РОЗРАХУНОК ЦИЛІНДРИЧНОЇ КОСОЗУБОЇ ПЕРШОЇ ПЕРЕДАЧІ
Вхідні дані
/>80.4 Н∙м — максимальний обертовий момент двигуна;
/>55кВт — максимальна потужність автомобіля;
/>5500 об/хв. — максимальне число обертів двигуна;
/>3,258;
Розрахунок ведемо за розрахунковим моментом.
Вибір матеріалу та розрахунок допустимих напружень для зубчастих коліс
Для виготовлення шестірні та колеса вибираємо ([5] табл. 3.12.) матеріал 18ХГТ із термообробкою – цементація. ГОСТ 4543-71.
/>
Допустиме напруження на згин для зубців шестірні
/>, (1)
де />— коефіцієнт, що враховує чутливість матеріалу до концентрації напружень;
/>— коефіцієнт, що враховує шорсткість перехідної поверхні зубця;
В розрахунках приймаємо: />1, />1.
Визначаємо границю витривалості при згині (, табл. 3.19)
/>; (2)
/>МПа.
Визначаємо коефіцієнт довговічності першої передачі при згині
/>, (3)
де />— показник довговічності :/>;
/>— базове число випробувань, дорівнює />;
/>— еквівалентне число циклів змін напружень за строк служби передачі.
/>, (4)
де />— час роботи, год;
/>(5)
/>— розрахункова частота обертання, дорівнює 3570 об/хв.;
/>— коефіцієнт розподілу роботи передач, дорівнює 0.05;
/>— коефіцієнт пробігу, що характеризує відношення довговічності деталей при розрахунковому моменті і діючим навантаженням, дорівнює 0.7;
/>— середнє значення пробігу до капітального ремонту, км ;
/>км
/>— середня швидкість руху автомобіля, дорівнює 80 км/год;
/>км/год;
/>год ;
Тоді коефіцієнт довговічності буде дорівнювати
/>. (5)
Границя витривалості зубців на згин, що відповідає еквівалентному числу циклів змін напружень
/>(6)
/>МПа.
Обираємо коефіцієнт безпеки
/>, (7)
де/>1,55 ([5], табл. 3.19)
/>1 ([5], табл. 3.21)
/>=1,55 ∙ 1 = 1,55
Таким чином допустиме напруження на згин для зубців:
/>МПа
Граничне допустиме напруження на згин
/>(8)
/>МПа
Граничне напруження, яке не спричиняє залишкових деформацій або крихкої поломки зубців визначається
/>(9)
/>МПа.
Коефіцієнт безпеки
/>
/>
Допустиме контактне напруження
/>. (10)--PAGE_BREAK--
Визначаємо границю контактної витривалості зубців, що відповідає базовому числу випробувань
/>(11)
/>МПа
Визначаємо коефіцієнт довговічності при контактному навантаженні
/>, (12)
де />— показник довговічності: />;
/>— базове число випробувань: />;
/>— еквівалентне число циклів навантаження зубців.
/>(13)
де />— час роботи, дорівнює 75 год;
/>— розрахункова частота обертання,, дорівнює 3570 об/хв.;
/>— коефіцієнт пробігу, що характеризує відношення довговічності деталей при розрахунковому моменті і діючим навантаженням, дорівнює 0,14.
/>
Коефіцієнт довговічності при дії контактних навантажень
/>
Визначаємо еквівалентне число циклів навантаження зубців на кожній передачі за формулою
/>, (14)
де />— час роботи на передачі.
Згідно формули 5.5 отримуємо час роботи на кожній з передач, де коефіцієнт />обирався для умов міста
/>год
Крутний момент на першій передачі:
/>, (15)
де />— ККД зубчатого зачеплення:/>=0,99;
М – максимальній момент двигуна.
/>Н/>м;
Визначаємо границю контактної витривалості поверхонь зубців, що відповідає еквівалентному числу циклів змін напружень
/>(16)
/>МПа.
