3.5. Визначення показників зносостійкості зчеплення

Робота буксування зчеплення визначається по формулі

(3.12)

де I_a - момент інерції автомобіля, приведений до ведучому валу коробки передач;

_e - кутова швидкість колінчастого валу (_e=D/3+50 - для бензинових двигунів; _e=0,75N - для дизелів);

М_- момент опору руху, приведений до ведучого валу коробки передач.

Приведений момент інерції

(3.13)

де r_k - радіус кочення колеса;

G_a - маса автомобіля;

u_тр - передавальне число трансмісії;

=1+₁u_кп1²+₂ - коефіцієнт враховуючий обертаючі маси автомобіля (₁₂=0,04; u_кп - передавальне число коробки передач).

Приведений момент опору руху

(3.14)

де _тр - ККД трансмісії;

 - коефіцієнт опору руху (0,015...0,020).

Питома робота буксування визначається по формулі

L_бо=L_б/F_нс (3.15)

де F_нс - сумарна площа накладок зчеплення.

Питома робота буксування зчеплення за вказаних вище умов руху автомобіля з місця для легкових автомобілів L_бо=50...70 Дж/см²; для вантажних автомобілів L_бо=15...120 Дж/см²; для автобусів L_бо=10...40 Дж/см².

Приріст температури деталей зчеплення при початку руху автомобіля з місця, без урахування тепловіддачі в навколишнє середовище

=L_бm_детс_дет, (3.16)

де  - коефіцієнт перерозподілу теплоти між деталями (=0,5 - для натискного диска однодискового зчеплення і середнього диска дводискового зчеплення; =0,25 - для зовнішнього диска дводискового зчеплення;

с_дет - теплоємність деталі (500 Дж/кгК);

m_дет - маса деталі.

Допустимий нагрів натискного диска за одне включення

=10...15⁰С.

3.6. Розрахунок маточини веденого диска

Шліци розраховуються на зріз і на зім'яло по формулах курсу “Деталі машин” 15. У перевірочних розрахунках кількість шліців і їх геометричні параметри визначаються по кресленню. Напруга, що допускається, на зріз 15 МПа, на зім'яло 30 МПа.

3.7. Розрахунок деталей приводу зчеплення

Загальне передавальне число приводу визначається по формулі

(3.17)

де Р_п - зусилля на педаль (приймається 120...150 Н);

_пр - ККД приводу (0,7...0,8).

У механічному приводі (мал.2,а)

(3.18)

У гідравлічному приводі (мал.2,б)

(3.19)

Мал.2. Схеми приводу зчеплення

4. РОЗРАХУНОК КОРОБОК ПЕРЕДАЧ

4.1. Розрахунок зубів шестерень

Розрахунок на міцність зубів шестерень слід виконувати по ГОСТ 21354-75 “Розрахунок на міцність зубчатих передач”. Значення розрахункових коефіцієнтів визначаються по таблицях, прикладених до ГОСТу. Параметри зубчатих коліс автомобілів представлені в табл.3.

Таблиця 3

Параметри зубчатих коліс коробок передач

Автомобіль	Передача	Z1	Z2	bш,мм	mn,мм	β, град
1	2	3	4	5	6	7
ЗАЗ-968	1	10	38	13	2,75	25
	2	17	36	14	2,5	24
	3	22	31	14	2,5	24
	4	27	26	15	2,5	24
	З.х.	10	19	11	2,75	25
	То ж	16	35	10	3	0
ВАЗ-2101	Пром. валу	17	29	16	2,5	31
	1	15	33	15,5	2,5	27
	2	20	27	15	2,5	29
	3	24	21	16	2,5	31
	З.х.	15	19	12	2,5	0
	То ж	19	34	11	2,5	0
АЗЛК-2140	Пром. валу	17	27	12	2,5	32012’15”
	1	15	33	13	2,5	21018’8”
	2	21	27	12	2,5	22011’33”
	3	25	21	14	2,5	27047’45”
	З.х.	15	21	13	2,5	0
	То ж	21	32	12	2,5	0

