удельными сопротивлениями дороги р_{ш ср}, воздуха р_в.ср и при разгоне р_г

Найдём эти значения по отдельности, а потом и определим среднее удельное тяговое усилие:

Сопротивление на дороге определяем по этой формуле:



р_{ш ср} =

Оно будет равно:

р_{ш ср} = = 0,447

Сопротивление воздуха определяется по формуле:

р_в.ср

где,

=

= = 7,32 м/с

Тогда получим, что:

р_в.ср = 0,000385

Сопротивление при разгоне находится по формуле:

р_г = 0,3(р_m - р_{ш ср} - р_в.ср)

Получаем:

р_г = 0,3(0,939 - 0,447 - 0,000385) = 0,147

Теперь определим среднее удельное тяговое усилие по формуле:

р_ср.m = р_{ш ср} + р_в.ср + р_г

Получаем:

р_ср.m = 0,447 + 0,000385 + 0,147 = 0,594

Отношение будет равно:

= = 1,58

Теперь можем определить по графику, значение K_ПНi

K_ПНi = 0,27

Теперь определим эквивалентное число циклов напряжений N_HE:

N_HE = = 2058750

Наконец мы можем определить коэффициент долговечности Z_N

Z_N = = 1,8

5.1.2 Расчёт коэффициента влияния окружной скорости

Коэффициент влияния окружной скорости Z_V определяется в зависимости от максимальной окружной скорости зубчатого венца шестерни V_шi, (м/с), и его твёрдости:

- для твёрдости поверхности зубьев Н _НВ ? 350 Z_V = 0,85 ;

- для твёрдости поверхности зубьев Н _НВ > 350 Z_V = 0,925.

Если окружная скорость зубчатого венца V_шi < 5 м/с, то Z_V = 1.

Значение окружной скорости шестерни V_шi (м/с) i-того зацепления в общем случае будет равно:

V_шi = ,

где щ_шi - угловая скорость шестерни i-той зубчатой передачи, рад/сек;

d_шi и d_кi - делительные диаметры шестерни и колеса i-той зубчатой передачи соответственно, мм;

u_i - передаточное число i-той зубчатой передачи;

n_шi - частота вращения шестерни на i-той передаче, об/мин;

- ориентировочное значение делительного межосевого расстояния, мм;

- ориентировочный угол наклона зуба косозубых колёс, град.

Определим это значение:

V_шi = = 0,601 (м/с)

Определим коэффициент влияния окружной скорости Z_V

Z_V = 0,925

Получим:

Z_V = 0,925= 0,9

Теперь можем определить допускаемые контактные напряжения:

= * 1,8 * 0,9 = 1863 МПа

5.2 Расчёт допускаемых напряжений при изгибе

Допускаемые напряжения при расчёте зубьев на усталость при изгибе определяются по формуле:

= Y_N Y_R Y_д, (5.8)

где у_{F limb} - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений;

S_F - коэффициент запаса прочности;

Y_N - коэффициент долговечности;

Y_R - коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности (при цементации и нитроцементации Y_R = 1,05);

Y_д - коэффициент концентрации напряжений у основания зуба.

Предел выносливости зубьев у_{F limb} при изгибе и коэффициент запаса прочности S_F представлены в таблице. Коэффициент Y_д определяется по формуле:

Y_д = 1,082 - 0,172 ,

где - максимально допустимый нормальный модуль зубчатого зацепления, мм.

Найдём его:

Y_д = 1,082 - 0,172 = 0,99

Коэффициент долговечности Y_N при расчёте зубьев на усталость при изгибе учитывает влияние ресурса передачи и определяется по формуле:

Y_N = ,

где N_Flim - базовое число циклов напряжений (N_Flim = 4•10⁶ циклов); N_FE - эквивалентное число циклов перемены напряжений.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений N_FE определяют по формуле:

N_FE = N_эi K_ПFi L₀,

где K_ПFi - коэффициент пробега по напряжениям изгиба i-того зубчатого зацепления.

