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

b_f1= 30,730, b_f2=27,936 – рабочая ширина венца шестерни и венца колеса соответственно, учитываемая при расчете напряжения изгиба зуба;

b_w=27,936 – рабочая ширина контакта зубьев

3.3. Расчетный нормальный модуль зубьев m_n

Для различных видов зубчатых передач в качестве расчетного

модуля нормального зубьев mn принимается:

m – модуль зубьев для цилиндрических прямозубых передач;

m_n – модуль нормальный для цилиндрических косозубых передач;

m_m – модуль средний для конических прямозубых передач:

 

m_n=4,250

3.4. Начальный диаметр шестерни d_w1

Начальный диаметр шестерни зубчатой пары d_w1 используется при определении расчетных контактных напряжений цилиндрических прямозубых и косозубых передач.

3.5. Коэффициенты единичного напряжения изгиба зубьев Y_{F вщ} и Y_{F вм}

Коэффициент единичного напряжения Y_F представляет собой напряжение изгиба зубьев условного зубчатого колеса, имеющего модуль m = 1 мм и ширину зубчатого венца b_f = 1 мм, при приложении окружной силы Ft = 1 Н

где Y_F0 – номинальное значение коэффициента Y_F, рассчитанное

для некоторого определенного сочетания зубьев цилиндрической прямозубой передачи стандартного исходного контура; – коэффициенты, учитывающие влияние параметров сопряженного зубчатого колеса и отличие параметров рассчитываемого зубчатого колеса от стандартных значений.

 

По графику определяем

По графику определяем

Ku – коэффициент, учитывающий влияние параметров сопряженного зубчатого колеса.

где Zф – число зубьев условного колеса, сопряженного с рассчитываемым зубчатым колесом:

– коэффициент, учитывающий отличие угла зацепления от стандартного значения

– коэффициент, учитывающий отличие коэффициента радиуса переходной кривой выкружки ножки зуба от стандартного значения

– коэффициент, учитывающий коррекцию толщины зуба колес конических и гипоидных передач

,

Тогда

3.6. Коэффициент единичного контактного напряжения зубьев Z_H

Коэффициент единичного напряжения Z_H представляет собой

контактное напряжение в полюсе зацепления сопряженных профилей зубьев условных колес, имеющих модуль m = 1 мм и контактную ширину венца bw =1 мм при приложении окружной силы Ft =1Н

 

3.7. Коэффициенты Yε и Zε, учитывающие величину перекрытия зубьев

Для прямозубых цилиндрических и конических передач

 

3.8. Коэффициенты K_{F α} и K_{H α}, учитывающие распределение нагрузки между зубьями

Значения коэффициента принимаются в зависимости от степени точности по нормам плавности зубчатой передачи

Значение коэффициента K_{H α} зависит от вида, степени точности по нормам плавности и коэффициента осевого перекрытия

где: – учитывает изменение интенсивности нагрузки контактной линии зубьев в начальной, средней и конечной фазах их зацепления;

коэффициента распределения нагрузки

 

 

3.9. Коэффициенты и , учитывающие влияние перекоса зубчатых колес под нагрузкой

Коэффициенты и зависят от структурной группы, к которой относится рассчитываемая зубчатая передача, относительной ширины зубчатого венца шестерни, твердости активной поверхности зубьев и окружной скорости в зацеплении зубчатых колес. Для однопарной передачи, т. е. передачи, имеющей одно зацепление, коэффициенты определяются по формулам

Тогда - коэффициент, учитывающий неравномерность распреде-

ления нагрузки по ширине зубчатого венца в начальный период работы передачи; зависит от конструкции редукторного узла, вида зубчатой передачи и варианта установки ее в узле, значения коэффициента ширины зубчатого венца

 

 

Тогда ; - коэффициенты, учитывающие влияние приработки зубьев в процессе эксплуатации

 

 

 

3.10. Коэффициенты K_{F v} и K_{H v}, учитывающие влияние динамической нагрузки в зацеплении

Значения коэффициентов K_{F v} и K_{H v}зависят от расчетной окружной скорости. При v_окр>1 м/с

=

= =1,018

- коэффициент, учитывающий влияние внешних динамических нагрузок; зависит от типа автомобиля, вида трансмиссии и демпфирующего влияния подвески.

3.11. Коэффициенты и , учитывающие влияние трения и смазки в зацеплении

При расчете передачи внешнего зацепления принимают ;

; .

 

3.12. Коэффициенты K_Fxвщ, K_Fxвм, и K_{H x}, учитывающие влияние размеров зубчатого колеса

Значение коэффициентов K_{F x} принимается в зависимости от величины начального диаметра рассчитываемого зубчатого колеса d_w цилиндрическихпередач и модуля зуба m цилиндрических прямозубых колес (m_n – цилиндрических косозубых колес, m_m – конических прямозубых колес, m_nm – конических колес с круговыми зубьями и колес гипоидных передач), путем линейной интерполяции: ; .

 

3.13. Коэффициенты Y_R и Z_R, учитывающие особенности обработки активных поверхностей зубьев и переходной поверхности ножки зубьев

Коэффициент Y_R учитывает особенности обработки переходной поверхности у опасного по изгибу сечения ножки зуба: Y_R=1

Коэффициент Z_R учитывает особенность обработки активных поверхностей зубьев: Z_R=1

3.14. Коэффициент K_{F сим}, учитывающий влияние характера симметричности цикла напряжения зубьев

K_Fсим=1,30 - при одностороннем отнулевом цикле или близком к нему, характерном для зубчатых колес низших передач и передач заднего хода коробок передач;

3.15. Расчетные величины r_{к 0}, a, u_зк-к

a – фактор цикличности, число вхождений в зацепление одного зуба одной и той же стороной за один оборот вала зубчатого колеса: a=1 для зубчатых колес однопарной передачи, в том числе и для паразитного зубчатого колеса реверсивного механизма;

u_{з к-к} – передаточное число от вала рассчитываемого зубчатого колеса к ведущим колесам автомобиля; для планетарных передач

U_зк-к1=U₀ U₁=6,636 4,667=30,97; U_зк-к2=U₀=6,636

3.16. Пределы сопротивления усталости зубьев и П_Нlimb

Значения пределов сопротивления усталости выбираются исходя из материала рассчитываемых зубчатых колес: Мпа; П_Нlimb=19,0 Мпа

 

12	Поделиться:

Воспользуйтесь поиском по сайту: