Методика расчета гипоидных передач на долговечность. Страница 1

АКАДЕМИЙ НАЖ БОС?
институт проб2ж нашносш е доаговвчносла тш
МЕТОДИКА РАСЧЕТА ГИПОЙШШ ШРЕШ НА ДОЛГОВЕЧНОСТЬ. ИСПЫТАНИЯ 2 РАСЧЕТ
Минск 1986
МЕТОДИКА РАСЧЕТА ПШОВДШХ ПЕРВДАВ НА ДОЛГОВЕЧНОСТЬ.ИСПЫГАНИЯ И РАСЧЕТ
УДК 621.633.24.001.24 - 192
Разработали^Цитовяч И.С j tЭабиронин В.В., Чушенков М.Б.,Урбанович В.В. В оперативно-информационных материалах приведена методика расчета гипоидных передач на долговечность по изгибу и контактной прочности зубьев .Метод ика основана на испытаниях гипоидных колес ГАЗ и ЗИЛ. Дан краткий анализ кинематических схеы тележек гипоидных мостов,выполнены расчеты шестерен и подшипников при различных числах зубьев гипоидной шестерш для мостов с осевым весом 9...10 т. Описаны стенда и приведены результаты испытаний на них гипоидных колес. Оперативно-информационные материалы предназначены для научных и инженерно-технических работников транспортного машиностроения и могут быть использованы студентами ВУЗов соответствупцих спе£даафностей. I.Методика расчета напряжений зубьев гипоидных колес Сравнительный анализ долговечности гипоидных колес,рассчитанной по методике /I/, с результатами стендовых испытаний на долговечность тех ке колес,при одинаковом моменте нагружения, показал существенное различие .Нагружения в зубчатых колесах,полученные при расчете по методике Д/ превосходят допустимые^Вместе с тем,стендовые испытания (да и эксплуатационные) показывают хорошую долговечность и работоспособность колес. Анализ результатов показал,что методика расчета гнпоцд-ных колес на долговечность /I/ не совсем четко учитывает требования в части коэффициента торцового перекрытия,коэффициента, учитывающего перекрытие,икоэффициентов распределения нагрузки мевду зубьями и по ширине зуОа.На основании экспериментальных работ и анализа,методика раечета гипоидных колес,описанная в работе /I/,уточнена по четырем коэффициентам (сы* таблЛД). Таблица I.I Уточнения в методике Уточнения В работах /1,2/ Рекомендуется Расчетный коэффициент торцевого перекрытия • Определяется по реальному Определяемся лс числу зубьев эквивалентно^/ числу зубьев Коэффициент.учитывающий перекрытие // _ -7 COS&cp УМ-LlcoSfimv. и -7 (ео&&Р <#✓,2 -LZ \cosfi™,/, Коэффициент распределения нагрузки ыевду зубьями Общим методом Кн*аК**ш* Коэффициент распределения нагрузки по ширине Общим методом Кн$-Кф =1 Таблица 1.2 Расчет напряжений зубьев гипоидных колес Исходные данные Параметры Обозначе- чение ность Число пример Число зубьев шестерни Число зубьев колеса Рабочая ширина венца шестерни Рабочая ширина венца колеса Средний делительный диаметр шестерни Средний делительный диаметр колеса Внешний окрукной модуль Средний нормальный модуль УСредний угол наклона линии зуба шестерни Средний угол наклона линии зуба колеса Суша углов профиля на рабочей и нерабочей сторонах зуба Коэффициент смещения шестерни Коэффициент смещения колеса Коэффициент изменения толщины Коэффициент радиуса кривизны переходной кривой,являющейся дугой р* окружности Угол делительного коцуса шестерни ^ £октз Угол делительного конуса колеса Внешнее коцусное расстояние ко Среднее конусное расстояние ко __________EZZZZZI 20 Степень точности гипоидной передачи Твердость поверхностей зубьев наиболее употреби Urn U к П Т- тельной передачи НП I передачи Ш 24 Передаточное раздаточной коробки число главной передачи Гипоидной парн колесной передачи Расчетный момент на шестерш гипо идной пары Коэффициент полезного действия ги поидной пары Радиус ведущего колеса автомобиля Максимальная скорость автомобиля Коэффициент скорости Методика расчета №>    Наименование Расчетная формула Раз- Числе- 23В- ьой кость пршяер 33 Средний начальный    ow^ao § диаметр    d<om — а** о**»» =$61,1 34    Среднее значение углов _ ^ /D _ наклона зубьев тестер- /S\ ни и колеса    град <зУ*иго 35    Коэффициент увеличения к eosA^&/cos&^    т ТЯ4 размеров шестерни лг г у j - 1,аоч 36    Коэффициент контактного напряжения:    Zeosfcp (У**Кг)__ -для обкатной передачи    UKri/J^H/^ “ , 2.