|
Ведущая
шестерня (Z1)
|
Ведомая
шестерня (Z2)
|
Марка стали
|
40ХН
|
25ХГМ
|
Режим улучшения
|
Нитроцементация
хромомарганцевой стали с молибденом с закалкой с нитроцементационного
нагрева.
|
Закалка при
нагреве ТВЧ. Закаленный слой повторяет очертания впадин.
|
Толщина упрочненного слоя:
ht1 = 0,8 … 1,1 мм.
Твердость поверхности зуба:
HО1 = 58 HRCЭ, HО2 = 50 HRCЭ
Твердость сердцевины зуба:
HК1 = 300 HV, HК2 = 300 HV
.5 Предел текучести:
sT1 = 1000 мПа.
sT2 = 900 мПа.
.
Определение геометрических и кинематических параметров
Делительный угол профиля в торцевом сечении:
at=arc tg = arc tg = 20˚
Угол зацепления:
Межосевое состояние:
мм.
Делительные диаметры:
Диаметры вершин зубьев:
Диаметры впадин зубьев:
Ширина шестерен:
b = Шba ·aw=16 мм
Углы профиля зуба в точках на окружностях вершин:
Aa1=arc cos=arc cos=36,8 єa2=arc cos=arc cos=26,1 є
Составляющие коэффициента торцевого перекрытия:
еa1===0,73
еa2===0,86
Коэффициент торцевого перекрытия:
еa = еa1+еa2 = 0,73+0,86 = 1,59
Основной шаг:
Px = Пm = 3,14·2,5 = 7,85 мм.
Коэффициент основного перекрытия:
ев===2
Суммарный коэффициент перекрытия:
ег = еa+ев
= 1,59+2 = 3,59
Эквивалентные числа зубьев:
Zх1===12
Zх2 = = = 43
Окружная скорость:
х = = = 0,28 с-1
.
Расчет на контактную выносливость
Коэффициент, учитывающий механические свойства сопряженных
зубчатых колес:
Для стальных зубчатых колес ZE = 190
Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев
в полюсе зацепления:
Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:
при
Окружная сила:
Н м
Коэффициент, учитывающий внешние динамические нагрузки:
По
ГОСТ 21354-87 с учетом внешних нагрузок принимаем Ка = 1
Проверка на резонансную зону:
Это свидетельствует, что резонансная зона далеко и расчет можно
проводить по основной формуле:
Коэффициент, учитывающий влияние проявлениях погрешности
зацепления на динамическую нагрузку:
По ГОСТ 21354-87 при твердости и для косозубых шестерен выбирают дh=0,004
Коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления
зубьев шестерни и колеса:
Для степени точности по нормам плавности при
модуле m = 2,5
Go = 47
Удельная окружная динамическая сила:
Н м
Динамическая добавка:
сборочный вал винтовой соединение
Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в
зацеплении:
Допуск на погрешность направлений зуба:
По ГОСТ 1643-81 для 7-й степени точности по нормам контакта при
ширине зубчатого венца b=16 мм
Отклонение положения контактных линий вследствии погрешности
изготовителя:
Фактическое отклонение положения контактных линий в начальный
период работы передачи:
Удельная нормальная жёсткость пары зубьев:
при X1=0 и X2=0
C1=14.6
Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения
нагрузки по длине контактной линии в начальный период работ передачи:
K0нb=1+
Коэффициент, учитывающий приработку зубьев:
КHw=
Коэффициент, учитывающий неравность распределения нагрузки по
длине контрольных линий:
КHb=1+(Кн0b-1) КHw =1+(1.002-1) 0.614
=1.0012
Средняя удельная торцевая жёсткость зубьев пары зубчатых
колёс:
C=c1 (0.75ea+0.25)=14.6
(0,75·2+0.25) =30.97
Предельное отклонение шага зацепления по ГОСТ 1643-81 для 7й
степени точности по нормам плавности при m = 2.5 мм. и соответственно делительных диаметрах d1=30 мм. и d2=107.5 мм.:
fpb1=18
fpb2=18
dнlim2 = 17HHRCэ+20=17·50+200 =1050 мПа.
