Методика расчета гипоидных передач на долговечность

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
Рабочая ширина венца
шестерни
Рабочая ширина венца
колеса
Угол наклона зуба
Мехосевое расстояние
Начальный диаметр
шестерни
колеса
Коэффициент смещения
шестени
Коэффициент смещения
колеса
Угол главного профиля
Коэффициент радиуса
кривизны переходной
кривой
Передаточное число
Степень точности
зубчатых колес
Таблица 4.2
Расчет напряжений зубчатых колес цилиндрической пары
Наименование и формула
Обозна
чение
Окружная сила в зацеплении зубчатых колес,
2Т*'£0* кп Fba о/со '
Коэффициент контактного напряжения
t/u zingdato    ’

Коэффициент напряжения изгиба УР-ЧрКиКа.КрК(. - йЬшшальное значение коэффициента напряненйя изгиба определяется из рис.3.2^1/ в зависимости от коэффициента смещения X и эквивалентного числа зубьев _ , * -• коэффициент,учитывающий влияние параметров парного зубчатого колеса: Кщ~ 1+0,125 ( 2^=±/Zvs +Xt~i) Кое.' i+0,125 (Z&sijZu +Xt ~i) Прдол&ение таблицы 4.2 -коэффициенты,учитывающие влияние угла профиля и радиуса переходной кривой профиля зуДа: /Гос =A/>-i -коэффициент,учитывающий влияние преднамерен ного перераспределения толщины зубьев шестерни и колеса: = j -Коэффициент,учитывающий перекрытие при расчете контакных напряжений определяется д зависимости от величины коэ&Ьициентов осевого i с£ ) и - 1 торцового ( dot ) перекрытия по рис.3,3 /I/ ,т.к. Лк «0) * - угол профиля зубьев в точке на окружности вершин: 061« azccos (ds/c/a) - основной диаметр: oico$oL*/cosfe - угол профиля: • cL^azetfftyd/cosp) ^ - диаметр вершин зубьев +Х’&У)Ю где^а*!*;/ =0; =0 Коэффициент,учитывающий перекрытие при расчете напряжений изгиба : i/^=ZС Коэффициент Кн*. : Кн^-Кн^Кн^ - коэффициент,учитывающий повышение интенсив ности нагрузки на наклонных контактных линиях у околополюсных участковКнр определяемся из табл „3*3 в зависимости от величины /I/ - коэффициент,учитывающий неточность распределения нагрузки между зубьями /(/^определяется по рис*3«5 /I/ & зависимости от степени точности передачи „ и расчетной окружной скорости в зацеплении - окружная скорость: \f-Sfdcoi^/60000 ,м/с - расчетная частота вращения шестерш: n^tlr/UfOl! » Об/£4ИН - частота_вршцен11я входного вала КП: Пт-Я,65Уа Ur?&/!iffx ♦ об/мин - средняя техническая скорость автомобиля: Ус так ,где Км -0,6^ l/л ==55 км/ч - передаточное число на высшей передач Utpb 5,286 Коэффициент Км : Къ* i) К& К/ы 1,085 /W?. 1,085 Пррдолнение таблицы 4.2 -    отношение напряжений^ определяется по табл. 3.4 /I/ в зависимости от параметровZV и /    Кеи -    коэффициент^определяется по табл.3.5/1/ в    Краг зависимости от степени точности передачи по    и. нормам плавности и удельной нагрузки на зуб    Л > 120 Н/Ы^ для всех вариантов) Коэффициент/!^ Кн£ * 1+(К%~1)Кнсо    Кщ3 Угс =    7 К% Коэффициент^а : fop = i*(K% -l)«Fcd    /fo& -    отношение напряжений^ (см.определение/^ ), К% -    коэффициент,учитывающий влияние приработки зубьев на распределение нагрузкцДло определяется из табл.3.6 /I/ в зависимости от твердости Коэффициент/^^ : Кт*\/к*ьКув' '_I_2 3 _4_б    б -    расчетное значение коэффициента, внутренней .. динамической нагрузки Kvb=i+Fj/Ft    1,0X7 1,013 1,012 1,009. -    расчетное значение внутренней динамической с. нагрузки Fjtn mif) (F/&, Fjh), К У    J I.068 0,909 0,854 0,717 -    внутренняя динамическая нагрузка при расчет- _ ном значении окружной скорости fozfaJ& 1,068 0,909 0,854 0,717 -    предельное значение динамической нагрузки ' Fj'm - йо SepGt£ где Ло в36 - расчетная производственная Шпогрешность:    . 