Коэффициент пробега по напряжениям изгиба K_ПFi определяют по графику.

Найдём Эквивалентное число циклов перемены напряжений N_FE

N_FE = = 24112367,16

Теперь найдём коэффициент долговечности:

Y_N = = 0,819

Теперь найдём допускаемых напряжений при изгибе:

= = 521,79 Мпа

Таблица - Определение допускаемых напряжений

Nэi	L0		Допускаемые контактные напряжения
			KПН	NHE	NHlim	ZN	SH	уН limb	Vш	ZV
цикл	тыс. км	-	-	цикл	-	МПа	м/с	-	МПа
30,5	250	1,58	0,27	2058750	1380	1,8	1,2	950	0,601	0,9	1863
			Допускаемые напряжения при изгибе
			KПF	NFE	NFlim	YN	SF	уF limb	YR	Yд
			-	цикл	-	МПа	-	МПа
				24112367,16	4•106	0,819	1,55	950	1,05	0,99	521,79



6. Определение межосевого расстояния

Ориентировочное значение межосевого расстояния зубчатого зацепления, выполненного без смещения исходного контура, в общем случае определяют по формуле:

а = 0,5 (1 + u_i) Ч,

где Z_Е - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряжённых колёс, ;

Z_Н - коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев в полюсе зацепления;

Z_е - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

T_рi - расчётный вращающий момент на валу рассматриваемой шестерни i-того зубчатого зацепления, Н·м;

K_Н - коэффициент контактной нагрузки;

- допускаемые контактные напряжения, МПа;

ш_bа - коэффициент ширины зубчатого венца по отношению к межосевому расстоянию;

u_i - передаточное число i-того зубчатого зацепления.

Коэффициент

Z_Е = ,

где Е - приведённый модуль упругости материала шестерни и колеса



Е = ,

где Е ₁ и Е ₂ - модуль упругости шестерни и колеса соответственно); м - коэффициент Пуассона. Учитывая, что для стальных зубчатых колёс при Н_НRC > 45 Е ₁ = Е ₂ = Е = 2,1·10⁵ МПа, м = 0,3, и коэффициент Z_Е = 191,7 .

Тогда мы можем проверить значение Z_Е

Z_Е = = 191,7

При е_в ? 1 коэффициент Z_е для косозубых колёс определяется по формуле

Z_е = .

Принимая на данном этапе е_б = 1,6, получим значение Z_е = 0,79. Для прямозубых колёс е_б = 1, поэтому

Z_е = = 0,894.

Коэффициент Z_Н для косозубых колёс

Z_Н = Ч .

На данном этапе смещение исходного контура не учитывается (х ₁ = х ₂ = 0), поэтому б_t = б_tщ. Для прямозубых колёс в_b = 0, б_t = б = 20°, теперь вычислим:

Z_Н = Ч = 2,3

После подстановки числовых значений коэффициентов Z_Е, Z_Н и Z_е в формулу, получим выражения для определения межосевого расстояния - для косозубой цилиндрической передачи:

а = 225,5(1 + u_i) Ч

Исходными данными при определении а являются: допускаемое контактное напряжение , расчётный вращающий момент на валу шестерни Т_рi, коэффициент ш_ba и передаточное число u_i. Углы б_t и в_b определяют по зависимостям.

6.1 Определение коэффициента контактной нагрузки K_Н

Коэффициент контактной нагрузки K_Н вводится для учёта дополнительных нагрузок, связанных с условиями нагружения, точностью изготовления зубьев, жёсткостью валов, осей и т. д., и определяют по формуле:

K_Н = K_Hб K_Hв K_Нх,

где K_Hб - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

K_Hв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии (по ширине колеса);

K_Нх - коэффициент, учитывающий возникающую внутреннюю динамическую нагрузку в зацеплении.