Уменьшение погрешности шага зацепления в результате
приработки:
Ya1 = 0.075fpb1 = 1.35
Ya2 = fpb2 = 18 = 2.7= = = 2.025
Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между
зубьями:
При e >2
KHa=0.9+0.4
Коэффициент нагрузки:
Kн=КA КHV KHв КH2=11·1·1.02 = 1.02
Контактное напряжение при KH =1 мПа.:
dн0=ZеZнZе
Расчётное контактное напряжение:
dн=dно мПа.
Предел контактной выносливости:
Для цементованной шестерни
dнlim1 = 23 ННRCэ = 23·59 = 1360
Для колеса закаленного с нагревом ТВЧ
dнlim2 = 17 HHRCэ+200 = 17·50+200 = 1050
Коэффициент запаса прочности:
Для шестерни и колеса с поверхностным упрочнением зубьев
принимаем
и
Базовые числа циклов напряжений, соответствующие пределу
выносливости:
так как
то
Суммарное число циклов напряжений:
Коэффициент долговечности:
Коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей
зубьев:
При шероховатости поверхности с Ra=2 мкм
ZR = 0,95
Коэффициент, учитывающий окружную скорость при H>350 HV:
Коэффициент, учитывающий влияние смазки:
Коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса
Поскольку и , то
Допускаемые контактные напряжения зубчатых колес:
мПа.
мПа.
Допускаемое контактное напряжение передачи:
,5 (1190+960)=1075 мПа.
,25=1,25·960=1200 мПа.
В качестве принимают меньшее из этих двух значений
т.е. мПа.
Сопоставление расчетного и допускаемого напряжений:
,
следовательно, обеспечена усталостная выносливость по контакту.
5. Расчёт на изгибную выносливость
Окружная сила:
Коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку:
Поскольку в циклограмме учтены внешние нагрузки, принимают
КА=1
Коэффициент, учитывающий влияния появления погрешностей зацепления
на динамическую нагрузку:
Для косозубой передачи
Коэффициент, учитывающий влияния разности шагов зацепления зубьев
шестерни и колеса:
Для 7й степени точности по нормам плавности, при модуле
m = 2.5 мм.
Удельная окружная динамическая сила:
Н м
Динамическая добавка:
Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в
зацеплении:
Коэффициент, учитывающий распределения нагрузки между зубьями:
Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений:
Для зубчатых колёс неразрезанных фрезой без протуберанца.
Коэффициент, учитывающий наклон зуба:
Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев:
Коэффициент перегрузки:
Расчётные напряжения:
мПа.
при b1=b2
мПа.
Пределы выносливости зубьев, соответствующие базовому числу циклов
напряжений:
Для нитроцементованной шестерни из стали марки 25 ХГН
Для колеса из стали марки 40ХН, закалённого при нагреве ТВЧ с
закалённым слоем, повторяющем очертание впадины
Коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной
поверхности зуба:
Для зубчатых колёс с не шлифованными зубьями
Коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения:
Коэффициент, учитывающий влияния двухстороннего приложения
нагрузки:
При одностороннем приложении нагрузки YA=1
Коэффициент, учитывающий технологию изготовления:
Поскольку в технологии изготовления шестерни и колеса нет отступлений
от примечаний
и
Предел выносливости зубьев при изгибе:
мПа.
мПа.
Коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала
зубчатого колеса и ответственность зубчатой передачи:
Для нитроцементованной шестерни и стали марки 25ХГН
Для колеса из стали марки 40ХН, закаленной при нагреве ТВЧ с
закаленным слоем, повторяющим очертание впадины
Коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого
колеса:
Для поковки
и
Коэффициент долговечности:
Так как и ,
то
Коэффициент, учитывающий градиент напряжений и
чувствительность материала и концентрации напряжений (опорный коэффициент):
Коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности.
