![]() Полезное:
Как сделать разговор полезным и приятным
Как сделать объемную звезду своими руками
Как сделать то, что делать не хочется?
Как сделать погремушку
Как сделать так чтобы женщины сами знакомились с вами
Как сделать идею коммерческой
Как сделать хорошую растяжку ног?
Как сделать наш разум здоровым?
Как сделать, чтобы люди обманывали меньше
Вопрос 4. Как сделать так, чтобы вас уважали и ценили?
Как сделать лучше себе и другим людям
Как сделать свидание интересным?
![]() Категории:
АрхитектураАстрономияБиологияГеографияГеологияИнформатикаИскусствоИсторияКулинарияКультураМаркетингМатематикаМедицинаМенеджментОхрана трудаПравоПроизводствоПсихологияРелигияСоциологияСпортТехникаФизикаФилософияХимияЭкологияЭкономикаЭлектроника
![]() |
Формулы для определения геометрических размеров зубчатых колес
3.7. Расчет зубчатых колес на прочность
Расчеты зубчатых передач подразделяют на следующие виды по ГОСТ 21354-75: 1. Расчет на контактную выносливость активных поверхностей зубьев. 2. Расчет зубьев на выносливость при изгибе. 3. Расчет на контактную прочность активных поверхностей зубьев при действии максимальной нагрузки. 4. Расчет зубьев прочность при изгибе максимальной нагрузкой. 5. Расчет на малоцикловую выносливость зубьев при изгибе. Зубчатые колеса трансмиссии автомобилей рекомендуется рассчитывать по унифицированным формулам, пригодным для цилиндрических, конических и гипоидных передач, имеющих одинаковую структуру при расчетах на контактную усталость и изгиб. При этом расчеты имеют две особенности: Используется непосредственно контактное напряжение Для оценки накопляемого усталостного повреждения используется произведение 3.7.1. Расчет на контактную выносливость активных поверхностей зубьев выполняется для предотвращения усталостного выкрашивания активных поверхностей зубьев. Расчет проводится в три этапа. Первый этап. Определяется расчетное контактное напряжение
Если Второй этап. Рассчитать ресурс зубчатого колеса по контактной выносливости, обеспечивающий 1 км пробега. При работе зубчатого колеса только на одной передаче При работе зубчатого колеса на нескольких передачах
Затем находят общий ресурс зубчатого колеса
Третий этап. Определяют пробег автомобиля до появления прогрессирующего выкрашивания активных поверхностей зубьев
3.7.2. Расчет зубьев на выносливость при изгибе. Этот расчет выполняют для предотвращения усталостного излома зубьев в три этапа. Первый этап. Определяют расчетное напряжение изгиба
Если Второй этап. Рассчитать ресурс зубчатого колеса по напряжениям изгиба, обеспечивающий 1 км пробега автомобиля. При работе зубчатого колеса только на одной передаче
При работе зубчатого колеса на нескольких передачах
Общий ресурс зубчатого колеса
Третий этап. Определяют пробег автомобиля в километрах до усталостной поломки зуба
3.7.3. Определение величин, входящих в расчетные формулы. Расчетная окружная сила
где Берется меньшее значение момента, подсчитанного по максимальному моменту двигателя, и момента, подсчитанного по сцеплению ведущих колес с дорогой при
где
зубьями,
Коэффициент Коэффициенты Таблица 3.4 Значение коэффициентов
где
Для конических передач вместо Таблица 3.5 Значения коэффициентов
g o - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов шестерен и колеса. Выбирается из табл. 3.6. Таблица 3.6 Значение коэффициента g o
V - окружная скорость зубчатого колеса,
Принимается
При Пределы выносливости
Полученное значение модуля закругляется до ближайшего стандартного значения. Формулы для определения
где
Таблица 3.7 Значения
А = 0,003 - для легковых автомобилей; А = 0,012 - для грузовых автомобилей; М - вес автомобиля, Н;
В = 0,2 - для легковых автомобилей; В = 0,3 - для грузовых автомобилей. Если зубчатое колесо работает на несколько передачах, что характерно для шестерен постоянного зацепления коробки передач и зубчатых колес раздаточной коробки и ведущего моста, то
Из числа слагаемых в соответствующих формулах исключают передачи, на которых Пробег автомобиля до появления усталостного предельного повреждения зубчатого колеса Рис. 3.3 Зависимость коэффициентов
Допускаемые напряжения
где
Если 3.7.4. Расчет зубчатых колес на контактную прочность при действии максимальной нагрузки. При этом расчете определяется коэффициент максимальной динамической нагрузки
Условие необходимой контактной прочности активных поверхностей зубьев - 3.7.5. Расчет зубьев на прочность при изгибе максимальной нагрузкой. Сущность расчета состоит в определении максимального напряжения зубьев при изгибе
Условие необходимой прочности зубьев при изгибе:
Зубчатые колеса автомобильных трансмиссий на малоцикловую выносливость при изгибе не рассчитывают.