6.1.1 Определение динамического коэффициента K_Нх

Динамический коэффициент K_Нх позволяет учесть внутреннюю динамическую нагрузку зубчатой передачи, связанную с ударами зубьев на входе в зацепление из - за ошибок шага по основной окружности и при деформации зубьев под нагрузкой. Сила удара зависит от величины ошибки шага, степени точности передачи, от жёсткости зубьев и окружной скорости зубчатого колеса. Значение K_Нх определяют по формуле:

K_Нх = ,

где K_V? - коэффициент, учитывающий влияние внутренних динамических нагрузок на данной ступени;

K_Vе - коэффициент, учитывающий влияние внешних динамических нагрузок на данной ступени.

Значения коэффициентов K_V? и K_Vе определяют по графикам.

Тогда получаем:

K_Нх = = 1,029

6.1.2 Определение коэффициента неравномерности нагрузки K_Hв

Неравномерность распределения нагрузки обусловлена погрешностями изготовления (погрешностями направления зуба) и упругими деформациями валов, подшипников. Зубья зубчатых колёс в процессе работы прирабатываются, в результате чего распределение нагрузки становится более равномерным. Поэтому рассматривают коэффициенты неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы и после приработки K_Hв:

K_Hв = 1 + (- 1) K_Hщ,

где K_Hщ - коэффициент, учитывающий приработку зубьев.

Значение коэффициента k_Hщ определяется в зависимости от окружной скорости шестерни V_ш (м/с) по формуле:

K_Hщ = 1 - ,

где H_HV - твёрдость зубчатого колеса.

Определим K_Hщ

K_Hщ = 1 - = 0,749

Значение коэффициента определяется по графику и будет равно 1,2.

Тогда K_Hв будет равно:

K_Hв = 1 + (1,2- 1)* 0,749 = 1,1498

6.1.3 Определение коэффициента распределения нагрузки K_Hб

Коэффициент k_Hб, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, находят из соотношения:

K_Hб = K_Hш K_Hг,

где K_Hш - коэффициент, учитывающий непостоянство интенсивности нагрузки на наклонных контактных линиях;

K_Hг - коэффициент, учитывающий влияние точности изготовления зубчатого колеса на распределение нагрузки.

Для косозубых передач при е_в ? 1 K_Hш = 1,33. K_Hг определяется по таблице и будет равно 1,05.

Определим K_Hб

K_Hб = 1,33 * 1,05 = 1,39

Теперь определим коэффициент контактной нагрузки K_Н

K_Н = 1,39 * 1,1498 * 1,029 = 1,64

6.2 Проверочный расчёт зубчатого зацепления по пиковым контактным напряжениям

Проверка на контактную прочность проводится при рассчитанном значении а_щ и при пиковой нагрузке:

у_{Н пик} = у_Н ? ,

где у_{Н пик} - контактное напряжение при пиковой нагрузке, МПа;

у_Н - действующее контактное напряжение при расчётном моменте, МПа;

Т_рi - расчётный момент, действующий в i-том зацеплении, Н·м;

Т_{р max} - максимальный (пиковый) момент, Н·м;

- предельное допускаемое контактное напряжение, МПа.

Максимальный (пиковый) момент Т_{р max}, возникающий при переходных режимах движения автомобиля (при трогании с места или разгоне, резком торможении), определяют по формуле:

Т_{р max} = К_д Т_{е max} u_{кп i},

где К_д - коэффициент динамичности.

Значения коэффициента К_д равен:

- для грузовых автомобилей К_д = 2,0…2,5.

Определим максимальный момент:

Т_{р max} = 2 * 413 * 5,76 = 4757,76 Н•м

Действующее контактное напряжение:

у_Н = Z_E Z_Н Z_е .

