Расчет цилиндрической главной передачи
Цилиндрическая главная передача применяется при поперечном расположении двигателя в переднеприводных автомобилях.
Для обеспечения плавности зацепления число зубьев ведущей шестерни цилиндрической главной передачи не должно быть менее десяти, то есть .
По передаточному числу главной передачи определяют число зубьев ведомого колеса, а затем передаточное число главной передачи уточняют по числу зубьев.
После проведения данных расчетов проводят оценку межосевого расстояния цилиндрической главной передачи.
Таблица 3.5 – Основные размеры элементов карданных передач
Автомобиль | Соединяемые агрегаты | Передаваемый крутящий момент, Н·м | Внутренний диаметр вала, мм | Толщина стенки вала, мм | Длина вала, мм | Типоразмер шарнира |
ВАЗ-2101 | КП – ПО ПО – ЗМ | 324 324 | 66 | 2,0 | 606 785 | – I |
«Москвич-2140» | КП – ЗМ | 386 | 71 | 1,8 | 1164 | II |
ГАЗ-24 | КП – ЗМ | 540 | 69 | 2,5 | 1208 | III |
ГАЗ-53А | КП – ПО ПО – ЗМ | 1842 1842 | 71 | 2,1 | 1240 1295 | IV |
ЗИЛ-130 | КП – ПО ПО – ЗМ | 2960 2960 | 71 | 3,0 | 711 1425 | V |
КамАЗ-5320 | КП – ПрМ ПрМ – ЗМ | 4930 2465 | 82 71 | 3,5 3,0 | 862 517 | VI V |
МАЗ-5335 | КП – ЗМ | 3740 | 82 | 3,5 | 1704 | VI |
КрАЗ-255Б1 | РК – ПО ПО – ЗМ РК – ПМ | 3064 3064 2348 | 82 | 3,5 | 1168 863 1083 | VII |
Примечание: КП – коробка передач; ПО – промежуточная опора; РК – раздаточная коробка; ПрМ – промежуточный мост; ЗМ – задний мост; ПМ – передний мост.
|
|
Расчет зубчатых колес главной передачи на прочность и долговечность производят по формулам для цилиндрических зубчатых колес коробки передач. При этом допустимые напряжения [4]:
· изгиба – [ ] = 500 ¸ 700 МПа;
· контактные – [ ] = 1000 ¸ 1200 МПа.
4.2 Расчет гипоидной главной передачи
Гипоидная главная передача (рисунок 4.1) применяется как на легковых, так и на грузовых автомобилях при передаточном числе главной передачи менее = 6 ¸ 7.
Рисунок 4.1 – Расчетная схема гипоидной главной передачи
Число зубьев шестерни гипоидной главной передачи выбирают в зависимости от передаточного числа главной передачи (таблица 4.1) [2].
Таблица 4.1 – Число зубьев шестерни гипоидной главной передачи
2,5 | 3 | 4 | 5 | 6 | |
15 | 12 | 9 | 7 | 6 |
Минимальное число зубьев шестерни главных передач [2]:
· легковых автомобилей – = 8 ¸ 12;
· грузовых автомобилей – = 5 ¸ 11.
При определении числа зубьев колеса и проверке передаточного числа гипоидной передачи по числу зубьев необходимо помнить, что для улучшения приработки зубьев число зубьев колеса и шестерни не кратно, поэтому передаточное число гипоидной главной передачи – не целое число.
Напряжения изгиба , Па, определяют по формуле
|
|
, (4.1)
где Р – окружное усилие, Н; y – коэффициент формы зуба; b – длина зуба по образующей конуса, м; – нормальный шаг в среднем сечении конуса, м; – расчетный момент, Н×м; - средний радиус начального конуса зубчатого колеса, м.
Окружное усилие Р, Н, рассчитывают по формуле
. (4.2)
Коэффициент формы зуба у, определяют по формуле (2.11), исходя из эквивалентного приведенного числа зубьев:
, (4.3)
где β – угол наклона спирали зубьев, град; d – половина угла при вершине начального конуса зубчатых колес главной передачи, град.
Угол наклона спирали зубьев для шестерни и колеса, соответственно – = 45 ¸ 50°, = 20 ¸ 30° [4]. При выборе углов наклона спирали зубьев следует учитывать, что увеличение угла спирали приводит к повышению осевых нагрузок. При этом отношение = 1,2 ¸ 1,5 (для главных передач грузовых автомобилей – большие значения).
Половины углов при вершинах начальных конусов шестерни и колеса определяют из выражений
. (4.4)
. (4.5)
|
|
Однако для гипоидных передач должно выполняться условие:
.
Длину зуба по образующей конуса b, м, можно приближенно определить по формуле
. (4.6)
где – длина образующей конуса колеса, м.
Длину образующей конуса колеса , м, рассчитывают по формуле
, (4.7)
где А – эмпирический коэффициент; – максимальный крутящий момент двигателя, кг×м.
Для гипоидных передач – А = 25 [2].
Величину гипоидного смещения Е, м, можно оценить исходя из определенной по формуле (4.7) величины длины образующей конуса
. (4.8)
Нормальный шаг , м, в среднем сечении конуса определяют по формуле
, (4.9)
где – торцовый шаг по основанию начального конуса, м; – средний радиус начального конуса ведомого зубчатого колеса, м.
Торцовый шаг по основанию начального конуса , м, определяют по формуле
, (4.10)
где – торцовый модуль, м.
Торцовый модуль , м, рассчитывают по формуле
. (4.11)
|
|
Средние радиусы начального конуса шестерни и колеса, , , м, соответственно, определяют по формулам
, (4.12)
(4.13)
где , – диаметры шестерни и колеса по образующей начального конуса, соответственно, м.
Диаметры шестерни и колеса по образующей начального конуса , , м, соответственно, рассчитывают по формулам
, (4.14)
. (4.15)
Расчетные моменты для шестерни и колеса , , Н, соответственно, рассчитывают по формулам
, (4.16)
. (4.17)
Допустимые напряжения изгиба – [ ] = 500 ¸ 700 МПа [4].
Контактные напряжения , Па, определяют по формуле
, (4.18)
где , – радиус кривизны по поверхности зубьев шестерни и колеса, соответственно, м.
Угол зацепления зубчатых колес главных передач [2]:
· легковых автомобилей – a = 16°;
· грузовых автомобилей – a = 20°.
Радиус кривизны по поверхности зубьев шестерни и колеса , , м, соответственно, рассчитывают по формулам
, (4.19)
. (4.20)
Допустимые контактные напряжения – [ ] = 1000 ¸ 1200 МПа [4].
Дата добавления: 2018-02-28; просмотров: 1230; Мы поможем в написании вашей работы! |
Мы поможем в написании ваших работ!