4.1 Расчет цилиндрической главной передачи

Цилиндрическая главная передача применяется при поперечном расположении двигателя в переднеприводных автомобилях.

Для обеспечения плавности зацепления число зубьев ведущей шестерни цилиндрической главной передачи не должно быть менее десяти, то есть .

По передаточному числу главной передачи определяют число зубьев ведомого колеса, а затем передаточное число главной передачи уточняют по числу зубьев.

После проведения данных расчетов проводят оценку межосевого расстояния цилиндрической главной передачи.

Таблица 3.5 – Основные размеры элементов карданных передач

Автомобиль	Соединяемые агрегаты	Передаваемый крутящий момент, Н·м	Внутренний диаметр вала, мм	Толщина стенки вала, мм	Длина вала, мм	Типоразмер шарнира
ВАЗ-2101	КП – ПО ПО – ЗМ	324 324	66	2,0	606 785	– I
«Москвич-2140»	КП – ЗМ	386	71	1,8	1164	II
ГАЗ-24	КП – ЗМ	540	69	2,5	1208	III
ГАЗ-53А	КП – ПО ПО – ЗМ	1842 1842	71	2,1	1240 1295	IV
ЗИЛ-130	КП – ПО ПО – ЗМ	2960 2960	71	3,0	711 1425	V
КамАЗ-5320	КП – ПрМ ПрМ – ЗМ	4930 2465	82 71	3,5 3,0	862 517	VI V
МАЗ-5335	КП – ЗМ	3740	82	3,5	1704	VI
КрАЗ-255Б1	РК – ПО ПО – ЗМ РК – ПМ	3064 3064 2348	82	3,5	1168 863 1083	VII

Примечание: КП – коробка передач; ПО – промежуточная опора; РК – раздаточная коробка; ПрМ – промежуточный мост; ЗМ – задний мост; ПМ – передний мост.

Расчет зубчатых колес главной передачи на прочность и долговечность производят по формулам для цилиндрических зубчатых колес коробки передач. При этом допустимые напряжения [4]:

• изгиба – [] = 500 700 МПа;

• контактные – [] = 1000 1200 МПа.

4.2 Расчет гипоидной главной передачи

Гипоидная главная передача (рисунок 4.1) применяется как на легковых, так и на грузовых автомобилях при передаточном числе главной передачи менее = 6 7.

Рисунок 4.1 – Расчетная схема гипоидной главной передачи

Число зубьев шестерни гипоидной главной передачи выбирают в зависимости от передаточного числа главной передачи (таблица 4.1) [2].

Таблица 4.1 – Число зубьев шестерни гипоидной главной передачи

	2,5	3	4	5	6
	15	12	9	7	6

Минимальное число зубьев шестерни главных передач [2]:

• легковых автомобилей – = 8 12;

• грузовых автомобилей – = 5 11.

При определении числа зубьев колеса и проверке передаточного числа гипоидной передачи по числу зубьев необходимо помнить, что для улучшения приработки зубьев число зубьев колеса и шестерни не кратно, поэтому передаточное число гипоидной главной передачи – не целое число.

Напряжения изгиба , Па, определяют по формуле

, (4.1)

где Р – окружное усилие, Н; y – коэффициент формы зуба; b – длина зуба по образующей конуса, м; – нормальный шаг в среднем сечении конуса, м;– расчетный момент, Нм;  средний радиус начального конуса зубчатого колеса, м.

Окружное усилие Р, Н, рассчитывают по формуле

. (4.2)

Коэффициент формы зуба у, определяют по формуле (2.11), исходя из эквивалентного приведенного числа зубьев:

, (4.3)

где β – угол наклона спирали зубьев, град;  – половина угла при вершине начального конуса зубчатых колес главной передачи, град.

Угол наклона спирали зубьев для шестерни и колеса, соответственно – = 45 50°, = 20 30° [4]. При выборе углов наклона спирали зубьев следует учитывать, что увеличение угла спирали приводит к повышению осевых нагрузок. При этом отношение = 1,2 1,5 (для главных передач грузовых автомобилей – большие значения).

Половины углов при вершинах начальных конусов шестерни и колеса определяют из выражений

. (4.4)

. (4.5)

Однако для гипоидных передач должно выполняться условие:

.

Длину зуба по образующей конуса b, м, можно приближенно определить по формуле

. (4.6)

где – длина образующей конуса колеса, м.

Длину образующей конуса колеса , м, рассчитывают по формуле

, (4.7)

где А – эмпирический коэффициент; – максимальный крутящий момент двигателя, кгм.

Для гипоидных передач – А = 25 [2].

Величину гипоидного смещения Е, м, можно оценить исходя из определенной по формуле (4.7) величины длины образующей конуса

. (4.8)

Нормальный шаг , м, в среднем сечении конуса определяют по формуле

, (4.9)

где – торцовый шаг по основанию начального конуса, м;– средний радиус начального конуса ведомого зубчатого колеса, м.

Торцовый шаг по основанию начального конуса , м, определяют по формуле

, (4.10)

где – торцовый модуль, м.

Торцовый модуль , м, рассчитывают по формуле

. (4.11)

Средние радиусы начального конуса шестерни и колеса, ,, м, соответственно, определяют по формулам

, (4.12)

(4.13)

где ,– диаметры шестерни и колеса по образующей начального конуса, соответственно, м.

Диаметры шестерни и колеса по образующей начального конуса ,, м, соответственно, рассчитывают по формулам

, (4.14)

. (4.15)

Расчетные моменты для шестерни и колеса ,, Н, соответственно, рассчитывают по формулам

, (4.16)

. (4.17)

Допустимые напряжения изгиба – [] = 500 700 МПа [4].

Контактные напряжения , Па, определяют по формуле

, (4.18)

где ,– радиус кривизны по поверхности зубьев шестерни и колеса, соответственно, м.

Угол зацепления зубчатых колес главных передач [2]:

• легковых автомобилей –  = 16;

• грузовых автомобилей –  = 20.

Радиус кривизны по поверхности зубьев шестерни и колеса ,, м, соответственно, рассчитывают по формулам

, (4.19)

. (4.20)

Допустимые контактные напряжения – [] = 1000  1200 МПа [4].