Лаба по планетаркам / Литература / Расчет и проектироване ПКП

для зубчатых колес, подвергнутых нормализации, улучшению или сквозной закалке с низ-

ким отпуском, принимают

σHPmax = 2,8 σТ,

где σТ определяется по таблице 3.2.2;

для зубьев, подвергнутых цементации или контурной закалке, принимают

σHPmax = 44·HRC;

для азотированных колес

σHPmax = 3·HV.

3.6. Расчет зубьев на выносливость при изгибе.

Выносливость зубьев, необходимая для предотвращения усталостного излома зубьев, опре-

деляется путем сопоставления расчетного напряжения от изгиба в опасном сечении на переходной поверхности σF и допускаемого напряжения σFP:

вость, Н;

m – модуль, мм;

bw – ширина венца зубчатого колеса, мм; d1 – делительный диаметр шестерни, мм;

M1F - расчетный момент на шестерни, Нм.

KF – коэффициент нагрузки;

YFS – коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений;

Yβ – коэффициент учитывающий наклон зуба;

Yε – коэффициент учитывающий, перекрытие зубьев при расчете на выносливость при изгибе.

За исходную расчетную нагрузку МlF следует принимать наибольшую длительно действующую с числом циклов перемены напряжений более 5·104.

Коэффициент нагрузки определяется зависимостью

KF = KA KFV KFβ KFα.

Коэффициент KA учитывает внешнюю динамическую нагрузку. Если в циклограмме не учтены внешние динамические нагрузки, то для трансмиссий автомобилей, работающих совмест-

но с многоцилиндровыми поршневыми двигателями, можно принимать

71

KA = 1,75.

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении

KFV 1 F ,

где νF - динамическая добавка.

aw - межосевое расстояние, мм;

V – окружная скорость на делительном диаметре, м/с;

δF – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой пе6редачи и модификации профиля зуба, (определяется по таблице 3.6.1);

g 0 - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и коле-

са, (определяется по таблице 3.4.2).

Причем, если вычисленные значения удельной динамической силы превышают предельные значе-

ния (см.таблицу 3.4.3), то их следует принимать равными предельным значениям.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца КFβ с достаточной точностью можно определить по графикам, представленным на рис.3.6.1, в зависимости от отно-

шения ψbd = bw/d, схемы расположения зубчатых колес и твердости активных поверхностей зубь-

ев [3].

Более точный расчет коэффициента КFβ приведен в ГОСТ 21354-87.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, КFα = 1 для прямозу-

бой передачи. Для косозубого зацепления при εβ > 1 [3]

72

где n – степень точности передачи по нормам контакта.

Если степень точности грубее 9-й, то принимается n = 9. При точности выше 5-й n = 5.

Расчет коэффициента КFα при εβ ≤ 1 представлен ГОСТ 21354-87.

Коэффициент, учитывающий форму зуба, YFS определяется по графику на рисунке 3.6.2, где zv – эквивалентное число зубьев (см.раздел 3.1.4) и x – коэффициент смещения шестерни.

Коэффициент, учитывающий наклон зубьев Yβ:

Yβ = 1 для прямозубой передачи;

где β – угол наклона зубьев в градусах.

Причем, если угол β > 42º, то коэффициент Yβ принимается равным 0,7.

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, Yε для прямозубой передачи первоначаль-

но принимается равным - 1. Уточненный расчет прямозубой передачи не грубее 8-й степени точ-

ности по нормам плавности представлен в приложении 9 ГОСТ 21354-87.

Для косозубых передач

73

Расчетное местное напряжение [МПа] определяют по формуле

F max FtF max KFV KF KF YFSY Y

bwm

Для упрощенных расчетов значения KFV, KFβ, KFα, YFS, Yβ, Yε берут из расчета на выносливость при изгибе, поэтому можно пользоваться зависимостью

За расчетную нагрузку FFtmax [H] принимают максимальную из действующих за расчетный срок службы нагрузок ударного или плавного характера с числом циклов меньше 103.

Допускаемое напряжение σFPmax [МПа], определяют раздельно для зубчатых колес пары по формуле

Предельное напряжение зубьев при изгибе максимальной нагрузкой, [МПа]

FSt FSt0 YgStYdSt

где FSt0 - базовое значение предельного напряжения зубьев при изгибе максимальной нагрузкой

[МПа] (см.табл.3.7.1);

YgSt – коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба

(табл.3.7.2);

YdSt – коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения переходной по-

верхности зуба (табл.3.7.3).

Таблица 3.7.1.

75

Продолжение табл.3.7.1.

При отсутствии шлифования YgSt = 1,00

76

Глава 4. Фрикционные элементы управления

4.1. Фрикционные материалы, используемые в элементах управления

В планетарных, а также в некоторых коробках передач с неподвижными осями, для пере-

ключения передач используются фрикционные узлы (блокировочные муфты, тормоза), с помощью которых осуществляется полная блокировка и остановка звеньев.

Несмотря на существенные отличия в конструкции и способах использования фрикцион-

ные узлы имеют много общего, поскольку работа любого из них основана на использовании сил трения. В то же время каждый тип фрикционных узлов имеет определенную специфику работы,

которая должна учитываться при их конструировании и расчете.

Опыт проектирования и эксплуатации фрикционных узлов позволяет сформулировать ряд требований, которым они должны удовлетворять для обеспечения требуемой работоспособности и долговечности:

1. Блокировочные муфты и тормоза должны надежно обеспечивать передачу расчетного момента. В противном случае возникает скольжение, которое приводит к их перегреву и быстрому выходу из строя. Для этого максимальная величина момента трения, возникающего во фрикцион-

ном элементе, должна быть выше расчетной на некоторую величину, называемую коэффициентом запаса.

2. Фрикционные узлы должны обладать чистотой выключения. Это требование обеспечива-

ется:

достаточным ходом нажимного диска или концов тормозной ленты, что создает необходи-

мый зазор между трущимися поверхностями в выключенном состоянии элемента управле-

ния;

соблюдением допускаемых напряжений смятия в шлицевых соединениях фрикционных дисков с ведущими и ведомыми барабанами; в противном случае на шлицах появятся вмя-

тины, которые будут препятствовать свободному перемещению дисков в осевом направле-

нии;

4.Должен быть организован хороший теплоотвод от элементов трения, так как их работа сопровождается выделением большого количества тепла. Перегрев трущихся деталей приводит к их короблению, усадке и загрязнению масла;

4. Силы нормального давления между трущимися поверхностями должны уравновешивать-

ся внутри фрикционного узла и не должны передаваться на подшипники валов.

С точки зрения срока службы фрикционного элемента и простоты его эксплуатации важ-

нейшим требованием является высокая износостойкость фрикционного материала, что допускает повышенные удельные давления, и, следовательно, уменьшает габариты тормоза или муфты.

77

Вторым важным требованием является высокое значение коэффициента трения, величина которого не должна существенно зависеть от скорости скольжения, температуры, удельного дав-

ления и степени изношенности поверхностей трения. Чем выше коэффициент трения, тем меньше при прочих равных условиях габариты фрикционного узла. Все применяемые во фрикционных муфтах и тормозах материалы можно разбить на три группы:

металлические;

неметаллические;

металлокерамические.

Из металлических материалов во фрикционных узлах широко применяются различные ста-

ли и чугуны. Они могут работать как в одноименной паре трения (сталь-сталь), так и с другими металлическими и неметаллическими материалами (сталь-чугун, сталь-пластмасса, сталь-

металлокерамика, сталь-материал на целлюлозной основе и т. д.).

Пара трения сталь-сталь отличается простотой изготовления, сравнительно высокой изно-

состойкостью и хорошей теплопроводностью. Для изготовления фрикционных дисков применя-

ются стали 40, 45, 65Г, 30ХГСА, У-7, У-8 и др. Иногда для повышения износостойкости поверхно-

стей стальные диски подвергаются химико-термической обработке, например азотированию или сульфоцианированию.