ыЪг.ФЪл -для полуобкатной пере-2,,~{/sif>dLr Кг ' дачи 3? Коэффициент .учитывающий влияние преднамеренного *______ v .    si- перераспределения толщины Л'С~ I,o7/(1,q7+XZ) - зубьев шестерни и колеса    ЛСА *1 38    Коэффициент .учитывающий „    . влияние угла профиля Л* -табл.1.3 - О,5йо исходного контура относительный радиус „ кривизны переходной кривой Л/* -табл.1.4 -    1,04 в граничной точке профиля зуба 40    Коэффициент .учитывающий к влияние параметров парно- м “I    ~    I го зубчатого колеса    7, » 41    Число зубьев эквивалент- у _ Z<.g    -•    ***■ =20,It ного колеса    'isos^л»лг Zy2=3I7,9 4? Номинальное значение коэффициента капвязенвя изгиба: *    „о    по -для обкатной передачи рис .1.1 - =2,15 -ддя полуобкатиой пере-    «2.25 «ача    У%х рисД.1 - ,, - 43 Коэффициент напряжения ,. //в •    да* «2,091 изгиба    Умл^мКиКлХрКг - yPz *,£,392 44 Вспомогательный коэффа- „ _ fyzftmz. ^>/Зоо 0,31
*    ге *    Sfflf”омюго "''V^pss. .    !,*4 46    Коэффициент торцевого л перекрытия    С* -хабя.1.5 -    1,26 47    Коэффициент .учитывающий _ перекрытие при расчета Z£ -рис.1.3 -    0,88 контактных напрянений 48    Коэффициент .учитывающий .. /С03АйО )2    • п перекрытие при расчете Уш=Щс51&п<Л - 7Г «1.061 напряжений изгиба    \w»pm*w _ ye2 „0*757 49    Коэффициент, учитывающий по контакту л#* si    _    Х,0 нагрузки со изгибу Л«/.г =1    -    1.0 мезду зубь-    * Jh_2_„3__4    5 51    Коэффициент учитывающий по контакту Кий    - i,o распредоле- 52    ние нагруз- по изгибу Kfb »1 -    1,0 ки по шири- не    — 53    Окружная сила в зацзп-    н    151,36 лении для колеса “ ofeonz 54    Окружная сила в зацеп- с ~с /// лении для шестерни гц-riz/hr у    127,К 55    Средняя техническая -- „ скорость автомобиля Va. ~ Kv уо™* ки/ч 55 56    Расчетная частота вра- r ^£S\/aUi»>UfxUo 0^/н.гя 1455 щеная входного нала НП 7 h< 57    Расчетная частота spa- /?г__. щения вала гипоидного Л- пкпг О'р.к l/э    об/мин -J6 колеса 58    Окружная скорость ,, Зс/июг Я в зацеплении'    баооо    ы/с О.бб ^ зубчатог^венца &ср -0^(£/^£/г) 6И    69 60    Коэффициент,учитывающий А/    _ влияние вида передачи /VA =0,08 - 0,0а на проявление погрешности 61    Отклонение шага    -таблЛаб та; :/'v- -=?.8 62    Отклонение шага    Ips~6,9^pi мкм зацепления л®.".'- 63    Расчетная производствен-    ТГ"7 ная погрешность    “о-Уу(б/у*.гл?г мкц <л) 64    Внутренняя динами- Л >/\13^ЛЩ!й£. и ческая нагрузка rjtsmBcpV{/-5 № Суммарная удельная дест- г    й—,— „. кость сопряженных зубьев ^-г -табл*!./ им мкк **- 66    Предельное значение дина- в „ ..    орппг, мической нагруз кы рсР Н 2.з000 67    гасчетная внутренняя ди~ . , . наыическая нагрузка # -fnw(гул ,гук) и 68    Расчетное значение козффи- ,Jy_    т пптк циента внутренней динаыи- ftl ~ i,uuio ческой нагрузки _Х__2 _3    4_5 69    Коэффициент .учитывающий влияние внешних динами- Kve -рис. 1.2 -    1,035 чееккх нагрузок 70    Коэффициент динашческой “аГИ'ЗК“ -для изгиба    -    1.037 -для контакта Khv-VKfy    -    i,uio ?1 Коэффициент,учитывающий Кн/к «I (если условия смазки    нет указаний о принятии другого значения) 72    Коэффициент ffe* х т „    т -дня ведущего колеса    =1,06    -    ^ -для ведомого колеса    =0.95    -    /(^2®0,то 73    Коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса; по кок-зактусЬм < 700ш Кнх -1    -    I oWj» 700км Kex-i/fa07'10 okin)-та изгибу    /Тяг/,2 -табл. 1.8 -    Ада а 1,135 /fatt =i,I55 74    Расчетное конгакное    Н о напряжение 32 75    Расчетное изгибное напряженке -шестерни    Н <Те^РиУр1УиК&1((еАКмКе/»№х/(%х/Ппт), шГ~ -колеса    .    , шг -колеса    ^ . Ояг -Fiz Уп Уег    Я?лт), Коэффициент в зависимости от угла профиля зуба исходного контура