60 ^ t    Вср =    = 57,5мм Ыь =0,1 - коэффициент,учитывающий влияние вида передачи на проявление погрешности &а при формировании динамической нагрузки (определяется _ ,,, по таол.3.9/1/ч^ =17 Н/мм*мкм - суммарная удель- qh,™ W    30    30    30 ная жесткость сопряженных зубьев - внутренняя динамическая нагоузка пш1/*=1м/с б'м.кМ 0,636 *&&efiVd<4t(U+i)Ao/l/Н - коэффициент .учитывающий влияние внешних динамических нагрузокЛигопределяется в за видимости от типа машины,вида трансмиссии и демпфирующего влияния подвески по рис „3.8/1/ К\>г Коэффициент Ал : /(rv^Kv&Kve ' /'р/ Kv& и Kve см «расчет /(ну Коэффициенты Кир • Кнх Коэффициент Коэффициент Лег определяется по табл.3.11 /I/ . R ЯДЯИРИМПРТИ ПТ RPJIMUVfHW МОПУЛЯ И ПИЯМЭФПА ч С OClDflClriMvv 1л VI ОСЛГАМППИ МУДуДЛ У1 ДПШПу 1 WO • зубчатого колеса Расчетное контактное напряжение Пн-ft ZhZc Kn*KHfeKnv Kh/i/(mx/(*itoc/uij t mm z Расчетное напряжение изгиба „ Of г-Ft УггУсНыг Krp КмЛ$чг/(рг/(£/г Таблица 4*3 Исходные данные для расчета зубчаты;: колес гипоидной пары Параметры Раз/ 37 мер- 7^ ность число зубьев шестерки Число зубьев колеса Рабочая ширина вен- ца шестерни 29&4S0 Рабочая ширина вен- я ца колеса    s/& Средний делительный диаметр шестерни <згт Средний делительный! . диаметр колеса <зтъ Внешний окрудной модуль    (птг Средний нормальный модуль    filnm Средний угол наклона линии зуба шестерни рт Средний угол наклона град линии зуба колеса р>»г Сумма углов профиля рабочей и нерабочей стороны зуба olt град Коэффициент смещения шестерни    Х± Коэффициент смещения, колеса    Xz Коэффициент изменения толщины зуба /г - Коэффициент радиуса кривизны переходной кривой,являющейся дугой окруннос.ти Pj - Угол делительного    град коцуса шестерни Oi
Угол делительного конуса колеса
Внешнее конусное расстояние колеса
Среднее конусное расстояние колеса
Степень точности зубчатых колес
Передаточное число Ur
Передаточное число цилиндрической пеоедачи
Таблица 4.4
Расчет напряжений зубчатых колес гипоидной пары
Обозна
Наименование и формула
чение
Формула МВТУ для обкатной передачи приближенная 7 Zeo^cfU^Kr)
StndLs. UК$?Кгг+иг
где Kc-cosfimz/cosfim*.
ficp = ув/пе)
Коэффициент напряжений изгиба: Уг=У°КиК&КрК*с
- номинальное значение козффэдиента напряжения изгиба определяется из ркс. IЛ в зависимости от эквивалентного числа зубьев Zv и коэффициента
смещения X
- экСивапекзнов число зубьев%Z\!-2./fcos&Cos.afim)
- коэффициент,учг’тывеивдий влияние параметров парного колеса; Kut =/(Ve - i>0
- коэффициенты Ж/ \rJ(f> определяются из табл«1.3,1.4 Ка =0,9‘5, Кр =1,04
- коэффициент,учитывающий влияние преднамеренного перераспределения толщина эубьэв шестерш? и колеса: при Xz =0, Kzi = (Wz =1
Коэффициент,учитывающий перекрытие при расчете к онтактных 2Гс 0,88 напряжений Zc определяется по рис.1.3 в зависимости от £. т коэффициента осевого и торцового £* перекрытия
- в зависимости от Zv определяется (Tot (табл Л. 5) К& 0,301 t\ -1АК*-Ки*)Яег /(. - AtzAmbfficp
•ЗЗГ/Пщ ,где (£ez ~&/z) 1,754
Коэффициент,учитывающий перекрытие при течете напряжений изгиба: yt-£с (cosjScp/eosfi/»)*
Уи 1,061 0,757
Коэффициент Кны
Кил 1,0
Коэффициент Л>ьс
Кш 1,0 Л>о<г 1,°
Коэффициент
Кн/i 1,0 KFf> 1,0
Коэффициент Кhy % fav : Kfv ~ /(va A'vf Км 1,037
Кнч- fКеч' Кнч 1,018 - расчетное значение коэффициента внутренней динамической нагрузки KVb*i+Fj/Fu Kva 1,0018 - расчетное звачение внутренней динамической нагрузки Fj 0,232 Fj -т'п (Fj&,Fjm), л И
-    внутренняя динамическая нагрузка при расчетном значении окружной скорости fj'& \/,кУ    Fjb
