2. Расчет коробки перемен передач

Коробки перемен передач предназначены для изменения величины крутящего момента развиваемого двигателя и частоты вращения выходного вала коробки передач.

Требования, предъявляемые к коробкам передач:

1. Обеспечение динамических и экономических показателей автомобиля, за счет правильного выбора передаточных чисел и количества передач;

2. Обеспечение длительного и надежного отключения трансмиссии от двигателя;

3. Простота управления работы коробки передач;

4. Не высокая шумность;

5. Высокий КПД коробки передач;

6. Возможность отбора мощности;

7. Возможность движения автомобиля задним ходом.

Пример РасчетА коробки перемен передач

Исходные данные:

Тип автомобиля – грузовой автомобиль;

Условия работы – нормальные;

Максимальный крутящий момент – М_мах=402 Нм;

Передаточные числа коробки передач: U₁ = 7,44; U₂ = 4,1; U₃ = 2,29; U₄ = 1.

Порядок расчета коробки передач

1. Выбираем схему коробки передач и изображаем в виде кинематической схемы (рис. 2.1).

2. Предварительно определяем межосевое расстояние между валами коробки передач по эмпирической формуле:

, (2.1)

где - коэффициент, для легковых автомобилей = 14,5÷16,0, для грузовых автомобилей = 17,0÷21,5. Принимаем коэффициент = 18.

= 132,85 мм.

3. Определим нормальный модуль, по эмпирической формуле:

, (2.2)

Полученное значение модуля округляем до ближайшего значения по ГОСТ9563-60, таблица 2.1.

Рис. 2.1. Кинематическая схема трех вальной четырехступенчатой коробки передач.

Таблица 2.1- Модуль зубчатого зацепления по ГОСТ9563-60

ряд
1-й	1	1,25	2	2,5	3	4	6	8	10	12	16	20
2-й	1,375	1,75	2,25	2,75	3,5	4,5	7	9	11	14	18	22

= 0,032·132,8= 4,25 мм. Выбираем модуль зубчатого зацепления = 4.

4. Приближенно определяем ширину зубчатого колеса по формуле:

, (2.3)

где k – коэффициент, k = 5÷8. Принимаем k = 7,44.

b = 7,44 · 4 = 29,76 мм.

Для легковых автомобилей = 15÷25 мм, для грузовых автомобилей = 20÷35, мм.

4. Определяем угол спирали зубьев .

, (2.4)

= 0,45.

 = 28,69⁰.

Для легковых автомобилей , для грузовых автомобилей .

4. Определяем суммарное число зубьев пары шестерен

(2.5)

= 54,84  55.

4. Определяем число зубьев шестерен, исходя из того, что передаточные числа всех передач должны соответствовать значениям передаточных чисел, найденных в тяговом расчёте автомобиля (допустимое отклонение 5÷8%). Передаточное число пары шестерен привода промежуточного вала = 1,8÷2,5.

(2.6)

= 2,182  2,2.

4. Число зубьев шестерни первичного вала должно быть z₁= 17÷23. Определяем число зубьев шестерни z₁:

(2.7)

= 17,19  18. Принимаем z₁= 18.

Число зубьев шестерни z₂:

z₂ = z_- z₁ (2.8)

z₂ = 55 – 18 = 37.

4. Определяем число зубьев всех шестерен. Для обеспечения параллельности валов, необходимо выполнение следующего условия: суммы чисел зубьев каждой пары шестерен должны быть равны (при условии, что у всех шестерен одинаковые модули и углы наклона зубьев), т. е.

, (2.9)

где - число зубьев рассматриваемой шестерни.

Определяем передаточное число любой сменной пары:

. (2.10)

= 3,382.

4. Определяем число зубьев шестерен z_i:

(2.11)

= 12,551  13.

z_i+1 = z_- z_i (2.12)

z₇ = 55 – 13 = 42.

11. Уточняем межосевое расстояние между валами коробки передач :

, (2.13)

= 125,399 мм.

12. Определяем диаметр делительной окружности шестерни (рис. 2.2)

. (2.14)

= 91,199 мм.

По полученным значениям модуля зубьев определяем размеры шестерен.

Рис. 2.2. Расчетная схема зубчатого колеса

13. Определяем высоту головки зуба (рис. 2.2):

, (2.15)

= 4 мм.

14. Определяем высоту ножки зуба (рис. 2.2):

, (2.16)

=1,254 = 5 мм.

15. Определяем наружный диаметр шестерни (рис. 2.2):

, (2.17)

= 91,199 + 24 = 99,199 мм.

16. Определяем диаметр шестерен по впадинам (рис. 2.2):

, (2.18)

= 91,199 – 2,54 = 81,199 мм.

17. Проверяем прочность шестерен по контактным напряжениям:

прямозубых передач

(2.19)

косозубых передач

, (2.20)

где - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку и не равномерность распределения нагрузки между зубьями и по ширине венца.

, (2.21)

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями; для прямозубых колес принимают =1; для косозубых колес в зависимости от окружной скорости и степени точности =1,0÷1,15, принимаем = 1,1;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения по ширине венца, = 1,0÷1,45, принимаем = 1,2.

- динамический коэффициент, = 1,0÷1,1. Принимаем = 1.

=1,1·1,2·1,1 = 1,5.

Значения не должны превышать:

у прямозубых шестерен 1500÷3000 МПа;

у косозубых шестерен 1000÷2500 МПа.

= 444,577 МПа .

18. Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

(2.22)

где - условное окружное усилие, Н

, (2.23)

= 8835 Н.

- коэффициент нагрузки, учитывающий соответственно распределение нагрузки между зубьями, неравномерность распределения по длине контактной линии, динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении, = 1,5  2,4, принимаем = 1,7;

- коэффициент формы зуба, находят из таблицы 2.1, исходя из приведенного числа зубьев, принимаем = 0,106;

- коэффициент, учитывающий изменения плеча действия нагрузки по линии контакта косозубого колеса.

Таблица 2.1 – Коэффициент формы зуба

Z	Z 15	16	17	18	19	20	21	22	24
	0,1	0,101	0,102	0,104	0,105	0,106	0.108	0,110	0,112
Z	28	30	32	35	37	40	45	50	55
	0,117	0,120	0,123	0,128	0,131	0,143	0,145	0,146	0,147

Коэффициент, учитывающий изменения плеча действия нагрузки по линии контакта косозубого колеса

, (2.24)

= 0,8.

 10699,375 Па .

19. По полученным значениям определяем ориентировочные габаритные размеры коробки передач по высоте и длине (принимая одинаковую ширину всех шестерён, ориентировочные размеры включающих устройств, необходимые зазоры и толщину стенок картера).