- •2.Разработка и расчет элементов конструкции
- •2.1.Краткая характеристик агрегата.
- •2.2 Определение параметров нагрузочного режима
- •2.2.1 Установление относительных пробегов
- •2.2.2Определение пробегов на I-той передаче за ресурсный пробег при различных режимах работы трансмиссии Li.
- •2.2.3.Определение расчетного момента.
- •2.2.4. Определение коэффициентов пробега.
- •2.3 Проверочный расчет зубчатых колес
- •2.3.1 Расчет зубчатых колес по контактным напряжениям
- •2.3.2 Расчет зубчатых колес по контактным напряжениям
- •2.3.3 Определение предельного напряжения на сопротивление усталости
- •2.3.4 Определение ресурсов зубчатого колеса по контактным напряжениям и напряжениям при изгибе, расходуемые на 1 км пробега автомобиля
- •2.3.5 Определение общих ресурсов зубчатого колеса по контактным напряжениям и напряжениям при изгибе.
- •2.3.6 Расчет зубчатых колес на прочность
- •2.4 Расчет подшипников
- •2.4.1 Определение динамической грузоподъемности подшипника
- •2.4.2 Определение приведенной нагрузки на подшипник
- •2.3.3 Определение числа оборотов подшипника за 1 км пробега автомобиля
2.3 Проверочный расчет зубчатых колес
2.3.1 Расчет зубчатых колес по контактным напряжениям
Расчет зубчатых колес заключается в определении параметра контактных напряжений :
, (2.20)
где: – расчетная окружная сила в зубчатом зацеплении, Н;
– рабочая ширина зуба при расчете контактных напряжений, мм;
– начальный диаметр шестерни, мм;
– единичное контактное напряжение;
– коэффициент учитывающий перекрытие зубьев;
– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями в зависимости от степени точности передачи;
– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца;
– коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникшую в зацеплении;
– коэффициент, учитывающий влияние трения и смазки;
– коэффициент, учитывающий влияние размеров зубчатого колеса и модуля зубьев;
Определяем расчетную окружную силу :
, (2.21)
где: – расчетный момент на ведущем валу, Н;
– начальный диаметр шестерни, мм;
– число пар зубчатых колес, одновременно находящихся в зацеплении;
Расчетный крутящий момент на ведущем валу коробки передач определяется по формуле:
, (2.22)
где: , , , – крутящие моменты на ведомом валу коробки передач на каждой передаче, Н·м;
– показатель кривой выносливости;
, , , – приведенное число циклов нагружения на каждой передаче за весь период эксплуатации;
– суммарное число циклов нагружения за весь период эксплуатации;
Крутящие моменты на ведомом валу коробки передач на i-й передаче определяются по формуле:
, (2.23)
;
;
;
;
При расчете зубчатых колес коробки переключения передач на контактную выносливость принимаем показатель кривой выносливости [3].
Приведенное число циклов нагружения на i-й передаче определяется по формуле:
, (2.24)
где: – расчетная частота вращения ведомого вала коробки передач на i-й передаче, ;
Расчетная частота вращения ведомого вала коробки передач на i-й передаче определяется по формуле:
, (2.25)
;
;
;
;
;
;
;
;
Суммарное число циклов нагружения за весь период эксплуатации определяется по формуле:
, (2.26)
;
Расчетный крутящий момент для шестерни равен:
;
Расчетный крутящий момент для шестерни привода промежуточного вала
Нм
Для первой и четвертой передач момент определяется по формуле:
, (2.27)
где: – передаточное число зацепления привода промежуточного вала основной коробки передач;
Передаточное число зацепления - определяется по формуле:
, (2.28)
где: – число зубьев шестерни;
– число зубьев колеса;
Число зубьев шестерни и колеса [1].
;
;
Определяем рабочую ширину зубчатого венца. Принимаем . Для зацепления привода промежуточного вала основной КПП ширина зубчатого венца , [1].
Определяем начальные диаметры шестерни и зубчатого колеса.