Коефіцієнт безпеки для зубців з однорідною структурою матеріалу
/>1,2
Коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхонь зубців
/>1;
Коефіцієнт, що враховує колову швидкість
/>1
Таким чином допустиме контактне напруження для зубців шестірні і колеса:
/>МПа
Допустиме граничне контактне напруження для шестерні та колеса
/>(17)
/>МПа
Проектний розрахунок передачі (вибір основних параметрів передачі)
Приймаємо попередньо число зубців шестірні першої передачі:
/>15
Число зубців колеса
/>; (18)
/>=15 ∙ 3,258 = 49
Для подальших розрахунків вибираємо кут нахилу зубців />.
Визначаємо нормальний модуль зачеплення
/>(19)
де />— коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині зубчастих вінців;
/>1,08
/>— коефіцієнт, що враховує динамічне навантаження;
/>
/>— коефіцієнт ширини зубчатого вінця приймаємо рівним 8
/>— число зубців шестерні;
/>— коефіцієнт форми зуба, що встановлється по еквівалентному числу зубців, дорівнює 2,5 продолжение
--PAGE_BREAK--
/>мм.
Стандартний модуль зубців ([5] табл. П.9) />.
Еквівалентні числа зубців шестірні та колеса
/>(20)
/>
/>
Розраховуємо між осьову відстань
/>. (21)
/>мм
Приймаємо />мм і уточняємо кут нахилу лінії зубців:
/>. (5.22)
/>
Приймаємо
/>
Обчислюємо початковий діаметр шестірні та колеса
/>(23)
/>мм;
/>мм.
Ширина зубчастого вінця
/>(24)
/>мм
Розрахунок активних поверхонь зубців на контактну втому
Для розрахунку попередньо визначаємо:
Коефіцієнт форми спряжених поверхонь зубців
/>. (25)
/>
Коефіцієнт, що враховує механічні властивості матеріалів зубчастих коліс ([5] табл. 3.12.) матеріал 18ХГТ із термообробкою – цементація ГОСТ 4543-71.
/>
Коефіцієнт сумарної довжини контактної ліній для косозубих передач
/>, (26)
де />— коефіцієнт торцевого перекриття
/>
Коефіцієнт торцевого перекриття
/>. (27)
/>
Коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між
/>1,1;
Коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині зубчастих вінців
/>1,06;
Коефіцієнт динамічного навантаження
/>1,03
Розрахункове контактне напруження
/>(28)
/>МПа
Стійкість зубців проти втомного викришування їхніх активних поверхонь забезпечується за умовою:
/>
Розрахунок активних поверхонь зубців на контактну міцність при дії максимального навантаження
Під час дії максимального навантаження
/>МПа/>МПа.
Висновок: контактна міцність забезпечується.
Тут />-коефіцієнт перевантаження;
/>
Розрахунок зубців на втому при згині
Коефіцієнт нахилу зубців
/>. (29)
/>
Коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубцями
Длярозрахункуприймаємо:
/>
Коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині зубчастих вінців([5] мал. 3.14) продолжение
--PAGE_BREAK--
/>
Коефіцієнт динамічного навантаження ( табл. 3.16)
/>
Питома розрахункова колова сила
/>(30)
/>Н
Розрахункове напруження згину:
/>(31)
/>МПа;
/>МПаМПа.
Висновок: стійкість зубців проти втомного руйнування при згині забезпечується.
Розрахунок зубців на міцність при згині максимальним навантаженням
Розрахункове напруження від максимального навантаження
/>МПа; (32)
/>МПа/>МПа
Висновок: міцність зубців на згин при дії максимального навантаження забезпечується.
Розрахунок геометрії зубчатої передачі
Визначаємо зовнішні діаметри виступів шестірні та колеса
/>(33)
/>мм
/>мм
Визначаємо діаметри впадин шестерні та колеса
/>(34)
/>мм
/>мм
Параметри косозубої циліндричної головної передачі наведені у таблиці 5.1
Таблиця 5.1 – Геометричні параметри головної передачі
Параметри
Позначення
Шестерня
Колесо
Початковий діаметр, мм
/>
43,6
142,4
Зовнішній діаметр виступів, мм
/>
48,6
147,4
Діаметр впадин, мм
/>
38,6
137,4
Ширина зубчатого вінця, мм
/>
20,5
Міжосьова відстань, мм
/>
93