-    предельное значение динамической нагрузки Ffn    Fjm
>F/&

-    внутренняя динамическая нагрузка при I/ =1 м/с F/tt AcpihiZZi 7Щд77и, н    бы,*й -где Мь =9,08; 1=    ,мм    &ср -    расчетная производственная погрешность n> где    /    /р* и§ табя.1.6 для 0-ой степени точности .Для всех вариантов Jpii «28, >£*2 =32, 1 тогда jfpii =26,умг =30 и До =40 -    окружная сила в зацеплении для колеса - ZTtUotoiO* п 0^= oW 7    .W& -0f94;ob^«ofci* /£г
-    окружная сила в зацеплении для шестерни -    окружная cKopoqTb в зацеплении \/^ЗГо1тгП/б000в , м/с V -    частота вращения вала ведомого колеса /7=^r/((^ffzOn6/rJt П об/мин -    частота вращения входного вала КП:из расчета цилиндри- ~ ческой пары Т табл«4,2 )    "Т -    ког фициент учитывающий влияние вношних динамических иагрузокДуя* определяется в зависимости от типа машины, вида трансмиссии и демпфирующего вдияния подвес- и «и по рис.1.2    Kve 1,035 1,035 1,035 1,035 Коэффициенты Ки/ь , Kf/» , Л*/ , fa* - коэффициент /Сп определяется по табл.1.8 ! ННЦ-У ' Расчетное контактное напряжение ( ц Пн*Нг2н 2с Кн+Кир Khv КнрКm/fi/t о/итх), JH. Расчетное напряжение изгиба (jfi=Ftt УЬи Уа KrttMv Л>У К'/* * Km/fo* М*”).ТЯГ* Расчетное контактное напряжение при расчетном мо менте 7V *4600 Нм Расчетное напряжение изгиба при расчетном мо менте Ti л4600 Нм Таодаца 4.5 Расчет ресурса зубчатых колес Наименование и формула Обозна чение Условные пробеги до усталостной поломки зуба при действии максималь ного крутящего момента: - по изгибу - по контакту / Мн/Лт)* км Lh- /7s ( Пн/ Базовое число циклов при расчете -на изгиб - на конгактцую выносли вость Предел выносливости при 90^ ресурса: - изгибной CSta.,jfr 440 - крнтактной ПнМт'мЙ* Предельное напряжение: - изгибное Qppo-Gfeim У* Кк»////£ где Ул аI - коэффициент коэффициент «учитывающий характер нагругения зуо-чатого колеса,табл «3 «14/1/ - контактное у Пнро -Пиеш} ^&»пмг lyieZ/? =1 - коэффициент* учитывающий обработку зубьев , табл *3 £35Щ/ Число циклов зубчатого колеса за I км пробега П&гц MOOOUsx/ZZbi при Zk =0,525 и -радиус качения колеса. Передаточное число от вала зубчатого колеса до ведущих колес. Напряжение (из расчета шестерен,табл.4.2,4.4), 5«Расчет подаипников Схема расположения рассчитываемых подаипников представлена на рис%5.1.В табл.5*1 приведены их параметры,необходимые для расчета.На рисе5.2#йриведены расчетные схемы., а на ркс,5.3 - пространственное распределение расчетных сил,вызываемых усилиями,действующих в зацеплениях зубчатых колес и опорных реакций,вызываемых этими силами. Расчет ресурса подшипников производился по следующей модифицированной методике,изложенной в /3,4/: I.расчетные силы,создающие нагрузки на подшипниках: - расчетная окружная сила Flp -Ft ‘fot , где Kh * ;?<££* Kv&i-коэффициент внутренней динамической нагрузки (/Суд- коэффициент внутренней динамической нагрузки в зацеплении зубчатых колес /I/; Вал дифференциала Промежу] ючный вал ной вал Рис.5.1.Схема расположения подаипников Таблица 5.1 Основные параметры рассчитываемых подаипников Входной Промежуточный Дифференциала № подш. 183 154 233 оС.град 13 16°Ю 0 23 23 Х5°40 I5°4S -    расчетная радиальная сила Рлр -J(Ftp)    о -    расчетный изгибный момент,заменяющий действие осевой силы Alf/pz/fo) 2.расчетные опорные реакции Rf>*j(Ftp)Kbz или Re -J(f-Af>,/ifxf>)KZz где Kbz- коэффициент внешней динамической нагрузки; Х*е * =1,2... 1,5 - для подшипников,расположенных рядом с фланцем карданного вала; Кьг =1,5 - для подаипников дифференциала, ненагруженных осевой силой\Къг *1,0«..1,2 - для прочих Ф.
