Расчет автомобиля

1. более простая конструкция;
2. низкий уровень шума;
3. высокий КПД на низших ступенях;
4. удобство компоновки;

 

5.  возможность снижения массы.

К недостаткам можно отнести:

1. отсутствие прямой ступени (зубчатые колеса и подшипники постоянно под нагрузкой);

2.  максимальное передаточное число первой ступени не выше

i₁= 4,0 – 4,5.

 Преимуществами трехвальных  коробок передач (рис. 1.1, б) являются:

1. наличие прямой передачи (при этом КПД максимален; зубчатые колеса, подшипники промежуточного вала нагрузку не воспринимают, что ведет к снижению их износа и уменьшению уровня шума);
2. две пары зубчатых колес в зацеплении позволяют получить большое передаточное число при малом межосевом расстоянии.

Недостатком является некоторое  снижение КПД на промежуточных ступенях.

Двухвальные коробки передач  применяют на переднеприводных автомобилях  малого класса и заднеприводных –  с поперечным расположением двигателя. Трехвальные коробки передач  используют для легковых автомобилей, выполненных по классической схеме, грузовых автомобилей и автобусов

 

 

 

 

 

 

 

 

4.1. Определение  основных параметров коробки  передач

После выбора схемы коробки  передач определяют ее основные размеры. В первую очередь оценивается  межосевое расстояние. Межосевое  расстояние приближенно можно определить по формуле:

,                                                                                       (4.1.1)

А = 14,5*  = 82,4 ≈ 85 мм. = 0,085 м.

 

где М_{е мах} - максимальный крутящий момент двигателя, Н×м; А – межосевое расстояние, мм; а – коэффициент.

Величина коэффициента зависит  от типа транспортного средства [3]:

• для легковых автомобилей – a= 14,5 – 16,0;
• для грузовых автомобилей – a= 17,0 – 19,5;
• для транспортных средств с дизелями – a= 20,5 – 21,5.

Принимаем a= 14,5

Для коробок передач грузовых автомобилей рекомендуется следующий  рациональный ряд межосевых расстояний (табл. 1.1) [5].

 

 

 

 

 

                                                                                        

 

 

                                                                                   Таблица 4.1

Рекомендуемые значения параметров коробок передач

Ме мах, Н·м	170	260	340 – 420	700 – 850	900 – 1150
А, мм	85	105	125	140	160
Число ступеней	4	5	5	5	10

 

Для коробок передач легковых автомобилей:

 А= 65 – 80 мм [5].

Затем устанавливается нормальный модуль зубчатых колес. Нормальный модуль определяется из условий изгибной прочности  на усталость или статической  прочности при действии максимального  момента.

При выборе модуля необходимо учитывать, что его уменьшение при  увеличении ширины зубчатого венца  зубчатых колес приводит к уменьшению уровня шума. Для уменьшения массы  коробки передач следует увеличивать  модуль путем уменьшения ширины венцов (при том же межосевом расстоянии).

Для грузовых автомобилей  уменьшение уровня шума имеет меньшее  значение, чем для легковых, и  следует большее внимание уделять  уменьшению массы зубчатых передач.

 Нормальный модуль  определяют по формуле:

,                                                     (4.1.2)

где m_н – нормальный модуль, м; d₀ – диаметр начальной окружности, м;       z – число зубьев зубчатого колеса.

Торцевой модуль рассчитывают по формуле:

,                                               (4.1.3)

где m_s – торцевой модуль, м; b - угол наклона спирали зубьев, град.

Как правило, модуль принимается  одинаковый для всех зубчатых колес  коробки передач, что дает некоторые  технологические преимущества. Величина модуля зависит от передаваемого  момента и типа транспортного  средства (табл. 1.2) [4].

Таблица 1.2

Значения нормального  модуля зубчатых колес коробок передач

М кр, Н×м	mн, мм	Тип транспортного средства
100 – 200	2,25 – 2,75	Легковые автомобили особо  малого и малого класса
200 – 400	2,75 – 3,5	Легковые автомобили среднего класса и  грузовые малой грузоподъемности
400 – 600	3,5 – 4,25	Грузовые автомобили средней грузоподъемности
600 – 800	4,25 – 5,0	Грузовые автомобили большой грузоподъемности
800 – 1000	5,0 – 6,0	Первая передача в коробках передач грузовых автомобилей  большой грузоподъемности при малом числе зубьев шестерни (Z=12)

Стандартные значения нормального  модуля, мм [5]:

m_н=1,0; 1.25; 1,5; 2,0; 2,5; 3,0;4,0; 5,0; 6,0; 8,0; и т. д.

Принимаем  m_н= 2,0

 

 

 

 

Большинство зубчатых колес  в коробках передач выполняют  косозубыми для уменьшения шума при  работе и повышения прочности. При  выборе угла наклона учитывают ряд  факторов: необходимость обеспечения  достаточного осевого перекрытия зубьев; ограничение осевой силы, действующей  на подшипники валов; необходимость  выдержать заданное межосевое расстояние; условие уравновешивания осевых сил на промежуточном валу (для трехвальных коробок передач).

