Расчет автобуса

Рабочую ширину венцов зубчатых колес коробки передач можно  определить из соотношения:

,                                                            (4.1.4)

b = 6*2,0 = 12 мм = 0,012 м.

где b – рабочая ширина венца зубчатого колеса, м.

При определении ширины венцов зубчатых колес следует учитывать, что при применении зубчатых колес  большей ширины повышаются требования к жесткости валов коробки  передач. Число зубьев колес определяется по известному передаточному числу коробки передач (при условии равенства модулей).

,                                    (4.1.5)

                                         (4.1.6)

           2,64 

i_пары – передаточное число зубчатой пары второй ступени коробки передач.

В обозначении числа зубьев принято следующее: нечетные индексы  относятся к ведущим зубчатым колесам, четные – к ведомым шестерням.

Число зубьев зубчатого колеса  первичного вала Z₁= 17 – 27 [5],

Принимаем  Z₁= 17

Задаваясь числом зубьев зубчатого  колеса  первичного вала и передаточным числом привода промежуточного вала, можно определить число зубьев шестерни привода промежуточного вала.

После этого необходимо проверить  межосевое расстояние по числу зубьев:

 

.                                                                       (4.1.7)

Число зубьев зубчатого колеса на ведомом валу можно рассчитать по формуле

,                                                                    (4.1.8)      

=

=

 

 

 

 

Необходимо проверить  межосевое расстояние по числу зубьев :

А =   мм.

  3,97

11

=

= 11*2,64=29

 

=

= 17*1,17= 19

 

=

= 25*0,779=19

Определение диаметров начальных  окружностей

d = mн * Z d5=46 мм d10=50

d1 = mн * Z1 = 2*17=34 мм               d6=26 мм

d2 = 50 мм                                        d7=38 мм

d3=58 мм                                          d8=34

d4 = 22 мм                                        d9=38 

4.2. Расчет зубчатых  колес коробки передач на прочность

При расчете коробки передач  расчетный момент определяется по максимальному  крутящему моменту двигателя. Расчет шестерен производится: на прочность  – по напряжениям изгиба зубьев и на долговечность – по контактным напряжениям. В основу расчета положена зависимость Беляева – Герца для наибольших нормальных напряжений в зоне контакта, возникающих при сжатии двух цилиндров.

Напряжение изгиба рассчитывают по формуле

,                                                                                        (4.2.1)               =   = 107,4 МПа

где s_и – напряжение изгиба, Па; Р – окружное усилие, Н; y – коэффициент формы зуба.

Окружное усилие рассчитывают по формуле

,                                            (4.2.2)

 

 P = = 17187,7 Н

 

где i_к^* – передаточное число до рассчитываемого зубчатого колеса;       r₀ – радиус начальной окружности зубчатого колеса, м.

 

 

 

Коэффициент формы зуба приближенно  определяют по формуле

.                                                                            (4.2.3)

 

y = 0,154 – = 0,179

 

Допустимые напряжения изгиба зубьев приведены в табл. 1.3 [4].

 

Таблица 4.3

Допустимые напряжения изгиба зубьев, МПа

Контактные напряжения определяют по формуле:

,                  (4.2.4)

где Е - модуль упругости 1-го рода Па; s_сж – контактные напряжения, Па; a – угол зацепления шестерен, град; r₁, r₂ – радиусы начальных окружностей шестерен в паре, м; "+" – для внешнего зацепления; "-" – для внутреннего зацепления.

 

Модуль упругости 1-го рода – Е= 2·10⁵ МПа [4].

           Угол зацепления шестерен – a=20° [5].

         Допустимые напряжения сжатия приведены в табл. 1.4 [2].

Таблица 4.4

Допустимые напряжения сжатия, МПа

 

Таблица 4.5