Мои Конспекты
Главная | Обратная связь


Автомобили
Астрономия
Биология
География
Дом и сад
Другие языки
Другое
Информатика
История
Культура
Литература
Логика
Математика
Медицина
Металлургия
Механика
Образование
Охрана труда
Педагогика
Политика
Право
Психология
Религия
Риторика
Социология
Спорт
Строительство
Технология
Туризм
Физика
Философия
Финансы
Химия
Черчение
Экология
Экономика
Электроника

Проектировочный расчет



Зубчатые колеса коробок передач изготовляют из сталей:

1) хромистых 35Х, 40Х, подвергаемых цианированию; для коробок передач легковых автомобилей с 3,0…3,75мм;

2) 18ХГТ, 25ХГТ, 30ХГТ- среднемодульные,

3) 25ХГМ, 25ХНМ, 12ХНЗА- крупномодульные зубчатые колеса грузовых автомобилей.

¨ Межосевое расстояние для трехвальных коробок передач рассчитывают из условия обеспечения прочности поверхностей зубьев по эмпирической формуле:

, (4.1)

 

где kа – коэффициент межосевого расстояния; kа =8,9-9,3- для легковых автомобилей; kа =8,6-9,6- для грузовых; - максимальный вращающий момент на ведущем валу, Н.м.

¨ Ширина венцов зубчатых колес

bw = aw,

=0,19…0,23; (для выходной пары задней дополнительной КП =0,3…0,4).

¨ Нормальный модуль зубчатых колес выбирают: mn = 1,75…2,75 мм – для легковых автомобилей особо малого и малого класса; mn = 2,75…3,0 мм – для легковых автомобилей среднего класса; mn = 3,5…4,25 мм – для грузовых автомобилей малой и средней грузоподъемности; mn = 4,5…5,0 мм – для грузовых автомобилей большой грузоподъемности; mn = 5,0…6,0 мм – для выходной пары задней дополнительной КП.

¨ Угол наклона зубьев предварительно определяют из условия обеспечения минимального коэффициента осевого перекрытия =1:

В связи с уменьшенной шириной зубчатых колес достигают =30…45о – в легковых; =20…30о - в грузовых автомобилях. По этому значению предварительно рассчитывают суммарное число зубьев зубчатых пар zΣ:

zΣпр=2 aw arccosβпр/mn.

Полученное значение округляют до ближайшего меньшего целого числа и уточняют угол β:

Далее углы β в трехвальных коробках можно скорректировать из условия уравновешивания осевых сил, действующих на промежуточный вал от зубчатых колес, что благоприятно для подшипников этого вала: tgβп/dп = tgβi/di, где dп, diделительные диаметры, соответственно, ведомого зубчатого колеса привода промежуточного вала и ведущего зубчатого колеса привода ведомого вала i-той передачи. При этом углы в разных зубчатых парах будут разными. Допускается небольшая неуравновешенность сил, при условии, что результирующая сила на всех зубчатых парах будет действовать в одном направлении. Если зубчатые колеса на первой передаче и заднем ходу прямозубые, то при движении автомобиля на этих передачах осевые силы неуравновешены. Так как продолжительность работы автомобиля на этих передачах небольшая, а причина отказа подшипников – усталость, то это не представляет большой опасности.

С изменением углов наклона зубьев для сохранения заданного межосевого расстояния или для повышения прочности применяют передачи со смещением.

приходится изменять суммарное число зубьев и (или) нарезать зубчатые колеса со смещением. Тогда

- рассчитывают межосевое расстояние условной несмещенной передачи с измененным числом зубьев zΣ (если оно изменялось)

 

(4.2)

- находят угол профиля в торцовом сечении

 

(4.3)

где α – угол профиля исходного контура; в общем машиностроении α=20о, хотя в автомобилестроении широко применяют углы, отличные от этого.

- определяют угол зацепления в торцовом сечении в передаче со смещением

(4.4)

- рассчитывают суммарный коэффициент смещения

(4.5)

и назначают коэффициенты смещения шестерни и колеса.

¨ Числа зубьев шестерни z1 и колеса z2 зубчатой пары рассчитывают на основе системы уравнений

z1 + z2 = zΣ

z2/ z1= u,

где u- передаточное отношение зубчатой пары.

На выбор чисел зубьев шестерен коробки передач накладываются условия:

1) диаметр (и соответственно число зубьев zп1) шестерни привода промежуточного вала, нарезаемой на ведущем валу коробки передач:

а) должен быть достаточным для размещения подшипников ведомого вала в расточке ведущего вала;

б) не должен превышать диаметр отверстия под подшипник ведущего вала в картере коробки передач.

2) диаметр (и число зубьев zв11) шестерни низшей передачи привода ведомого вала должен быть достаточно большим для обеспечения необходимой жесткости промежуточного вала.

В выполненных конструкциях zв11=15…17 – для легковых и zв11=12…16 – для грузовых автомобилей.

После этого можно определить передаточное число пары привода ведомого вала КП на низшей передаче.

uв1 = zв12/ zв11=

где zΣн – суммарное число зубьев пары привода ведомого вала.

Затем определяют передаточное отношение пары привода промежуточного вала uп=uкп1/uв1,и передаточные отношения зубчатых пар, передающих вращение на ведомый вал на других передачах uвi = uкпi / uп.

В проверочных расчетах минимально допустимое межосевое расстояние определяют из условия обеспечения контактной прочности зубьев, (см. курс «Детали машин»(ДМ)).

 

(4.6)

момент на вторичном валу при движении автомобиля на 1-ой передаче. Для расчета принимают меньшее из двух:

· -момент, рассчитанный по моменту , действующему на первичном валу;

· момент, рассчитанный по сцеплению колес с дорогой, (см. тему 2);

Допускаемые напряжения рассчитывают (как в курсе ДМ) по эквивалентному числу циклов (см.2.3).

Модуль зубчатой передачи определяют по условию прочности от действия переменных напряжений

; (4.7)

; = 4,4...7,0 – для прямозубых зубчатых колес; = 7...8,6 – для косозубых зубчатых колес.

На прочность по напряжениям изгиба зубья проверяют по напряжениям

. (4.8)

 

Валы и подшипники коробок передач.

Валы изготавливают из тех же сталей, что и зубчатые колеса. Их рассчитывают на прочность и жесткость (как в ДМ). Предварительно наибольший диаметр вала определяют по эмпирической формуле: - для первичного и промежуточного; - для вторичного; - длина вала. Углы наклона сечений 0,002рад; прогибы

Подшипники рассчитывают как в ДМ. Нагрузки выбирают как при расчете зубчатых передач. Частоту вращения принимают: . - частота вращения при средней скорости автомобиля; - коэффициент пробега.

 

ЛЕКЦИЯ 14: