Студопедия

Главная страница Случайная страница

КАТЕГОРИИ:

АвтомобилиАстрономияБиологияГеографияДом и садДругие языкиДругоеИнформатикаИсторияКультураЛитератураЛогикаМатематикаМедицинаМеталлургияМеханикаОбразованиеОхрана трудаПедагогикаПолитикаПравоПсихологияРелигияРиторикаСоциологияСпортСтроительствоТехнологияТуризмФизикаФилософияФинансыХимияЧерчениеЭкологияЭкономикаЭлектроника






Вибір і визначення основних параметрів коробки передач.




При конструюванні коробок передач на основі статистичного аналізу існуючих конструкцій розробляють кінематичну схему коробки і заздалегідь вибирають її основні розміри і параметри. Потім вибрані параметри і розміри уточнюють на основі геометричних та міцностних перевірочних розрахунків.

До найважливіших параметрів, що впливають на надійність і довговічність ступінчастих коробок передач з нерухомими осями валів, відносяться: кінематична схема, від якої залежить число пар шестерень, що знаходяться в зачепленні; міжцентрова відстань; модуль шестерень; кут нахилу зуба шестерень і тому подібне.

Для розрахунку коробок передач необхідно мати наступні початкові дані:

- призначення автомобіля й особливості його експлуатації;

- величину максимального крутного моменту двигуна і відповідну йому частоту обертання колінчастого валу двигуна;

- конструктивну схему коробки передач і необхідні передавальні числа (числа передач і передавальні числа вважають відомими з тягового розрахунку автомобіля);

- повна і зчіпна вага автомобіля;

- передавальні числа трансмісії від вихідного валу коробки передач до коліс;

- радіус кочення провідних коліс автомобіля.

Передавальне число для трьохвальних коробок передач приймають (0,4…0,6) для легкових автомобілів і (0,25…0,4) для вантажних. Потім знаходять передавальні числа зубчастих пар відповідно першій, другій, третій передачі й так далі.

 

; ; ;

 

і так далі.

Міжосьова відстань обумовлює контактну міцність робочих поверхонь зуб’їв. Його попереднє значення (мм) визначають по емпіричній формулі

 

(2.1)

 

де - максимальний крутний момент на вторинному валу Н·м;

коефіцієнт с – знаходиться в межах: 8,9…9,3 – для коробок передач легкових автомобілів; 8,6…9,6 – вантажних автомобілів і автомобілів з дизельними двигунами.

 

Можна заздалегідь вибрати значення міжосьової відстані для коробок передач вантажних автомобілів виходячи з наступної таблиці.

 

Таблиця 2.1 – Попередній вибір значень міжосьової відстані для коробок передач вантажних автомобілів

 

Максимальний вхідний крутний момент 34…42 70…85 90…100
Число передач    
Міжосьова відстань , мм
Нормальний модуль , мм 3-4 3-4 3,5-4 4-5 4-6

 

Міжосьова відстань в коробці передач легкового автомобіля зазвичай знаходиться в межах 65…80 мм. Вантажних автомобілів – 85…160 мм.

Модуль зачеплення визначає міцність зуб’їв на вигин. Для попереднього вибору модуля можна скористатися графіком, приведеним в роботі Димшиц І.І. Коробки передач. - М.: Машгиз, 1960.



 

Рисунок 2.3 – Графік для орієнтовного вибору модуля

Модуль зубчастих коліс з прямим зубом може бути визначений по емпіричній залежності

 

= (0,032…0,040) , (2.2)

 

Набутого значення модуля округляють до найближчого по ДОСТ.

Як нормальний модуль косозубих коліс, що відрізняються великою міцністю зуба і менш навантажених, вибирають за тим же стандартом сусіднє менше значення.

Нормальний модуль ( ) зубчастих коліс механічних коробок передач знаходиться в наступних межах (мм):

1) мікро- і малолітражні автомобілі – 2,25…2,75;

2) легкові – 2,25…3,0;

3) вантажні автомобілі малої і середньої вантажопідйомності – 3,5…4,25;

4) вантажні автомобілі великої вантажопідйомності – 4,25…5,0.

У ряді випадків коробка передач виконується з однаковим нормальним модулем для всіх зубчастих коліс. У коробці передач вантажного автомобіля модулі для пар першої передачі, заднього ходу і приводу проміжного валу часто декілька відрізняються від модуля решти зубчастих коліс. Модуль 5 мм (іноді 6 мм) застосовується для першої передачі при малому числі зуб’їв шестерень (z = 12), а також для вихідної пари заднього вального знижуючого редуктора.

Робоча ширина зубчастих вінців

 

= (0,19…0,23) , (2.3)

 

Середнє її значення для тривальної коробки передач

= 0,22 . Для вихідної пари заднього вального додаткового редуктора багатоступінчастої коробки передач = (0,3…0,4)

 

або = (5…6) – для легкових автомобілів;

= (7…8) – для вантажних автомобілів.



Зменшення робочої ширини зубчастих вінців нераціонально:

- при цьому необхідно збільшити міжосьову відстань для зменшення сил, які діють в зачепленні, що приводить до збільшення маси коробки;

- втрачається перевага косозубих передач в плавності роботи із-за зменшення коефіцієнта перекриття . Спроба компенсувати зменшення ширини вінців збільшенням кута нахилу для збереження приводить до надмірного зростання осьових сил навантажуючих підшипників.

Збільшення робочої ширини зубчастих вінців також нераціонально:

- збільшується довжина коробки передач. Для збереження тієї ж металоємності необхідно зменшувати міжосьову відстань;

- зменшується жорсткість валів і розміри зовнішніх кілець підшипників, тоді як навантаження на вали і підшипники зростає.

Більшість зубчастих коліс в коробках передач виконуються косозубими з метою зменшення шуму при роботі і підвищення міцності.

Кут нахилу зуб’їв косозубих коліс β знаходиться в наступних межах (град.):

- тривальні коробки передач легкових автомобілів – 22…34;

- двохвальні – 20…25;

- коробки передач вантажних автомобілів – 18…26.

При призначенні кута β враховується необхідність забезпечення достатньої плавності роботи передачі і ряд міцних умов.

Найбільш високою плавністю роботи косозуба передача володіє, коли коефіцієнт осьового перекриття є цілим числом. Оскільки цілі значення більше одиниці, для вживаних в коробці передач щодо вузьких зубчастих коліс не можна реалізувати, є прагнення наблизиться до значення = 1. Кут нахилу , що задовольняє умові = 1, визначається з рівності

 

, (2.4)

 

Відповідні кути повинні бути 38…30° для легкових автомобілів і 26…22° для вантажних.

Напрям нахилу зуб’їв в косозубих колесах тривальних коробок передач лівим – для зубчастого вінця первинного валу і зубчастих коліс вторинного валу. правим – для зубчастих коліс проміжного валу. При таких напрямах нахилу зуб’їв напрям осьових сил, що діють при обертанні валу двигуна за годинниковою стрілкою, відповідають схемі, показаній на рисунку нижче.

 

Умова урівноваження сил на проміжному валу

 

,

 

де – початковий діаметр зубчастого колеса проміжного валу.


mylektsii.ru - Мои Лекции - 2015-2018 год. (0.01 сек.)Пожаловаться на материал