6 Функциональный и прочностной расчеты коробки переключения передач

6.1 Определение и выбор основных параметров

Согласно заданию по курсовому проекту необходимо модернизировать базовую коробку передач для автомобиля с полной массой 2800 кг.

Коробка передач предназначена для преобразования параметров мощности двигателя при передаче ее к ведущим колесам с целью получения необходимой величины и направления скорости движения, а также остановке и длительной стоянке при работающем двигателе.

Основными элементами, обеспечивающими выполнение функционального назначения, коробки передач являются: картер, входного, промежуточного и выходного валов, зубчатых колес, подшипники, элементы управления потоками энергии (синхронизаторы и зубчатые муфты).

Осуществляем предварительный выбор параметров. Предварительно выбираем а_W и .

Передаточные числа зацеплений:

U1=4,35;

U2=2,67;

U3=1,63;

U4=1;

U5=0,85.

Минимально допустимое значение межосевого расстояния a_w определим из следующей зависимости:

a_w=k_a(M_вых)^1/3 (6.1)

где k_а=8 – эмпирический коэффициент; M_вых = 462 Нм.

Коэффициент k_a для коробок передач грузовых автомобилей находится в пределах 7,9…8,5. Причем большие значения относят к коробкам передач автомобилей с дизельными двигателями.

После подстановки числовых значений имеем мм.

Рисунок 6.1 – Структурная схема коробки передач

Модуль зубчатых колес определяется из условия изгибной прочности. При его выборе необходимо учитывать то, что при одном и том же aw уменьшение модуля за счет увеличения ширины зубчатого венца приводит к уменьшению уровня шума и повышению плавности работы зацепления, увеличение же модуля способствует повышению изгибной прочности и соответственно уменьшению осевых габаритов и массы зубчатых колес. По статистическим данным значение модуля зацеплений КП для нашего автомобиля находится в пределах от 3,5 до 4,25 в соответствии с ОСТ 37.001.223-80.

Определим модуль шестерен:

(6.2)

При выборе угла наклона линии зубьев косозубых зубчатых колес необходимо учитывать требования обеспечения плавности работы зубчатого зацепления и требования обеспечения долговечности подшипников. В соответствии с ГОСТ 16532-70 угол находится в пределах от до . Плавность работы зубчатого зацепления зависит от коэффициента осевого перекрытия . В автомобильных КП практически достижимо только , при этом

(6.3)

Зададимся модулем для первой пары зацепления m=3,5. Тогда .

Найдем диаметры всех валов:

а) Диаметр первичного вала;

d=5,94(M_g)^1/3 (6.4)

d=5,94(462)^1/3 =46мм

б) Диаметр промежуточного вала;

d=(0,4…0,65)aw (6.5)

d=0,461,8=24,72мм

в) Диаметр вторичного вала;

d=(0,4…0,65)aw (6.6)

d=0,4361,8=26,6мм

Оценка ширины зубчатых колес имеет вид:

b_w=(0,19…0,23)a_w (6.7)

Имеем:

b_w1=14,2 мм,

b_w2=13,6 мм,

b_w3=13 мм,

b_w4=12,36 мм,

b_w5=11,7 мм.

Оценка высоты имеет вид:

h= а_w+0,5d_WUH+0,5d_WUB. (6.8)

После подстановки значений имеем h=415 мм.

Зная ширины зубчатых колес можно оценить длину коробки передач. Принимаем, что ширина шестерни заднего хода равна ширине колеса первой передачи. Формула по оценке длины раздаточной коробки передач в общем случае имеет вид:

L=b_W+b_эу, (6.9)

где b_эу–суммарная длина.

Причем ширину элементов управления оценивают следующим образом: Для синхронизаторов – а) если установлен на одну ступень, то его ширина будет равна 1,2b_W; б) если на две ступени, то ширина равна сумме двух синхронизируемых данным синхронизатором зубчатых колес.

Для зубчатой муфты: если установлена на одну ступень, то ее ширина равна 1,3b_W.

L= 0,01846м.