Расчет цилиндрической главной передачи

↑

▷ Содержание

⇐ ПредыдущаяСтр 4 из 5Следующая ⇒

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

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].

Познавательные статьи:



Коммуникативные барьеры и пути их преодоления

Рынок недвижимости. Сущность недвижимости

Решение задач с использованием генеалогического метода

История происхождения и развития детской игры