Проверочный расчет зубчатых передач трансмиссии автомобилей

2.2.5. Расчетные пробеги автомобиля до усталостного выкрашивания активных поверхностей зубьев колес

зубчатой пары LH вщ и LH вм

LH вщ RH limR1H вщ , км,

LH вм RH limR1H вм , км.

2.2.6. Оценка сопротивления контактной усталости активных поверхностей зубьев

Сопротивление контактной усталости активных поверхностей зубьев достаточно, если

LH вщ L0 ,

LH вм L0.

2.3.Расчет зубчатых колес на прочность

2.3.1.Коэффициент максимальной динамической нагрузки K j max

Коэффициент максимальной динамической нагрузки K j max определяется для каждой i-й ступени нагружения по формуле

K j max i j max i расчi .

2.3.2.Максимальные напряжения изгиба зубьев

F j max вщ и F j max вм

Предварительно для каждой i-й ступени нагружения рассчи-

Итоговые значения максимальных напряжений изгиба зубьев колес зубатой пары F j max вщ и F j max вм определяются по выражениям

2.3.3. Максимальное контактное напряжение H j max

Предварительно для каждой i-й ступени нагружения рассчитываются максимальные контактные напряжения H j max i по формуле

Итоговое значение максимального контактного напряжения активных поверхностей колес зубатой пары H j max определяется по

выражению

2.3.4. Оценка прочности зубьев при изгибе и контактной прочности активной поверхности зубьев

Условие достаточной прочности зубьев при изгибе

F j max вщ 0,9 F lim M ;

F j max вм 0,9 F lim M .

Условие достаточной контактной прочности зубьев

ΠH j max 0,9 H lim M .

22

3. ПОРЯДОК ОПРЕДЕЛЕНИЯ ПАРАМЕТРОВ, ВХОДЯЩИХ В ФОРМУЛЫ РАСЧЕТА ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС, НА СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ И ПРОЧНОСТЬ

3.1. Расчетная окружная сила в зубчатом зацеплении Ft

Расчетная окружная сила Ft используется в формулах (2.1), (2.2), (2.12), (2.7), (2.13), (2.16) при определении расчетных напряжений изгиба F и контактных напряжений H зубьев, а также в формуле для определения коэффициента внутренней динамической нагрузки в зацеплении зубчатых колес K j .

Для однопарной зубчатой передачи, т. е. передачи, имеющей одно зацепление:

Ft 2 103 Mрасч / dw , Н,

для передачи с разветвлением силового потока, в том числе многосателлитной передачи:

Ft 2 103 M расч / (dw nс), Н,

где Mрасч – расчетный крутящий момент, действующий на валу рас-

считываемого зубчатого колеса, Н·м;

d w – начальный диаметр того же рассчитываемого зубчатого

колеса, мм;

nс – число сопряженных зубчатых колес, т. е. находящихся

в зацеплении с рассчитываемым зубчатым колесом. Для цилиндрической однопарной зубчатой передачи

Ft вщ Ft вм 2 103 Mрасчвщ / dw вщ, Н.

Для цилиндрической зубчатой передачи с разветвлением силового потока

Ft вщ Ft вм 2 103 Mрасчвщ / (dw вщnс), Н.

23

Для конической однопарной зубчатой передачи

Ft вщ Ft вм 2 103 Mрасчвщ / dw m вщ, Н.

Для конической зубчатой передачи с разветвлением силового потока

Ft вщ Ft вм 2 103 Mрасчвщ / (dw m вщ nс), Н,

где dw m – средний начальный диаметр зубчатого колеса:

d wm d w .

Для гипоидной зубчатой передачи

Ft вщ Ft 1 2 103 Mрасчвщ / dw m вщ, Н;

Ft вм Ft 2 2 103 Mрасчвщ uгип / dw m вщ, Н,

где dw m – средние начальныедиаметры зубчатых колес: dw m dw ; uгип – передаточное число гипоидной передачи:

uгип Z вмZ вщ.

При расчете контактных напряжений H и H j max в формулы

(2.7) и (2.16) следует подставлять окружную силу на гипоидном колесе Ft 2 .