Определим его:

у_Н = = 5627,7 МПа

При невыполнении условия (6.9) необходимо уточнить межосевое расстояние а_щ по действующему контактному напряжению у_{Н пик} при пиковой нагрузке:

у_{Н пик} =

Найдём это значение:

у_{Н пик} = = 8247,19 МПа

Определим межосевое расстояние:

а = 225,5(1 +3,3) Ч = 142,47 мм

При невыполнении условия необходимо уточнить межосевое расстояние а_щ по действующему контактному напряжению у_{Н пик} при пиковой нагрузке:

у_{Н пик} =

Для этого сначала определим :

= 44 Н_НRC = 44 * 50,5 = 2222 МПа



Теперь сосчитаем у_{Н пик}:

у_{Н пик} = =1516,72 МПа

Таблица - Определение межосевого расстояния а

Коэффициент ZЕ	МПа	191,7
Коэффициент Zе	-	0,79
Угол бt	град	21,8	Коэффициент ZН	-	2,3
Угол	град	24,7
Коэффициент KV?	-	1,01	Коэф. KНх	1,029	Коэф. KН	-	1,64
Коэффициент KVe	-	1,05
Твёрдость HHV	-	520	Коэф. KНв	1,1498
Окружная скорость Vш	м/с	0,601
Коэффициент KНщ	-	0,749
Коэффициент	-	1,2
Степень точности передачи	-	8	Коэф. kНб	1,39
Коэффициент KНш	-	1,33
Коэффициент KНг	-	0,95
Расчётный вращающий момент Трi	Н•м	2215,4	Межосевое расстояние а	мм	142,47
Передаточное число ui	-	3,3
Угол наклона зуба в*	град	22
Коэффициент ширины шba	-	0,21
Допускаемое напряжение	МПа	1863
Расчётное напряжение ун	МПа	1308,76	Напряжение уН пик	МПа	3247,19
Коэффициент динамичности Кд	-	2
Вращающий момент Те max	Н·м	413
Предельное допускаемое контактное напряжение	МПа	2222
Межосевое расстояние по пиковой нагрузке ащ	мм	118,8



7. Определение модуля зубчатой передачи

Минимальное значение нормального модуля m_n (мм) определяют из условий изгибной прочности на усталость или статической прочности при действии максимального момента:

m_{n min} = ,

ш_m = ,

где Т_рi - расчётный вращающий момент на валу рассматриваемой шестерни i-того зубчатого зацепления, Н·м;

K_F - коэффициент нагрузки;

Y_FS - коэффициент, учитывающий влияние формы зуба и концентрацию напряжений;

Y_е - коэффициент, учитывающий влияние перекрытия зубьев;

Y_в - коэффициент, учитывающий изменение плеча действия нагрузки по линии контакта косозубого колеса (влияние наклона зуба);

- допускаемые изгибные напряжения, МПа;

ш_m - коэффициент ширины зубчатого венца.

7.1 Определение коэффициента нагрузки K_F

Коэффициент нагрузки определяется по формуле:

K_F = K_Fб K_Fв K_Fх,

где K_Fб - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями в зависимости от точности изготовления колёс;

K_Fв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии;

K_Fх - коэффициент, учитывающий возникающую динамическую нагрузку в зацеплении.

Значение коэффициента K_Fх будет равно:

K_Fх = .

Определим этот коэффициент:

K_Fх = = 1,058

Значение коэффициента K_Fв, учитывающего неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатых венцов, определяется по формуле:

K_Fв = 1 + ( - 1) K_Fщ,

где K_Fщ - коэффициент, учитывающий влияние приработки зубьев в процессе эксплуатации (для зубьев шестерни с твёрдостью поверхности H_HRC > 50 и окружной скорости V_шi > 1 м/с коэффициент K_Fщ = 1).

Определим значение этого уоэффициента:

K_Fв = 1 + (1,2- 1) * 1,058 = 1,2116

Значение коэффициента K_Fб зависит от степени точности передачи по нормам плавности работы и будет равен 1.