Начальные диаметры цилиндрической шестерни и цилиндрического колеса вычисляются по формулам:
, (2.29)
, (2.30)
где: – межцентровое расстояние, мм;
Межцентровое расстояние шестерни привода промежуточного вала основной КПП и промежуточного вала основной колеса, шестерни 1-й передачи и колеса 1-й передачи, шестерни 4-й передачи и колеса 4-й передачи, шестерни и колеса привода промежуточного вала демультипликатора .
Определяем передаточное число зацепления 1-ой передачи. Число зубьев шестерни и колеса 1-й передачи. [1].
;
;
Число пар зубчатых колес зацепления - , для оставшихся рассчитываемых зацеплений .
Расчетная окружная сила в зацеплении - :
;
Определение единичного контактного напряжения .
Единичные контактные напряжения :
, (2.31)
где: – угол зацепления в нормальном сечении;
Угол зацепления в нормальном сечении определяется по формуле:
, (2.32)
где: – окружной модуль, мм;
– угол профиля в торцевом сечении;
Для цилиндрической косозубой передачи: и , где: – нормальный модуль; – угол профиля зуба в нормальном среднем сечении, -угол наклона зубьев [1].
Угол зацепления в нормальном сечении для зацепления - :
;
Единичные контактные напряжения в зацеплении - :
;
Определение коэффициента, учитывающего перекрытие зубьев .
Для косозубых передач коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев определяют по нанограммам [3] в зависимости от значения коэффициентов осевого и торцевого перекрытия.
;
,
;
где: ;
;
;
;
;
где: -диаметры вершин зубьев шестерни и колеса соответственно.
;
;
;
;
где: -диаметры вершин зубьев шестерни и колеса соответственно.
Следовательно по монограмме
Определение коэффициента , учитывающего распределение нагрузки между зубьями в зависимости от степени точности передачи.
Коэффициента , учитывающего распределение нагрузки между зубьями в зависимости от степени точности передачи определяется по формуле:
, (2.33)
где: , – коэффициенты, учитывающие непостоянство интенсивности нагрузки на наклонных контактных линиях и влияние точности изготовления на распределение нагрузки между зубьями соответственно.
Для косозубых передач т.к. >1,0 [3].А значение находят по рис. 1.7[3]в зависимости от степени точности передачи , нормы плавности работы и расчетной работы и расчетной окружной скоростью в зацеплении.
где: расчётная частота вращения зубчатого колеса.
,
где: Ui –передаточное число до вала рассчитываемого зубчатого вала колеса.
;
Расчетная окружная скорость в зацеплении - :
;
;
Определение коэффициента , учитывающего распределение нагрузки по ширине венца
Коэффициент , учитывающий распределение нагрузки по ширине венца определяют:
для передач с неразветвленным потоком мощности – передача - :
, (2.34)
где: – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца в начальный период работы передачи;
– коэффициент, учитывающий приработку зубьев в процессе эксплуатации;
– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между разветвлениями в начальный период работы передачи.
Для нахождения коэффициента используем зависимость , приведенную на рис.1.8 [3,стр.8], где определяется по формуле:
, (2.35)
Для зацепления - :
;
По зависимости определяем
.
Коэффициент, учитывающий приработку зубьев в процессе эксплуатации определяем по табл. 1.2 [3,стр. 9] в зависимости от расчетной окружной скорости , м/с.
Коэффициент, учитывающий приработку зубьев в процессе эксплуатации: для зацепления - при твердости активных поверхностей зубьев 60HRC ;
Коэффициента для передачи - :
;
Определение коэффициента , учитывающего динамическую нагрузку, возникшую в зацеплении.