7b

& (r-
©
S)
гвб
57
50
ЮО
■S3
w
$L. *'
&
ь л
Л К
* я
V
<D
/
Пространственное располодение сил см.на рис.5.3 Рис.5.2.РАСЧЕШНЕ СХЕМЫ:а)-входного вала,б)-про-кваутошюго вала,в)-вала дифференциала Указаны положительные направления сил и реакций Рис.5.3.Расположение расчетных сил и реакций на промежуточном валу подшипников агрегатов трансмиссии, 3.    приведенная нагрузка на подшипник Рпр -(MRp + УFa) Км Кг. 4.дальнейший    расчет по методике /3,4/. В табл.5.1,5.2,5.3 представлен расчет ресурсов под-шипников. Промегуточный вал расположен на четырех опорах.Так как он двацды статически неопределенно каноническая система уравнений будет иметь вид /5/: f Sep +Х& S(6 +Хз5ез * О L Sap+fo 5&t> * Жз 5лз=О В табл.5.4 произведен расчет опоррых реакций промежуточного вала,расчетная схема которого представлена на рис.5.26, а пространственное расположение сил,создающих нагрузки на подшипник - на ряс.5.3. б.Анализ результатов расчета В табл.6.1 приведены напряжения в зубьях зубчатых колес различных вариантов гипоидных мостов,на рис.6.1 эти напряжения показаны на графиках .Из таблиц и графиков видно, что при сохранении общего передаточного числа двойной главной передачи,но с вариацией чисел зубьев между гипоидной парой (с 7 до 10 на шестерне) и цилиндрической парой 1с 26/26 до 21/30).напряжения в гипоидных колесах снижаются с 596 Н/мм2 до 556 Н/мм^,а напряжения в цилиндрических колесах повышаются с 400 Н/мм2 до 500 Н/мм2.При этом долговечность подшипников 1,2,3,4 и 6 снижается,а 5,7 и 8 остается практически неизменной. Таким образом,с практической точки зрения,при применении кинематической схемы мостов тележки по рис.2.16 цилинд- Таблица 5.1 Расчет ресурса подаипников входного вала Обоз- 26 27 30 30 Наименование и формула наче- 26 24 23 21 Расчетная радиальная сила: COS.fi> Окружная сила в зацеплении зубчатых колес 1из расчета _    __„ зубчатых колес) табл.4.2 £ь>кЫ 64,71 70,10 73,14 80,11 Расчетная окружная сила: Fip 65,71 71,01 74,02 80,83 - коэф.внутренних динамических нагрузокЛ%^-Л»а из расчета зубчатых колес,
рйр=ЬМйп±В1с.е. rRP cos&    - при /Ki=4?,p(<oi>=c<. ,Р =3°
Расчетная осевая сила: F/p 3 Fip Изгибающий момент,заменяющий действие осевой силы: Mpxp=Fxp с/со/2000 * кН
Опорные реакции ех O.MSFfip+Mw кН Ki - • o.Zi ' fgm&SSmt=li£3Z,KH Ri - 0,145 Ftp /о, 2/, кН 0,065Fjp/р, Zi , кН Я=}/1**)гУ(ХУ*' Расчетные опорные реакции Ярr R Къ% -коэф.внешних нагрузок Ktz: (^ck)z 17 -
=1,2 -для подшипников, расположенных рядом с фл&ш карданного вала;
Кьг =1,0 -для остальных подшипников этого вала
Осевые составляющие от радиальной нагрузки:
- где cL -угил контакта подшипника: cLi*i3°,c£v-iC *iO'
St>Se ,Fx>S/-Se
тогда Fq£~$z-*Fxp,кН /bzsSz )KU
Эквивалентная нагрузка:
Рже ~ X VRp + УРа , кИ -коэф.вращения V =1;коэф. к и у определяются в зависимости от соотношениям Fo/VRp »где e^i.S-bd--при FaJVRp<Q. X^i-i&K)
Fa/Vfip^e X=Q,4;y=0/lctfd
1 АИ/%0,54
(ъфЙр.