Тогда определим коэффициент нагрузки:

K_F = 1,058 * 1,2116 * 1 = 1,28



7.2 Определение коэффициента формы зуба Y_FS

Расчётное значение коэффициента напряжения изгиба зуба шестерни приближённо можно определить по формуле:

Y_FS = 3,47 + - 29,7 + 0,092 ,

где х_ш - коэффициент смещения исходного контура шестерни;

z_х - приведённое число зубьев шестерни.

Значение коэффициента смещения исходного контура х_ш для силовых передач по ГОСТ 16532 - 70 рекомендуется принимать х_ш = х_к = 0,5 (максимальное значение). В косозубых передачах значение х_ш можно определить по формуле:

х_ш = (0,015 z₁ - 0,04) .

Для прямозубых и косозубых передач значение х_ш должно удовлетворять условию:

х_ш > x_min = 1 -

Определим значение смещения исходного контура:

х_ш = (0,015 * 15 - 0,04) = 0,28

Проверим по условию:

х_ш > x_min = 1 - = 0,1



Условию удовлетворяет.

Приведённое число зубьев z_х в общем случае определяется по формуле:

z_х =

Определим его:

z_х = = 18,8

Расчётное значение коэффициента напряжения изгиба зуба шестерни тогда будет равно:

Y_FS = 3,47 + - 29,7 + 0,092 = 3,73

7.3 Определение коэффициентов Y_е и Y_в

Коэффициент Y_е, учитывающий перекрытие зубьев при расчёте напряжения изгиба для передач:

- прямозубых Y_е = 1;

- косозубых Y_е = Z_е .

Коэффициент Y_в, учитывающий наклон зуба, получен экспериментально:

Y_в = 1 - е_в ? 0,7,

где е_в - коэффициент осевого перекрытия

е_в = ? 1;

в^* - угол наклона зуба в градусах.

Определим:

Y_в = 1 - = 0,816

0,816 ? 0,7,значит всё правильно.

7.4 Проверочный расчёт зубчатого зацепления по пиковым напряжениям изгиба

Прочность зубьев, необходимая при пиковых нагрузках, оценивается по формуле:

у_{F пик} = у_F ? ,

где у_{F пик} - напряжение изгиба при пиковой нагрузке, МПа;

у_F - действующее напряжение изгиба при расчётном моменте, МПа;

Т_рi - расчётный момент, действующий в i-том зацеплении, Н·м;

Т_{р max} - максимальный (пиковый) момент, Н·м;

- предельное допускаемое напряжение изгиба, МПа.

Действующее напряжение при изгибе у_F определяют по формуле:

у_F =

Определим его:

у_F = = 860,5 МПа

Теперь можем определить и прочность зубьев, необходимая при пиковых нагрузках:

у_{F пик} = = 1200 МПа

Необходимо уточнить модуль m_n :



m_n =

Посчитаем и получим:

m_n = = 3,24 = 3,25 мм

Таблица - Определение модуля передачи

Расчётный вращающий момент Трi	Н•м	2215,4
Передаточное число ui	-	3,3
Допускаемые напряжения при изгибе	МПа	1863
Коэффициент ширины зубчатого венца шm	-	8,4
Делительное межосевое расстояние а	мм	59,4
Коэффициент KFб	-	1	Коэффициент KF	1,28
Коэффициент KFв	-	1,2116
Коэффициент KFх	-	1,058
Коэффициент смещения хш	-	0,28	Коэффициент KFS	3,73
Приведённое число зубьев zх	-	18,8
Коэффициент Yе	-	0,7
Угол наклона зуба в*	град	22	Коэффициент осевого перекрытия зуба ев	1
Ширина зуба	мм	27,3
Модуль зацепления	мм	3,25
Коэффициент Yв	-	0,816
Действующие напряжения при изгибе уF	МПа	860,5
Предельное напряжение изгиба	МПа	1200
Напряжение при пиковой нагрузке уF пик	МПа	1200
Нормальный модуль mn	мм	3,25
Межосевое расстояние ащ	мм	118,8
Ширина зубчатого венца bщ	мм	27,3