3.8. Расчет валов коробки передач
Размеры валов коробок передач выбирают исходя из условий обеспечения достаточной жесткости. Предварительно диаметр ведущего вала для трехвальной коробки передач определяют из выражения
где Диаметры промежуточного и вторичного валов в среднем сечении примерно равны Жесткость валов коробки передач в первую очередь должна обеспечивать правильность зацепления зубчатых колес и определяется величиной стрелы прогиба вала и углом перекоса сечения вала. Наибольший прогиб может быть посередине вала, а наибольший перекос сечения вала получается возле опоры. Поэтому в процессе расчетов определяется прогиб промежуточного и вторичного валов в вертикальной и горизонтальной плоскостях на той передаче, зубчатое колесо которой расположено примерно посередине вала, а также угол поворота сечения первичного и промежуточного валов в месте установки пары постоянного зацепления. Схема сил, действующих в зацеплении зубчатых колес трехвальной коробки передач, и вызываемые ими деформации валов показаны на рис. 3.4. Прогиб вторичного вала в вертикальной плоскости обусловливается силами Допустимый прогиб валов в вертикальной плоскости составляет 0,1 мм, в горизонтальной - 0,15 мм. Допустимый суммарный изгиб
Допустимый угол поворота сечения вала в вертикальной плоскости составляет 0,002 рад. Валы, имеющие большую длину, проверяют на скручивание по формуле Допустимый угол скручивания Прочность валов коробки передач проверяют при совместном действии изгиба и кручения. Для этого определяют реакции в опорах в вертикальной и горизонтальной плоскостях и соответствующие изгибающие моменты. Результирующее напряжение от действия изгиба и кручения
В большинстве случаев размеры валов определяются соображениями жесткости, а не прочности, и поэтому коэффициенты запаса прочности получаются высокими.
3.9. Выбор и расчет подшипников коробки передач
В существующих коробках передач первичный вал устанавливается обоими концами в радиальных подшипниках качения. Наружный диаметр подшипника заднего конца первичного вала из условия обеспечения сборки коробки передач должен быть больше наружного диаметра шестерни. Поэтому размер подшипника здесь всегда расчетного, что позволяет устанавливать радиальный подшипник, способный воспринять осевую силу, действующую от косозубой шестерни первичного вала. Вторичный вал передним концом устанавливается в торце первичного вала на роликовом подшипнике, а задний - на шариковом или на роликовом радиально-упорном подшипнике для восприятия осевых усилий. Промежуточные валы обычно устанавливаются передним концом в шариковых или в роликовых радиальных подшипниках, а задним концом - в роликовых радиально-упорных подшипниках для восприятия осевых усилий или выполняются в виде блока, вращающегося на игольчатых подшипниках. В последнем случае осевое усилие воспринимается упорной шайбой. Для выбора подшипников вычерчивают схемы валов с указанием действующих сил и моментов и плечами их приложения и определяют реакции в опорах сначала вторичного вала, затем промежуточного и первичного. Подшипник выбирают по динамической грузоподъемности С, определяемой по нагрузке
где Р =3 - для шарикоподшипников; Значения Для заднего подшипника вторичного вала Для переднего подшипника вторичного вала Для промежуточного вала
для однорядных радиальных и радиально-упорных шарико- и роликоподшипников, где При определении осевых нагрузок следует учитывать осевые составляющие от радиальных нагрузок, которые для радиально-упорных шариковых подшипников равны
3.10. Расчет синхронизаторов коробки передач
Синхронизаторы выравнивают угловые скорости соединяемых валов, а затем с помощью зубчатых муфт жестко соединяют вал с зубчатым колесом включаемой передачи. Синхронизаторы делятся на два класса: предельного давления и инерционного типа. Синхронизаторы предельного давления имеют конусы и зубчатые муфты. Синхронизаторы инерционного типа, кроме того, имеют замковые устройства, которые не позволяют включить передачу до полного выравнивания угловых скоростей соединяемых валов. Усилие синхронизации, приложенное вдоль оси синхронизатора:
где
По полученному усилию определяется удельное давление на синхронизируемых поверхностях Р и усилие на рычаге переключения передач
где b – длина образующей конуса трения. Допустимое удельное давление составляет 1,5 Мпа. Усилие на рычаге
где Долговечность синхронизатора определяется удельной работой буксования в процессе синхронизации
Date: 2016-01-20; view: 1065; Нарушение авторских прав |