Приведенные нагрузки на под- р    тпя
шипники: РЬр =/&*£™pi 88,77 - 95,63 99,52 108,38
где К* =1 -коэф.материала, р
Кт =1 -коэф.теыпературы р 20,45 2d,vd <сс,Уо &>,ис
Пробег автонобиля на расчетном U 5,286 5,203 5,360 5>286 моменте,обеспечиваемый вынос- 4530 3590 3050 2330 ливостью подшипника:
Zk / С L = 62ib-fjr(рпр) , к„
295000 234000 199000 151000
-где U -передаточное число до рассчитываемого подшипника от ведущих колес
Таблица 5.2
Расчет ресурса подшипников промежуточного вала
Наименование и формула
26.33 26 7
27.37 30.37 24 8 23 9
30.27 21 10
Передаточные числа:гипоидной пары, Ur =Zz/Zi цилиндрической пары
4,625 4,111 1,125 1,304
Силы,создающие нагрузки на подшипники: из гипоидной пары:
-окружная F±i (из расчета

з.к.,табл.4.4) -расчетная окружная npt =hiKdi, кЦ , где Kbt коэф.внутренних динамических нагрузок К Kdi = Q^(K*t.r+K\ibty .гдеЛиалЛ^ коэф.из расч.з.к.соответственно гипоидной и цилиндрической пары,табл.4.4,4^) -расчетная радиальная сила -расчетная осевая сила    143,49 142,35 148,77 146,20 +St'»p*,ieosSi]jct/ -изгибающий момент,заме няющий действие осевой силы: ricrypi 5,80 MfbPi-FxPt ok*>i /Шй> xfj/Ч из цилиндрической парь: -окружная г*г (из расчета з.к.,табл.4.2; -расчетная окружная £tpz =FtzXdi, к И ( Кд± -см.выше) - расчетная радиальная cmaF*>pe=% (dtin+pyFjz/MSfisH 1 При J&=r0,ofo* = oC ) -расчетная осевая сила Fxpz ~ F±p2 f к У -изгибающий момент,заме няющий действие осевой rip&z 2,40 Mf%p2 ~Fxp2 обе г/2000, кМм Опорные реакции: (расчет реакций см.табл.5А) -расчетные опорные реакции 151,72 152,63 160,68 162,41 где А'дг -коэф.внешних дина мических нагрузок (Kh =1) Осевые составляющие от ра диальной нагрузки: S-i,24SRp^oLsKf/ ,гдз угол контакта подшипника сС4 =23 , Ы s =23 i>s 80,18 Осевая нагрузка на под- шппник: -условия нагружения: 115,20 111,76 116,87 111,31 <Ss,Fx$ ?Ss~S4 где Afc Fxft тогда Fq4 :sS^ ? Fas -S4 ^Fxt, 160,77 159,92 167,29 165,14 Эквивалентная нагрузка: GA РахлаКУЛй* УК*» кН    &S -коэф.вращения V =1; коэф.X и У определяются в зависимости от соотно- с,,/,/я . шения е и Pq~/VRp , ш/чкм где €= AStyd
-при Fa./V&<e Х**;&0 fa/Mps F&/\v*r>e x-o,4;</=ofictbd м -для подшипников 3 и 4 Р9кв*Мр,иН    P**ts 211,81 211,38 221,52 220,19 Л*** 56,84 63,50 74,22 81,27 fiuss 24,15 26,64 30,04 32,53 Приведенные нагрузки на    "° 211,81 211,38 221,82 220,19 437000 329000
подшипники Pop -РэыКмКт, кИ; гм Кн.Кт ~ -коэф.материала и температуры соответственно Км*1 f KT=i Пробег автомобиля на расчет ном,моменте ,обеспечиваемый выносливостью подшипника: где U -передаточное число до рассчитываемого подшипника от ведущих колес Q    __Таблица 5.3 гасчет ресурса подшипнзхов яда дифф^р^и^и^ла Наименование и формула Обоз- 37 нале- п ние Окружная сила в зацеплении зубчатых колес (Из расчета с зубч.колес,табл.4.4;    < Ш,36 148,48 153,06 150,69 Расчетная окружная сила Ftp    .153,65 148,79 353,40 151,05 F-tp =Ft Kdt, - коэф. внутренних динамических нагрузок (-из расчета зубчатых колес, табО.4) АЙ1    1.Q0I9 1,0021 1,0022 1,0024 Р&счетная радиальная сила: /вд>    114,24 112,09 115,56 113,79 Fito=^^ f&{0AAi*P)ce& bz+Sin£*a    кH Расчетная осевая сила Ftp    _£5,03 63,81 65,79 64,78 где/5 =3°-угол трения Изгибающий момент,заменяющий действие осевой силы:    Мрхр 11,74 11,54 11,91 11,75 Mfxp - fxfi 'Citd/20601 К Им Опорные реакции R7**fa№f*p-f1ntp)/o&4 > Я$*мгг&>/м&’кН */= dfSt &*/&*& / *и R7-.f№)**№)*■ 7 >*и Расчетнвз опорные реакции Ятр 110,03 107,94 111,27 109,55 Н,кИ