Таблица 1*3 Таблица 1.4 Коэффициент Кр в зависимости от относительного радиуса кривизны переходной кривой в граничной точке профиля.зуба Zf 0 ОД 0,2 0,3 1,22 1,12 1,07 1,03 Таблица 1.5 Коэффициент торцового перекрауия С* 6 7 8 9 10 12 12 13 0,87 0,95 1,02 1,07 1,12 1,15 1,17 1,19 16 18 20 22 24 26 28 30 1,23 1,24 1,26 1,27 1,28 1,29 1,30 1,31 Таблица 1.6 Отклонение шага (по СТ СЭВ 186-75) Степень Средний норыаль-точнос- ный модуль, ти    trinm •*“ Средний делительный диаметр,ыа до 125 свыше 125 свкгае 400 до 400    до 800 >ох    от I Д0 3,5    6 9
5 свыше 3,5 до 6,3 8 Продолжение таблицы 1.6 £ 6,3 > Ю >10 >16 о? I до 3,5 CB1GS9 3,5 до 6,3 >6,3 >10 >10 > 16 с? I до 3,5 свези 3,5 до 6,3 > 6,3 > 10 05 I до 3,5 свыиа 3,5 до 6,3 >6,3 >10 >10 >16 ОТ I до 3,5 свыше 3,5 Дб 6.3 >6,3 >10 >10 > 16 Таблица 1*7 Суммарная жесткость сопряженных зубьев Q*v ,Н/мн мхм 12° 16° 20° 24* 32° 36° 40° 23 22 21 20 Таблица 1.8 Коэффициент Км в зависимости от модудя и диаметра зубчатого колеса Рис Л Л График для 0ПреД8£2ШЯ величина коэффициента jp Рис.1.3.График для определения коэффициента Zc - 12 - Рис.1.2.График для определения коэффициента Кые ;I-механическая трансмиссия гусеничного трактора;2-механичеекая трансмиссия колесного трактора, гидромеханическая-гусеничного трактора; 3-ыеханическая трансмиссия грузового автомобиля,гидромеханичес-кая-колесного трактора; 4~ыеханическая трансмиссия легкового автомобиля ;5-гидромеханические трансмиссии автомобилей <. 1-зубчатые передачи неподрессоренных агрегатов; П-эубчатыэ передачи подрессоренных агрегатов)
Ч 6 в й,и/с
Уточнение 3 Ji 4 вызваны теи, что у гиповдкьн Iконических со спиралбныы и круговым зубоы)колес пятно контакта регулируете о табл.1.2 приведена уточненная методика расчета и приведем примерный расчет гипоидной napaZi =7, h =37 .Из расчетов видно,что по методике /I/,при заданном нагрузочном режиме напряжения составляют Пн =55 Н/мм^, Grt *694 и Ога-=839 Н/мм^.По уточненной методике Пн з32 Н/ки^, Gfi =596 и 0^2 =685 НДйг,что подтвервдает показатели стендовых и эксплуатационных испытаний шестерен гипоидных передач. 2. Схемы гипоидных ыостоб. В последнее время в зарубежном машиностроении на магистральных тягачах с осевой нагрузкой 100 кК...140 кН наметилась тенденция к переходу от мостов с планетарными колесными редукторами к более легким и не менее долговечным ведущим мостам с одинарной гипоидной передаче^,которые проще и имеют небольшое количество деталей и сравнительно низкую себестоимость. Большое распространение получили подобные моста в таких ведущих автомобилестроительных странах как (Ж,Швеция,ФРГ, Франция,Япония.Одной из причин,позволяющей применять гипоидные передачи не мостах с нагрузкой 100 кН...140 нН,является достижение в подшипниковой промышленности,где динамическая и статическая грузоподъемность подшипников,одной и той же размерности в последнее десятилетие увеличивались в 2.,.2,5 раза.Кроме того, в настоящее время в производстве достигнут высокий уровень технологии, в частности «изготовления зубчатых колес. Внастоящее время существуют два способа передачи крутящего момента от Ш к мостам тележки Лррвый - через редуктор среднего моста, второй - через раздаточную коробку и далее через два кардана на задний и средний моста- Преимущественное применено получил первый способ Ло конструктивному исполнению мосты тележки первого способа выполняются в р&~.