8. Определение геометрических параметров передачи

Расчёт геометрических параметров рассматриваемой зубчатой передачи проводят согласно ГОСТ 16532 - 70. Формулы для определения основных геометрических параметров цилиндрических зубчатых зацеплений представлены в табл. П 6 приложения. Исходными данными при расчёте являются:

- межосевое расстояние a_щ(Н,F), определённое по контактным или изгибным напряжениям; нормальный модуль зацепления m_n, определённый по изгибным напряжениям.

Нормальный модуль зацепления у нас равен m_n = 3,25.

Межосевое расстояние a_щ(Н,F) можно определить по формуле:

a_щ(Н,F) =

Сосчитаем это значение:

a_щ(Н,F) = = 28,47 мм

8.1 Расчёт параметров зацепления

Для достаточно узких зубчатых колёс коробок передач достаточным является условие, при котором коэффициент осевого перекрытия е_в = 1. Угол наклона в¹, удовлетворяющий условию е_в = 1, будет равен:

в¹ = arcsin

Сразу его вычислим:

в¹ = arcsin = 24,38 град

Суммарное приведённое число зубьев z_{? пр} определяют по формуле:

z_{? пр} = z₁ + z₂ =

Определим их:

z_{? пр} = = 16,48 =17

z_{? пр} = = 64,55 = 65

По найденным значениям чисел зубьев шестерни и колеса уточняют передаточное число зацепления u_i. По полученным значениям уточняют межосевое расстояние а_щ, значение которого должно быть не менее a_щ(Н,F):

а_щ = ? a_щ(Н,F)

Посчитаем и получим:

а_щ = = 111,5 ? a_щ(Н,F)

Определим количество зубьев с корекцией:

= 2,82*17 = 48

После этого корректируют угол наклона зуба в:

в = arccos

Определим:

в = arccos = 18,8 град

Выбранное наибульшее значение межосевого расстояния а_щ определяют с учётом изменения угла зацепления (из - за смещения исходного контура) по формуле:

а_щ =

где z₁ и z₂ - числа зубьев шестерни и колеса соответственно;

б_t - делительный угол зацепления в торцовом сечении, град;

б_tщ - угол зацепления в торцовом сечении зубчатого зацепления, выполненного со смещением исходного контура, град.

Определим его:

а_щ = = 107,78 (108) мм

Определим делительный d и начальный d_щ диаметры шестерни и колеса:

d_щ = d1= = = 58,3 мм

d_щ = d2= = =164,7 мм



9. Расчёт геометрических параметров зубчатых передач

При определении геометрических параметров зубчатых передач КП общими исходными данными для всех зацеплений являются:

- межосевое расстояние а_{щ =} 120, мм;

- нормальный модуль зацепления m_n=3,25 мм;

- суммарное число зубьев z_{? =} 65

- угол наклона зубьев колёс в = 18,8, град.

9.1 Расчёт геометрических параметров трёхвальной КП

Осевые силы на косозубых колёсах промежуточного вала трёхвальной КП (рис. 11) уравновешены при условии:

= , или

= ,

где в_пз - угол наклона зубьев колеса и шестерни постоянного зацепления, град;

d_к(пз) - делительный диаметр косозубого колеса постоянного зацепления, мм;

d_i(II) - делительный диаметр косозубого колеса (шестерни), установленного на промежуточном валу, мм

Тогда найдём угол наклона:

= = = 0,68 = 34,2 градуса.



Тогда в_пз =26 градуса.

угол наклона зубьев колеса и шестерни i-того зубчатого зацепления трёхвальной КП, определённый из условия компенсации осевых сил, действующих на промежуточном валу, будет равен:

в_i = arctg

Найдём значение в<...