3.3. Визначення основних параметрів коробки передач

Передатні числа і число ступіней, що забезпечують оптимальні тягові і паливно-економічні якості автомобіля, вибирають відповідно до методики, що розглядається в курсі "Теорія автомобіля". Після вибору схеми коробки передач приступають до її конструювання, тобто визначають: міжосьову відстань, модуль зубчастої передачі, ширину вінців, кут нахилу зубців та проводять геометричний розрахунок зубчастих коліс. Розрахунок зубчастих передач проводять у відповідності із ГОСТ 21354-75.

3.3.1. Визначення міжосьової відстані

Мінімально можлива міжосьова віддаль визначається з умови забезпечення необхідної контактної міцності зубців за формулою:

, (3.1)

де u – передатне число зубчастої пари, що розраховується (для двовальних коробок – це передатне число першої передачі; для тривальних – пари постійного зачеплення);

Т_р – розрахунковий момент на ведучому валі коробки передач;

Z_Н – одиничне контактне напруження;

П_Нlim – параметр межі контактної витривалості зубців. П_Нlim =19 МПа – для цементованих сталей; П_Нlim =18 МПа – для ціанованих сталей;

_bd – коефіцієнт ширини зубця, _bd = (0,09...0,12)(u + 1);

К_Нv – коефіцієнт швидкості;

K_НL – коефіцієнт довговічності, в першому наближенні K_НL =1.

За розрахунковий момент береться менший з двох моментів: максимальний момент двигуна Т_еmax або момент по зчепленню ведучих коліс з дорогою Т_, приведений до ведучого валу коробки передач

, (3.2)

де М_а – маса автомобіля, що припадає на ведучі колеса (зчіпна маса);

 - коефіцієнт зчеплення коліс з дорогою, приймається  = 0,8;

r_к - радіус кочення колеса;

u_т = u_к u_р2 u₀ - передатні числа відповідно коробки передач на розгінній передачі, другої ступені роздавальної КП і головної передачі;

_т – к.к.д трансмісії.

Для найбільш вживаного для коробок передач косозубого зачеплення одиничне контактне напруження визначається за формулою:

, (3.3)

де  - кут нахилу зубців:  = 25...45⁰ – для легкових автомобілів,  = 20...30⁰ – для вантажних автомобілів;

 - кут зачеплення, для ГОСТованого евольвентного профілю = 20⁰.

Знаки “+” і “-“ в формулі (3.3) беруться відповідно для зовнішнього і внутрішнього зачеплення.

Коефіцієнт швидкості визначається за формулою:

,

д е К_v i K_ve - коефіцієнти, що враховують відповідно внутрішні та зовнішні динамічні навантаження.

Коефіцієнт К_v - визначається із графіка, представленого на рис. 3.3

Рис. 3.3. Графік для визначення коефіцієнта внутрішніх динамічних навантажень: 1 – прямозуба передача, 2 – конічна передача, 3 – косозуба передача, 4 – гепоїдна передача;

Коефіцієнт K_ve, що враховує зовнішні динамічні навантаження, залежить від швидкості руху автомобіля і досягає при V_a = 10 м/с наступних значень: 1,25 і 1,35 – для механічних трансмісій відповідно легкових та вантажних автомобілів, 1,15 – для автомобілів з ГМП.

3.3.2. Визначення модуля зубчастих коліс

Модуль передачі визначається з умови забезпечення втомної міцності зубця при згині за формулою:

, (3.4)

де У_F – коефіцієнт форми зубця;

У_ - коефіцієнт, що враховує зміну плеча дії навантаження по лінії контакту косозубого колеса, У_ = 1-(/140); для  = 42⁰ У_ = 0,7;

σ_Flim – межа обмеженої витривалості зубців на згин, σ_Flim = 400...420 МПа;

Z₁ – число зубців шестерні;

_bm - коефіцієнт ширини зубця по модулю _bm = 7,0…8,6 – для косозубціх коліс, _bm = 4,4…7,0 – для прямозубціх коліс.

K_Fv – коефіцієнт швидкості при згині .

K_FL - коефіцієнт довговічності при згині, в першому наближенні, K_FL= 1.

Коефіцієнт форми зубця У_F залежить від еквівалентного числа зубців:

Z_е= Z₁/сos³: при Z_е = 17, 18, 19, 20 У_F = 4,26; 4,20; 4,11; 4,08 відповідно.

При виборі числа зубців Z₁ виходять із необхідності його мінімізації з метою забезпечення мінімально можливих габаритів зубчастого зачеплення. З умови відсутності підрізання зубців Z_1min = 17 для не корегованих коліс, Z_1min 12 – для зубчастих коліс, що піддані висотній корекції. Отримане значення модуля заокруглюється до найближчого за ГОСТ 9563-80.

Слід мати на увазі, що зменшення модуля зубчастої передачі при одночасному збільшенні ширини зубчастого вінця призводе до зниження шуму, а при збільшенні модуля зменшується ширина зубчастих коліс, а значить габарити і маса коробки передач, але збільшується шумність під час роботи передачі. Перший підхід переважає при конструюванні КП легкових автомобілів, другий – вантажних.

Робоча ширина вінців зубчастих коліс визначається залежно від модуля за формулою:

b_ = _bmm

Після уточнення міжосоьової віддалі правильність вибору цього параметру можна також перевірити за емпіричною формулою

b_ = _bаа_

де _bа - коефіцієнт ширини зубця по міжосоьовій віддалі, _bа = 0,18...0,24.

З технологічної точки зору доцільно вибирати один модуль для всіх зубчастих коліс КП. Так наприклад, в реальних КП значення модуля лежать в межах m = 1,5...6,0.