№ В*65 8,41 8,61 8,40 ff 105,59 103,68 106,94 105,39 & 772,84 71,47 73,68 72,55 Я? '78,81 77,32 79,72 78,50 fy 73,35 71,96 74,18 73,03 As 131,76 130,24 132,85 131,60 Приведенные нагрузка на подшипники: «Эквивалентная нагрузка: Рэ<а=ХЧ%р+УЬх. ,<Н -коэф. вращения У =1;коэф. X и у определяются в зависимости от соотношения € и fb/Vfy , где е» г d ; -при с„ W<e *ш*№° Х=0,Ь;У*0,*1с%<*
-где Kh -коэф.внешних нагрузок,для подаипников дифференциала,ненагружен-ных осевой силой Kh =1,5; для остальных Kh «I. 131,76 130,24 132,85 131,60 Осевые составляющие от радиальной нагрузки: ,кН >ГД0 diisc4o' -угол контакта подшипника Осевая нагрузка на подшипник -условия нагружения: Sr<Si;fi>Ss-S7 тодца F«7*S7> кН Fats §7+Fxt*H 103,45 101,50 104,64 103,03
Рпр-Рэк& К*Кт,аН где Км •, Кт *1 -коэф.мате-ряала и температуры соответственно 200,64 197,24 202,77 199,97 Пробег автомобиля на рас-» четном моменте,обеспечиваешь выносливостью подшипника: Таблица 5.4 Обозначение и величина силы, вызывающей опорную реакцию, кН (грузовое перемещение) опорная реакция,кН 26 37 26 7 27 37 24 6 30 37 23 9 30 37 21 10 ГЛАВНЫЕ ПЕРЕМЕЩЕНИЯ 6б( =650134 6з(,-6бз =143550 Баз =471801 -25876816 -7484318 I 4,02 38.91 106,72 -20»61 -25357435 . -7334098,1 3,94 36,13 104,58 -20,2© -7570158,1 -7397318,5 Расчет опорных реакций
-9605544,5 ( Ssp) Йз -3437979,3 -3195219,3 1,88 1,72 -3076899,3 -2778199,3 -3233339,6 -3496184,6 -7946176,6 -8592138,1 -3646169,6 -3988214,6 -8960737,8 -9801339,5
(5 ip) (.Ssp) Rs fit Rs
-14^5394,8
-1617164,8
-3974304,8
-1686464,6
-1844864,6
-4533894,6
Мехрг
(<■*)
*s* 101,13
to? -49,22
(*) R*= Rfhh *R*fiw~R* п cosd-(Rfrpz +Ямехрг) Si/td; (**) R^RpiM*RFipz sind-fawt +R»wz) £0Sci /
а,ъыа;
(*<*) R*H(R*)4RyF.
рические колеса в среднем мосту не имеет смысла делать неравными .
Поэтому оптимальном является вариант с двухступенчатое передачей в среднем мосту (цилиндрические колеса равные) и одноступенчатой в заднем«унифицированной с мостом автомобиля 4x2.
Величины ресурсов,приведенные в табл.6.2 и на рис.6.2 показывают,что наиболее нагруженными являются подашпники 1,5,8, все они имеют пробег на максимальном моменте от 800 до 8000 км,что обеспечивает пробег в эксплуатации примерно от 500 до 600 тысяч километров.
Расчетные данные по подшипнику 6 являются условными, так как при расчетах не учитывается зазэр и реальная жесткость опоры.
Таблица 6.1 Напряжения в зубьях зубчатых колес
Тип колесу
Обозна
чения
Йадряжения.Н/мм* ......
26 37 26 7
27 37 24 8
30 37 23 9
30 37 21 10
Цилиндри
ческое
Гипоидное
7.Испытательные стенды Прежде чем поставить автомобиль на серийное производство, его узлы и детали подвергаются всесторонним испытаниям с «ужи* отработки и получения их надежных характеристик.