Для нитроцементованной шестерни:
Для колеса при закалке ТВЧ, когда закаленный слой повторяет
очертания впадины.
Коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса:
Допускаемые напряжения:
мПа.
мПа.
Сопротивление расчетного и допускаемого напряжений:
Следовательно, выносливость зубьев при изгибе гарантируется с
вероятностью не разрушения более 99%.
6. Расчет винтового соединения
Расчет резьбы винтовой пары на прочность
Условие прочности резьбы по напряжениям среза определяется по
формуле:
К -
коэффициент полноты резьбы, К=0,87.
Км -
коэффициент неравномерности нагрузки по виткам резьбы, Км=0,7.
d1 -
внутренний диаметр резьбы. Для М6 d1=5.67 мм.
Т.к. материалы винта и гайки неодинаковы, то по напряжениям среза
рассчитывают только резьбу винта, так как d1<d
Условия износостойкости ходовой резьбы по напряжениям смятия
определяется по формуле:
sсм=F/(Пd2hz) < [sсм]
где Z=H/P - число
рабочих витков гайки, Z=7
d2=5.402
мм
h - высота
профиля, h=1.165 мм
sсм=1000/(3,14·5,402·1,165·7)= 0,7 мПа.
Напряжения смятия sсм не
превышают напряжений среза t, а
допускаемые напряжения [sсм] в несколько
раз больше [t].
Следовательно, расчет резьбы на прочность проходит.
Определение силы затяжки и момента завинчивания:
Сила затяжки определяется по формуле:
где sЭК =200Мпа.
Момент завинчивания определяется по формуле:
Тзав = 0,5Fd2 [f + tg(j+y)]
где y - угол подъема резьбы,y=2°12'
f - коэффициент трения на торце гайки, f =0.15
Tзав=0,5·1000·5,402 [0.15+tg (2є12'+ 9є50')]=6730 Н м
Сила приложения определяется по формуле:
Fk=Тзав / L
где L-плечо, L=100 мм.
Fк=6730/100=67,3 Н
Таким образом сила затяжки и момент завинчивания при установке
стопорных винтов на венцы шестерен нас устраивает полностью. При этом выигрыш в
силе:
Fзат / Fк =
21130/67,3 = 313,9 раз.
Заключение
В
данном курсовом проекте было предложено заменить неразборный первичный вал на
сборочную единицу. В частности установить (напрессовать) съемные венцы на
шестерни 2, 3 и 4 передачи, заменить материал первичного вала.
Данное нововведение позволило нам увеличить ресурс коробки
передач в целом, снизить себестоимость ремонта в случае выхода из строя любой
из шестерен 2, 3 или 4 передачи.
Расчет был выполнен на основании ГОСТ 1643-81 в частности,
проведен расчет на контактную выносливость.
Расчеты показали, что в процессе эксплуатации коробки передач
с данным нововведением обеспечена усталостная выносливость по контакту.
А так же был выполнен расчет на изгибную выносливость
зубчатого зацепления, который показал, что выносливость зубьев при изгибе
гарантируется с вероятностью неразрушения более 99%
Таким образом, данное нововведение полностью нас устраивает.
Список литературы
1. Анурьев В.И. Справочник конструктора -
машиностроителя: Машиностроение, 1979
. АфанасьевЛ.Л., Маслов А.А Гаражи и станции
технического обслуживания автомобилей. (Альбом чертежей) М.: Транспорт,
1980-216 с.
. Напольский Г.М. Техническое проектирование
автотранспортных предприятий и станций технического обслуживания - М.:
Транспорт 1985-231 с.
. Техническая эксплуатация автомобилей /Учебник
для вузов/ Кузнецов Е.С. Воронов В.П. - М.: Транспорт 1991-413 с.
. Панин А.В. Технологическое проектирование
автотранспортных предприятий /Учебное пособие / - Барнаул.: Б И, 1988-99 с.
. Типовые проекты рабочих мест на
автотранспортном предприятии М.: Транспорт 1977-197 с.