Угол наклона спирали  зубьев [5]:

• для зубчатых колес двухвальных коробок передач легковых автомобилей – b= 20 – 25°;
• для зубчатых колес трехвальных коробок передач легковых автомобилей – b= 22 – 34°;
• для зубчатых колес коробок передач грузовых автомобилей – b= 18 – 26°.

Рабочую ширину венцов зубчатых колес коробки передач можно  определить из соотношения:

,                                                            (4.1.4)

b = 6*2,0 = 12 мм = 0,012 м.

где b – рабочая ширина венца зубчатого колеса, м.

При определении ширины венцов зубчатых колес следует учитывать, что при применении зубчатых колес  большей ширины повышаются требования к жесткости валов коробки  передач. Число зубьев колес определяется по известному передаточному числу коробки передач (при условии равенства модулей).

,                                    (4.1.5)

                                         (4.1.6)

           2,64 

i_пары – передаточное число зубчатой пары второй ступени коробки передач.

В обозначении числа зубьев принято следующее: нечетные индексы  относятся к ведущим зубчатым колесам, четные – к ведомым шестерням.

Число зубьев зубчатого колеса  первичного вала Z₁= 17 – 27 [5],

Принимаем  Z₁= 17

Задаваясь числом зубьев зубчатого  колеса  первичного вала и передаточным числом привода промежуточного вала, можно определить число зубьев шестерни привода промежуточного вала.

После этого необходимо проверить  межосевое расстояние по числу зубьев:

 

.                                                                       (4.1.7)

Число зубьев зубчатого колеса на ведомом валу можно рассчитать по формуле

,                                                                    (4.1.8)      

=

=

 

 

 

 

Необходимо проверить  межосевое расстояние по числу зубьев :

А =   мм.

  3,97

11

=

= 11*2,64=29

 

=

= 17*1,17= 19

 

=

= 25*0,779=19

Определение диаметров начальных  окружностей

d = mн * Z d5=46 мм d10=50

d1 = mн * Z1 = 2*17=34 мм               d6=26 мм

d2 = 50 мм                                        d7=38 мм

d3=58 мм                                          d8=34

d4 = 22 мм                                        d9=38 

4.2. Расчет зубчатых  колес коробки передач на прочность

При расчете коробки передач  расчетный момент определяется по максимальному  крутящему моменту двигателя. Расчет шестерен производится: на прочность  – по напряжениям изгиба зубьев и на долговечность – по контактным напряжениям. В основу расчета положена зависимость Беляева – Герца для наибольших нормальных напряжений в зоне контакта, возникающих при сжатии двух цилиндров.

Напряжение изгиба рассчитывают по формуле

,                                                                                        (4.2.1)               =   = 107,4 МПа

где s_и – напряжение изгиба, Па; Р – окружное усилие, Н; y – коэффициент формы зуба.

Окружное усилие рассчитывают по формуле

,                                            (4.2.2)

 

 P = = 17187,7 Н

 

где i_к^* – передаточное число до рассчитываемого зубчатого колеса;       r₀ – радиус начальной окружности зубчатого колеса, м.

 

 

 

Коэффициент формы зуба приближенно  определяют по формуле

.                                                                            (4.2.3)

 

y = 0,154 – = 0,179

 

Допустимые напряжения изгиба зубьев приведены в табл. 1.3 [4].

 

Таблица 4.3

Допустимые напряжения изгиба зубьев, МПа

Ступень	Легковые автомобили	Грузовые автомобили
Первая, задний ход	350 – 400	500 – 900
Высшие ступени	180 – 350	150 – 400

Контактные напряжения определяют по формуле:

,                  (4.2.4)

* =1318 МПа

где Е - модуль упругости 1-го рода Па; s_сж – контактные напряжения, Па; a – угол зацепления шестерен, град; r₁, r₂ – радиусы начальных окружностей шестерен в паре, м; "+" – для внешнего зацепления; "-" – для внутреннего зацепления.

 

Модуль упругости 1-го рода – Е= 2·10⁵ МПа [4].

           Угол зацепления шестерен – a=20° [5].

         Допустимые напряжения сжатия приведены в табл. 1.4 [2].

Таблица 4.4

Допустимые напряжения сжатия, МПа

Ступень	Легковые автомобили и  грузовые малой грузоподъемности	Грузовые Автомобили
Первая, задний ход	1500 – 2000	3000 – 4000
Высшие ступени	1000 – 1400	2000 – 2800

 

Таблица 4.5

	Р	y
1	17187,7	0,179	107,4	1318
2	11687,6	0,131	97,4	1500
3	6700,1	0,115	47,8	927,47
4	1766,4	0,070	29,4
5	5600	0,107	56
6	9907,6	0,073	16,5
7	4532,2	0,099	50,35
8	5065,4	0,179	31,65
9	3017,6	0,099	33,52
10	2293,3	0,110	22,93