При работе всухую пара сталь-сталь имеют коэффициент трения 0,25-0,5. Существенным недостатком таких пар трения следует признать их склонность к схватыванию, а также плохую прирабатываемость, в результате чего контакт по поверхности трения происходит в отдельных зо-

нах, в которых возникает резкое повышение температуры и температурных напряжений, вызыва-

ющих коробление и усадку дисков. В связи с этим для обеспечения требуемой работоспособности пары сталь-сталь необходимо на поверхностях трения задавать сравнительно низкие значения удельного давления 0,15 - 0,25 МПа при трении всухую и 0,3 - 0,5 МПа при трении в масле.

Из неметаллических фрикционных материалов используются различные материалы на ос-

нове асбеста, которые обладают сравнительно высокой теплостойкостью (до 400 - 450°С) и имеют в паре со сталью или чугуном при работе всухую коэффициент трения порядка 0,3 - 0,5, а при ра-

боте в масле 0,06 - 0,08. Износостойкость таких материалов соизмерима с износостойкостью чугу-

на. С целью увеличения теплопроводности фрикционных накладок из асбеста их армируют латун-

ной, медной или алюминиевой проволокой. В качестве связующих веществ при изготовлении ас-

бестовых фрикционных материалов применяют различные смолы, а также синтетический каучук

(асбокаучук). Иногда в состав таких материалов вводят различные наполнители, улучшающие их свойства. Так, окись цинка улучшает износостойкость; железный сурик повышает коэффициент трения; графит придает термостойкость; барит стабилизирует коэффициент трения.

78

Металлокерамические материалы, нашедшие в последнее время широкое применение во фрикционных элементах управления трансмиссий тяжелых машин, не вызывают задиров на по-

верхности сопряженного диска, не схватываются с ним, обладают хорошей теплопроводностью и высокими фрикционными свойствами. Основными компонентами металлокерамики являются:

медь, железо, олово, свинец, цинк и графит. В зависимости от того, какой из элементов преоблада-

ет в композиции, различают металлокерамики на медной и железной основе. Изготовляются ме-

таллокерамические изделия методом прессования порошков указанных материалов под давлением

100 - 600 МПа с последующим спеканием при температуре 700 - 800°С. Во время спекания метал-

локерамическая накладка прочно соединяется со стальной основой.

Хорошая прирабатываемость металлокерамики способствует тому, что в процессе трения поверхности дисков касаются друг друга почти по всей номинальной площади, в результате чего тепловые потоки равномерно распределяются по поверхностям и в дисках не возникает значи-

тельных температурных напряжений. Это обстоятельство положительно сказывается на работо-

способности фрикционного узла и позволяет допустить высокие значения удельного давления на поверхности трения: до 2,0 МПа при трении всухую и до 4 МПа при трении в масле. Таким обра-

зом, металлокерамика позволяет создать наиболее компактные фрикционные узлы, что часто яв-

ляется решающим фактором при выборе фрикционного материала.

В таблице 4.1 представлены ориентировочные значения максимального (μmax) и минималь-

ного (μmin) коэффициента трения, а также предельные допускаемые удельные давления [q] для раз-

личных фрикционных материалов.

Таблица 4.1

Исходным условием для расчета блокировочных муфт и тормозов коробок передач являет-

ся величина расчетного момента Мн, который должен передавать фрикционный элемент. Расчет-

79

ный момент определяется на основании анализа кинематической схемы трансмиссии при условии,

что двигатель развивает максимальный момент. Для надежной работы фрикционный элемент должен быть рассчитан на момент, превышающий расчетный:

Мф = βМн,

где β - коэффициент запаса фрикциона; ориентировочно при трении всухую β = 1,4 -2,7, при тре-

нии в масле β = 1,1 - 1,5.

4.2. Расчет дисковых фрикционных элементов управления

Рассмотрим расчетную схему фрикционного узла (рис.4.1). Диски трения сжимаются силой

Р, которая создается поршнем. Момент с ведущих деталей на ведомые передается за счет сил тре-

ния между сжатыми дисками.

Рис.4.1.

Удельное давление на диски будем считать равномерно распределенным по всей фактиче-

ской площади контакта дисков

F 2 RСРb(1 ),

где RСР – средний радиус поверхности трения диска; b – ширина поверхности трения диска;

λ – коэффициент, учитывающий уменьшение площади поверхности трения дисков с накладка-

ми из-за наличия канавок.

Тогда давление на поверхности трения

Элементарный момент трения определяется выражением

80