ичных ва- риантаХсНа рис.2Ла показана кинематическая схема гипоидных мостов теленки с дополнительной парой цилиндрических шестерен на среднем мосту «Крутящий момент от кардана через вал передается на межосевой дифференциал среднего мос а,где раздваивается: один поток идет через вал и кардан на ведущую шестерню заднего моста, в другой через пару цилиндрических шестерен передается на ведущую шестерню среднего моста. Применение цилиндрической пары шестерен вызвано необходимостью прохода вала привода заднего моста над межколесным дифференциалом среднего моста так как гипоидного смещения недостаточно. В данной схеме привода мостов зубчатые венцы гипоидных пар заднего и среднего мостов отличаются направлением зуба, по рричине отсутствия дополнительной пары шесиерен на заднем мосту, а это дает возможность его установки на автомобиль 4x2 без изменения. На рис .2.16 показана кинематическая схема гипоидных мостов тедежки, аналогичная схеме рис .2 Л а/2/, но с дополнительной парой шестерен на заднем мосту /10/. Применение дополнительной пары шестерен на заднем мосту позволяет максимально унифицировать детали мостов и иметь оптимальный угол кардана,но,вместе с теы требует увеличения веса тележки на 40...45 кг,что является отрицательным фактором. На рис .2 Л в показана кинематическая схема гипоидных мостов тележки без применения дополнительных пар цилиндрических шестерен.Это наиболее легкая конструкция,но,вместе с тем, имеет ряд факторов отрицательно влияющих на конструкцию и долговечность /10/. Так,для прохода вала привода к заднему мосту над полуосью среднего моста требуется гипоидное смещение до 55...60 мм при осевом весе 100 кН,что отрицательно сказывается на долговечности гипоидной пары в виду появления больших удельных скольжений в зацеплении.Подвод крутящего момента,осуществляется на крестовину снаружи,что определяет сложную конструкцию передней чашки,болыий вылет фланца и ухудшает подвод смазки к шестерням дифференциала.Отмеченное иак подвод момента к крестовине снаружи, большой вылет,смазка)исключается при заднем - 14 -

расположении ведущей шестерни и меаосевого дифференциала,но влечет к еще большему гипоидному смещения и увеличению веса, так как входной вал к крестовине дифференциала требует увеличенного диаметра. 3.Условия и параметры сопоставляемых схем гипоидных мостов Для выбора оптимального варианта гипоидных мостов для 3х осного автомобиля при осевом весе на теленку 18...20 тонн рассматривались три схемы: 1)    схема с двухступенчатой передачей на среднем ыссту (цилиндрическая и гипоидная пары) и только гипоидной пары на заднем мосту; 2)    схема с одинаковыми двухступенчатыми передачами на средней к заднем мостах; 3)    схема с проходной гипоидной передачей - одноступенчатые мосты и средний и задний. Для всех схем были приняты исходные данные, помещенные в табл«3.X. Таблица 3.1 Исходные данные $$ Наименование параметра    Обозна-    Величина пп    чение;    параметра Максимальный крутящий момент на входе Передаточное число главной передачи 5,20 4 5,36 Радиус качения колеса Параметры цилиндрических колес 23,4150 51 * 53 Параметры гипоидных колес На основании принятых исходных данных были рассчитаны числа зубьев сопоставляемых гипоидных мостов (табл.3.2) Таблица 3.2 Чисдоозубьев колес Варианты et>tea?se ■Щг =5,286 4.Расчет напряжений зубьев ш ресурсов зубчатых колес Расчет напряжений зубьев цилиндрических колес выполнен по методике /1/,а расчет напряжений зубьев гипоидных колес по вышеприведенной методике .Параметры й расчет аубч&тых колес представлены в табл.4.1 и 4.2 для цилиндрических, и в табл.4.3 и 4.4 для гипоидных колес.В табл.4.5 опргделекы условные пробеги до разрушения зубьев рассчитываемых зубчатых колес .При этом коэффициент пробега Kg бал принят равным I. Таблица 4.1 Параметры зубчатых колес цилиндрической пары Параметры ность Число зубьев шестерни Zi Число зубьев колеса Модуль
<<< Предыдущая страница  1     Следующая страница >>>


1 A B C D E F G H I J K L M N O P Q R S T U V W X Y Z 
А Б В Г Д Е Ж З И К Л М Н О П Р С Т У Ф Х Ц Ч Ш Щ Э Ю Я