Продовження таблиці 3

1	2	3	4	5	6	7
ГАЗ-24	Пром. валу	16	29	15,5	2,75	34022’31”
	1	15	29	17,5	3	2908’42”
	2	20	25	16,5	3	2908’42”
	3	25	20	16,5	2,75	34022’31”
	З.х.	16	19	15	3	0
	То ж	19	31	15	3	0
ГАЗ-53А	Пром. валу	17	41	20	3,5	23026’5”
	1	14	38	24	4,25	0
	2	25	32	20	3,5	23026’5”
	3	34	24	22	3,5	23026’5”
	З.х.	14	19	20	4,25	0
	То ж	16	38	20,5	4,25	0
ЗИЛ-130	Пром. валу	20	43	25	3,5	24040’15”
	1	13	45	30	4,25	0
	2	22	42	29	3,5	24040’15”
	3	31	33	28	3,5	24040’15”
	4	38	26	26	3,5	24040’15”
	З.х.	20	22	25	4,25	0
	То ж	15	45	26	4,25	0
ЯМЗ-238Н	Пром. валу	28	38	35	4,5	26022’20”
	1	27	39	37	4,5	24
	2	33	34	32	4,5	23
	4	44	23	32	4,5	23030’
	З.х.	20	31	35	4,25	0
	То ж	31	44	35	4,25	0
ЯМЗ-236Н	Пром. валу	28	38	35	4,5	26022’20”
	1	16	62	32	4,25	0
	2	22	47	32	4,25	260
	3	33	37	32	4,25	240
	5	47	23	32	4,25	240
	З.х.	16	25	28	4,25	0
	То ж	24	62	28	4,25	0

Продовження таблиці 3

1	2	3	4	5	6	7
КамАЗ, тип15	Пром. Валу	25	46	31,5	4,25	180
	1	12	51	38	5	0
	2	21	46	33,5	4,5	170
	3	28	38	21	4,5	19031’
	4	36	30	30	4,5	210
	З.х.	19	27	32	4,25	0
	То ж	17	48	30	5	0
	Доп. Редуктора	28	42	30	4,5	190

Для наближених, перевірочних розрахунків можна користуватися спрощеними формулами (4.1 і 4.2). Це допустимо, якщо для порівняння є розрахункова напруга, обчислена по цих формулах [12].

Для прямозубих шестерень

(4.1)

Для косозубих шестерень

(4.2)

Окружна сила

(4.3)

Основні співвідношення в шестернях визначаються по формулах:

модуль торця

(4.4)

нормальний модуль

ширина шестерні

де r_W – радіус початкового кола;

Z – число зубів;

 - кут нахилу зубів (для легкових автомобілів =25…40⁰, для вантажних =20…30⁰).

Коефіцієнт форми зуба визначається приблизно по формулі

(4.5)

Для косозубих шестерень у формулу (4.5) підставляється приведене число зубів

(4.6)

Напруга, що допускається, на першій передачі 350…700 Мпа, для решти передач і шестерень проміжного валу 150…400 Мпа.

Величина модуля m_w залежить від передаваного моменту і визначається по табл. 4.

Таблиця 4

Визначення величини нормального модуля

Передавальний момент, Нм	mW, мм	Передавальний момент, Нм	mW, мм
100-200	2,25-2,50	600-800	4,25-4,50
200-400	2,50-3,75	800-1000	4,50-6,00
400-600	3,75-4,25	1000-1200	6,00-8,00

Розрахунок зубів на контактну напругу проводиться по формулі

(4.7)

де Р – окружна сила, приймається (0,5-0,7) Р_max;

B’ – довжина лінії контакту зубів;

_w – кут зачеплення, приймається 20⁰.

Контактна напруга, що допускається, для шестерень першої передачі і заднього ходу – 2000 Мпа, для решти шестерень – 1400 Мпа.