Испытания могут проводиться в дорожнвх или лабораторных
Промежуточный вал
Входной вал
I о о а w ‘
зубчатое колесо
ПОДШИПНИКИ
подшипники
зубчатое колесо -цилиндрическое
подлип* ники
гипоид ное
цилинд- ричес- кое
ф
Вал диффэронциа-ла
зубчатое колесо гипоид-ное
*
о* х|

г-
S а О « ГО Ov CD £5 О CD W I I
Й
к.
*
U
а>|£хГ
о
8 8 О >3 о
о
О
1
о

о
о to о
41» tO О О О о
в
о
8
о
►э
о
те
м    а> S*    ^ со    сл О)    о
СО to со со о сл ю го О О СЛ to о о о о
го оо сл го о со о
I—I    со Ю    О to    сл о    о о о
сг> о го о
8
|Со .to |<?
8
о ы о
о
ГО н со о
к
о>    го о    со го    го to    о о
СЛ    to сл    -о со о    о
и    го сл    to Ы    СО о    о о
СО    £ 00    О <2    ГО о    о
о |<7
Рис.6Л.Напряжения в зубьях зубчатых колос в зависимости от числа зубьов гипоидной шестерни.

iooooo so wo 20000 10000 5000 Рис.6.2.Ресуре зубчатых колес и подшгютков в зависимости от числа зубьев гипоидной шестерни: ——гипоидные колеса, ——цилиндрические колеса;..••^подшипники. (стендовых) условиях.Как правило,ведущие мосты,в частности их зубчатые передачи, испытываются в лабораторных условиях на стендах,которые подразделяются на стенды с прямым потоком мощности и стенда с замкнутым потоком мощности.Стенды с прямым потоком мощности отличаются простотой конструкции,однако имеют ряд существенных недостатков,в частности,требуются мощные тормозные устройства,способные поддерживать стабильный крутящий момент на сравнительно низких оборотах.Этим стендам присуща также невозможность создания равных тормозных усилий на полуосях моста,что требует принудительной блокировка мелколесного дифференциала.На рис.7.1 показана схема стенда с прямым потоком мощности для испытания ведущих мостов. Рио.7.1.Стевд с прямым потоком мощности. Наибольшее применение при испытании зубчатых передач мостов получили стенды с замкнутым потоком мощности.На рис.7.2,7.3/6,7/ представлены схемы стендов с замкнутым потоког "ощности, позволяющие испытывать ведущие мосты в сборе,а на ряс.7.4,7.5 схемы стендов да я испытания главных передач /8,9/. 8.Расчет напряжений в зубьях гипоидных колес при стендовых испытаниях При испытаниях гипоидных колес ГАЗ ( Zj=7; Ze«4I;/№*»> —О)—4jr
X T /-Ч o)—''" 1 Рис.7.2 На рис.7.2 представлена схема стевда БОИ для испытания ведущих ыостов.Стенд содержит:боковые редукторы 1,исш-тываеше мосты 2,главный редуктор З.нагружатель 4,коробку передач 5,приводной двигатель 6,блок датчиков крутящего момента 7.
Рис.7.3 На рис.7.3 предотавлена схема стенда "Глисон"доя испытания ведущих мостов .Стенд солернит: технологический узел X испытываемый узел 2,коробку скоростей 3,угловые редукторы соединительные элементы 5,пульт управления б.нагружатедь 7* датчик крутящего монента 8.
*
Рис.7.4 На рис.7.4 представлена кинематическая схема стенда.для испытания главных передач ГАЗ,отличающаяся тем,что замкнутый контур стенда образуют четыре одинаковых редукяера,,главной передачи,два из которых технологические,а два других испытываемые.Стенд содержит:приводной двигатель с редуктором 1, испытываемые передачи 2,технологические передачи 3,нагружа~ тель 4,датчик крутящего момента 5,тахометр б,соединительные элементы 7,пульт управления 8. - 54 - Рис.7.5 На рис .7.5 представлена схема стенда MtyWUU для испыта-1 ния главных передач.Стена содержит:испнтываемые передачи I, замыкающую передачу 2 с дифференциальным нагружателеа 3,коробку переключения передач 4,приводной двигатель 5,тахометр §, датчик крутящего момента 7«соединительные .элементы 8. Технические данные стенда: Допустимое гипоидное смещение:*.......40+10.0мм Момент нагружения........«............0:7.20000 Нм Угол закручивания...................0...I5 град Максимальное давление масла в цилиндре 2,0 Ша = 6,45) при крутящей моменте I,47 нНы в частоте вращения п = = 1200 об/мин поломки колес происходят через 60*200 часов.При испытаниях гипоидных колес ЗИЛ (3=6; 7г =38 ;#/„=7,97) цри крутящей моменте 2,95 кНм й частоте вращения И =475 об/мнн поломка колес происходят через 90т 180 часов.Расчеты напряаений,вее исходные данные а материалы колес приведены в таб.8.1,8.2.