Коэффициента , учитывающий динамическую нагрузку, возникшую в зацеплении:
, (2.36)
где: – коэффициент внутренней динамической нагрузки;
– коэффициент, учитывающий влияние внешних динамических нагрузок;
Коэффициент , учитывающий влияние внешних динамических нагрузок определяем по рис. 1.10[3,стр. 11]. Коэффициент : для зацепления -
;
, (2.37)
где: – внутренняя динамическая нагрузка, Н;
Внутренняя динамическая нагрузка определяется как:
, (2.38)
где: – внутренняя динамическая нагрузка при расчетном значении окружной скорости, Н;
– предельное значение динамической нагрузки, Н;
Внутренняя динамическая нагрузка при расчетном значении окружной скорости определяется по формуле:
, (2.39)
где: – внутренняя динамическая нагрузка при окружной скорости 1м/с, Н;
Внутренняя динамическая нагрузка при окружной скорости 1м/с определяется по формуле:
,
где: – коэффициент, учитывающий тип передачи;
– средняя ширина венца шестерни и зубчатого колеса, мм;
– расчетная производственная погрешность зубчатых колес, мкм;
Для косозубой цилиндрической передачи коэффициент, учитывающий тип передачи .
По табл. 1.4 [3,стр. 10] определяем расчетная производственная погрешность зубчатых колес. Для данных зубчатых колес при степени точности по нормам плавности 7 определяем .
Средняя ширина венца шестерни и зубчатого колеса определяется по формуле:
(2.40)
Определяем среднюю ширину шестерни и колеса :
;
Определяем внутреннюю динамическую нагрузку при окружной скорости 1м/с для зацепления - :
;
Определяем внутреннюю динамическая нагрузка при расчетном значении окружной скорости для зацепления - :
;
Предельное значение динамической нагрузки для косозубой цилиндрической передачи определяется по формуле:
; (2.41)
где: а – суммарная удельная жесткость сопряженных зубьев, Н/(мм·мкм);
Для косозубой передачи суммарная удельная жесткость сопряженных зубьев [3, стр. 10].
Определяем предельное значение динамической нагрузки для передачи - :
;
Сопоставляем значения и и меньшее из них принимаем в качестве расчетного значения внутренней динамической нагрузки . Так для зацепления - принимаем .
Определяем коэффициент внутренней динамической нагрузки для зацепления -
;
Определяем искомое значение коэффициента , учитывающий динамическую нагрузку, возникшую в зацеплении - :
;
Определение коэффициента , учитывающего влияние трения и смазки.
При использовании смазочных материалов, рекомендуемых для агрегатов трансмиссии автомобиля [3, стр. 11].
Определение коэффициента , учитывающего влияние размеров зубчатого колеса и модуля зубьев.
Для зубчатых колес, имеющих начальный диаметр [3, стр. 11].
Определяем искомое значение контактных напряжений для шестерни находящейся в зацеплении - :
;
Результаты расчета зубчатых колес на сопротивление усталости по контактным напряжениям представлены в виде табл.
Для оставшихся случаев расчет производится по этой методики, результаты расчетов приведены в табл.2,5
Таблица2.5
Результаты расчета зубчатых колес на сопротивление усталости по контактным напряжениям
Коэффициент |
Обозначение |
Пр. |
1передача |
4передача |
пр.демульт. |
Расчетная окружная сила в зубчатом зацеплении, Н |
|
12407,625 |
17460,74 |
10876,89 |
17605,03938 |
Рабочая ширина зуба при расчете контактных напряжений, мм |
|
35 |
37 |
32 |
39 |
Начальный диаметр шестерни, мм |
|
140,63636 |
135,6136 |
217,7015 |
123,6940299 |
Единичное контактное напряжение |
|
4,3377977 |
4,000422 |
7,297459 |
3,953161567 |
коэффициент учитывающий перекрытие зубьев |
|
0,714 |
0,556 |
0,654 |
0,602 |
Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями в зависимости от степени точности передачи |
|
1,4231 |
1,4098 |
1,4497 |
1,3965 |
Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца |
|
1,17 |
1,11 |
1,05 |
1,14 |
Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникшую в зацеплении |
|
1,2785774 |
1,240619 |
1,435385 |
1,232686697 |
Коэффициент, учитывающий влияние трения и смазки |
|
1 |
1 |
1 |
1 |
Коэффициент, учитывающий влияние размеров зубчатого колеса и модуля зубьев |
|
1 |
1 |
1 |
1 |
Расчетное контактное напряжение, МПа |
|
16,620297 |
15,02648 |
16,2809 |
17,04367371 |