3.2. Расчетные значения рабочей ширины зубчатого венца bf 1 , bf 2 и bw

Значения рабочей ширины зубчатого венца при расчете напряжений изгиба шестерни bf 1 и колеса bf 2 , а также при расчете кон-

тактных напряжений bw определяются согласно рис. 3.1. 24

b f п

b f л

Рис. 3.1. Расчетныезначениярабочейширинызубчатоговенца: bf 1 , bf 2 – рабочаяширинавенцашестерниивенцаколесасоответственно,

учитываемаяприрасчетенапряженияизгиба зуба; bw – рабочаяширинаконтактазубьев;

bf л , bf п – свободные участки венца шестерни; в состав величины

bf 1 включаются свободные участки не более mt на каждую сторону венца

Свободные участки bf , включаемые в состав рабочей ширины зубчатого венца bf , не должны превышать величины mt на каждую из сторон венца.

3.3. Расчетный нормальный модуль зубьев mn

Расчетный нормальный модуль зубьев используется в формулах (2.1) и (2.2) при определении расчетных напряжений изгиба зубьев

F вщ и F вм, в табл. 3.10 значений расчетной производственной погрешности зубчатых колес 0 и в табл. 3.11 значений коэффициента KF x .

25

Для различных видов зубчатых передач в качестве расчетного модуля нормального зубьев mn принимается:

m – модуль зубьев для цилиндрических прямозубых передач; mm – модульнормальный для цилиндрических косозубых передач;

mm – модуль средний для конических прямозубых передач: mm meRmRe ,

где me – внешний модуль зубьев;

Re – внешнее конусное расстояние; Rm – среднее конусное расстояние:

Rm Re 0,5 bw ;

mn m – нормальный средний модуль для конических передач с круговыми зубьями:

mn m mt e cos( m) RmRe ,

где mt e – внешний модуль зубьев;

Re – внешнее конусное расстояние; Rm – среднее конусное расстояние:

Rm Re 0,5bw ;

mn m – нормальный средний модуль; для гипоидных передач

mn m mt e 2 cos( m 2 ) Rm 2 / Re 2 ,

где mt e 2 – внешний окружной модуль колеса; Re 2 – внешнее конусное расстояние колеса; Rm 2 – среднее конусное расстояние колеса:

Rm 2 Re 2 0,5bw.

26

3.4. Начальный диаметр шестерни dw 1

Начальный диаметр шестерни зубчатой пары dw1 используется

в формулах (2.7) и (2.16) при определении расчетных контактных напряжений H и H j max цилиндрических прямозубых и косо-

зубых передач.

При определении расчетных контактных напряжений H

и H j max конических прямозубых и косозубых передач, а также

гипоидных передач следует использовать средний делительный диаметр шестерни dm 1 , равный dw m 1 :

dm 1 de 1 Rm / Re ,

где de 1 – внешний делительный диаметр шестерни;

Rm и Re – среднее и внешнее конусные расстояния соответственно.

3.5. Коэффициенты единичного напряжения изгиба зубьев

YF вщ и YF вм

Коэффициент единичного напряжения YF представляет собой напряжение изгиба зубьев условного зубчатого колеса, имеющего модуль m = 1 мм и ширину зубчатого венца bf = 1 мм, при прило-

жении окружной силы Ft = 1 Н.

Коэффициент YF используется в формулах (2.1), (2.2), (2.12), (2.13) при определении расчетных напряжений изгиба F вщ и F вм ,

F j max вщ и F j max вм:

Y F Y 0F K u K K K ,

где YF0 – номинальное значение коэффициента YF , рассчитанное

для некоторого определенного сочетания зубьев цилиндрической прямозубой передачи стандартного исходного контура;

27

Ku , K , K и K – коэффициенты, учитывающие влияние па-

раметров сопряженного зубчатого колеса и отличие параметров рассчитываемого зубчатого колеса от стандартных значений.

Значение коэффициента YF0 определяется по графику на рис. 3.2

для зубчатых колес внешнего зацепления и по табл. 3.1 для зубчатых колес внутреннего зацепления:

YF0 f (x, Zv ) ,

где x – коэффициент смещения исходного контура; Zv – эквивалентное число зубьев.

Для прямозубых цилиндрических колес

Zv Z .

Для косозубых цилиндрических колес

Zv Z / cos3 .

Для прямозубых конических колес

Zv Z / cos .

Для конических колес с круговыми зубьями и гипоидных зубчатых колес

Zv Z / (cos cos3 ).

28

Рис. 3.2. Графикноминальныхзначений YF0 коэффициентаединичныхнапряжений изгиба зубчатых колес внешнего зацепления

29