Таблица 8.1 Исходные данные для расчета Наименование . -___________________________ ______________Г Ибоэна- чение 'I Раз-! Завод L !M®P.f ГАЗ I ______ * ............... ............! Число зубьев ведущей шестерни Число зубьев ведомого колеса Рабочая ширина венца шестерни Рабочая ширина венца колеса Средний начальный диаметр шее- тврни Средний начальный диаметр колеса Внешний окружной модуль Средний нормальный модуль Средний уклон наклона линии зуба шестерня Средний уклон наклона линии зуба колеса
Суша углов профиля на рабочей J град, и нерабочей сторонах зуба Коэффициент смещения шестерни Коэффициент смещения колеса Коэффициент изменения толщины зуба X? - Угол делительного конуса шестерни    Si град. Угол делительного конуса колеса    Зл град. Внешнее конусное расстояние колеса йег ДО Среднее конусное расстояние колеса    Ц»г мы Степень точности зубчатых долее Передаточное число    Ыс -
6,33
5,857
У, h
данных испыта Входной крутящий момент Вхожая частота вра- Число часов до поломки зуба Материал:сталь кНм т мин 24ХНМ/54 25ХГНМТ Таблица 8.2 Расчет напряжений и изгибного предела выносливости Наименование и формула начен. Формула МВТУ для обкатной передачи приблшенная^^^; н “ Им и KrVkf+M* Кг - соь£тг /со& J3mt & -&S(j3nif +J&trr3) Коэффициент напряжений изгиба: = Xu-fy'*/» '/ГГ. -исходя-из экв.числа зубьев Z^a коэф.смещения л по рис.1.1 определяется ном коэф J/p -для гипоидных передач коэф.учитнва-ющий влияние параметров парного зуб чатого колеса Кш = й»г*1.По табл. 1.3,1.4 коэф. <<• Ка -коэффициент учитывающий влияние преднамеренного перерасцределения толщины зуба шестерни и колеса %с-0 коэффициент fa = *Q=I Коэффициент ,учитывающий перекрытие при расчете контактных напряжений Zt определяется по рис.1.3 в зависимости от коэф.осевого^ а торце- вого перекрытия _ В зависимости orZvno табл.1.5 q, г _ (5К& -Kg ) Rea . где ?»- *м* &А* ^ег (Яег '&/<?) Коэффициенты .учитывающие перекрытие при расчете нацрянений изгиба JJj: - Z,r ( C.Oi^ JcotJi т 2 Коэффициент /(v/ Окружная скорость V в зацеплении / 60*I000^/ceu Коэффициенты Кн£, Krfi Коэффициенты К ну 3 Krv •' Kfv - Кva Kve , Khv - У/'Kpv -коэф.внутр.динамической нагрузки К«й - f * ff/fa -значение внутренней диыашчесгкой нагрузки Я цринишотся менышам из двух значений:внутренней динамической нагрузки при расчетном значении окпушой скорости и динамической нагрузки -для данной передачи^ £/> & -в^угр^нняя доиаиичэская нагрузка при окрунной скорости М- Гм/с fy&i - Ма SepS/ofd}ntf(V*1 )&о/ц Л/А -OrOSf 00 = 42 -Вер -0,5(JL{t +b je), мм № Fj&r кй Pjiз I, H kp.NM -    ft* ~ LSАо icp &ig СС&^^с/» -G'iz -суммарная удельная кесткость сопряженных зубьев определяется -по таблице 1.7. Округа-гая сила в зацеплении для колеса р£г -2Т,Uа %р',0*/</ш«/^^,=0,94 . Окружная сила в зацеплении для шестерни ^ -    коэффициент учитывающий влияние внешних динамических нагруэик/^ ( для стендов) Коэффициент: Kf£ Коэффициенты Khju ,КуигКнх} Kt£ - 1,0 1,05 0,95 1,0 1,08 . i,io Контактное напряжение при испыта-р 11кях/7„, -Ьг2н Напряжение изгиба шестерни при испытаниях п
<<< 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