3. Расчётный режим нагрузки

Для выполнения проверочных расчётов деталей и узлов трансмиссии задают один из расчётных режимов:

по максимальному моменту двигателя:

(3.1)

где – расчётный момент на валу трансмиссии, Нм;

– максимальный момент двигателя, Нм;

– передаточное число от первичного вала коробки передач до рассматриваемого вала;

по максимальному сцеплению ведущих колёс с дорогой:

(3.2)

где – нагрузка на ведущие колёса, Н;

– максимальный коэффициент сцепления шин с дорогой: = 0,8;

– радиус колеса, м;

–передаточное число от рассматриваемого вала до ведущего колеса.

Расчет:

1) На промежуточном валу раздаточной коробки

(по формулам 1 и 2):

Выбираем расчётный момент, зависящий от двигателя, т.к. автомобиль не сможет реализовать момент по сцеплению.

2) На входном валу на переднюю ось из раздаточной коробки

(по формулам 1 и 2) с учетом того, что задняя ось, окажется заблокированной, и весь момент будет передаваться через дифференциал на переднюю ось:

Нм

Выбираем расчётный момент, зависящий от двигателя, т.к. автомобиль не сможет реализовать момент по сцеплению.

В расчетах происходит умножение момента на 1,4 , что показывает увеличение момента на 40%, о чем говорится в задании.

4. Кинематический и силовой анализ зубчатых передач.

При передаче крутящего момента в зацеплении возникают силы, используемые для расчёта зубьев передач, валов, подшипников и других элементов механизмов.

Силы в передачах определяют при условии, что зацепление однопарное, отсутствует сила трения между поверхностями соприкасающихся зубьев.

Силы в косозубой цилиндрической передаче

Для расчета выбираем шестерню промежуточного вала, т.к. на ее зубья действует самая большая сила.

Силу (см. рис.) раскладывают на три составляющие:

окружная сила :

(4.1)

радиальная сила :

(4.2)

где – угол наклона зуба на делительном диаметре,.

Осевая сила :

(4.3)

Рис. 3 Схема сил в косозубой цилиндрической передаче

5. Расчёт зубчатых передач

Задача расчёта заключается в определении напряжений в зубчатых колёсах и их срока службы.

Расчёт зубчатых передач базируется на ГОСТ 21354–87 «Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные. Расчёт на прочность» и методике, адаптированной к расчёту зубчатых колёс трансмиссии автомобиля.

В предлагаемой методике ряд коэффициентов опущен, а расчёт некоторых параметров и коэффициентов упрощён.

1. Расчёт на контактную выносливость активных поверхностей зубьев

Проверочный расчёт предназначен для предотвращения отказов из-за усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев.

Условие контактной выносливости

либо , (5.1)

где , – соответственно расчётные, допускаемые контактные напряжения

выносливости, МПа; – планируемый пробег автомобиля до капитального ремонта узла, км; , – пробег автомобиля, обеспечиваемый контактной выносливостью активных поверхностей зубьев, км.

Расчёт на выносливость выполняют по расчётному крутящему моменту, определяемому либо по максимальному моменту двигателя, либо по максимальному сцеплению колёс с дорогой.

Порядок расчёта по пробегу (сроку службы в километрах)

1. Принимаем расчётный крутящий момент Нм.

2. Расчётная окружная сила кН.

3. Расчётная частота вращения вала

(5.2)

=586,5 об/мин

где – частота вращения коленчатого вала двигателя, об/мин,

– передаточное число от коленчатого вала до рассматриваемого вала.

4. Параметр контактного напряжения на i-й ступени, МПа,

(5.3)

=18,06 Мпа^[1]

где – окружная сила, Н;

– ширина венца шестерни;

– средний делительный диаметр шестерни, мм;

– коэффициент контактного напряжения;

– коэффициент, учитывающий степень перекрытия зубчатых колёс;

– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца; – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении.

Коэффициент определяют по следующим зависимостям:

, (5.4)

где – угол наклона зуба на основном цилиндре,

Коэффициент :

для цилиндрических передач с косозубыми колёсами

(5.5)

где – коэффициент торцового перекрытия

, (5.6)

,

=0,75 ,

где , – эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса;

Коэффициент :

для цилиндрических и конических передач с углом наклона зуба (при

степени точности по нормам плавности работы n_ст.т = 6 и более низких)

(5.7)

Коэффициент =1,06^{[1. по табл.3.2. стр. 25]}

Коэффициент =1,04^{[1. по табл.3.4. стр. 27]}

Подбираем материал таблица 2.

Таблица 2. Характеристики материала

Сталь	HRC	МПа	10-6		МПа	10-8		МПа	МПа
18Х2НЧВА	58-63	430	4	9	21	1,2	3	1950	3800

5. Если

, (5.8)

для определения пробега автомобиля расчёт продолжают в следующей последовательности:

5.1. Мера накапливаемой усталости за 1 км пробега автомобиля для шестерни

, (5.9)

=539,6 H/km

до ведущих колёс на передаче;

– показатель кривой контактной усталости;

– числа циклов, соответствующие одному обороту шестерни: для зубчатых колёс с одним зацеплением = 1;

; (5.10)

=464,2 об/км

=0,002 – коэффициент пробега на передаче.

5.2. Мера контактной усталости активных поверхностей зубьев, при накоплении которой возможно выкрашивание этих поверхностей (с вероятностью примерно 0,1).

МПа

5.3. Пробег автомобиля (срок службы), обеспечиваемый контактной выносливостью активных поверхностей зубьев шестерни и колеса, км,

, (5.12)

=20 тыс. км.

Вывод: Поверхность зубьев шестерни промежуточного вала выдержит по контактной выносливости 20 тыс. км.