Расчет трансмиссии и коробки передач

3.1.Расчет основных параметров КП 

При проектирование коробок передач их основные размеры  предварительно выбирают на базе статистического  анализа существующих конструкций, а затем уточняют на основе прочностных и геометрических проверочных расчетов. 

3.2.Расчет межосевого расстояния

Где – коэффициент ; M – крутящий момент.

3.3.Выбор основных параметров зубчатых колес

- определение  ширины зубчатых венцов

- выбор нормального  модуля зубчатой передачи

- для легковых автомобилей

- определение  угла наклона косозубых колес  β;

- определение  суммы чисел зубьев в паре зубчатых колеса

- выбор направление  наклона зубьев в зубчатых  колесах 

Для 2-х вальной  коробки передач β = 25 градусов 

       Принимаем ближайшее рекомендуемое  количество зубьев для двухвальных коробок передач   = 48 
 

3.4.Определение габаритных размеров и массы КП, диаметров валов, основных  размеров подшипников 

Габаритный  осевой размер L картера для легковых а /м с 4-ступенчатой КП составляет L=(3,0…3,4) = 3,4*74 = 251,6 мм

Осевые размеры  зубчатых муфт и синхронизаторов  зависят от конструктивных особенностей. Двухсторонняя ступенчатая муфта  с синхронизаторами обычно имеет  осевой размер H = (0,68…0,78) = 0,72*74 = 53,28

Предварительный расчет массы синхронизированных  трехвальных КП при числе ступеней производится по следующему выражению:

(В справочных  материалах данная масса составляет  примерно 30 кг.)

      Размер валов КП выбирают из  условий обеспечения достаточной  жесткости. У     шлицевой    части первичного вала ориентировочно принимают диаметр                                          

В средней  части вторичного и промежуточного валов

Предварительные габаритные размеры подшипников  в долях межосевого расстояния .

D-диаметр наружного кольца; В-ширина кольца.         

Подшипник                                                        

Задний первичного вала                    0,45×0,90×0,22         (33,3×66,6×16,28)мм;

Задний вторичного вала                    0,40×0,90×0,22         (29,6×66,6×16,28)мм;

Передний промежуточного вала      0,30×0,65×0,20          (22,2×48,1×14,8)мм;

Задний промежуточного вала           0,30×0,72×0,20         (22,2×54,28×14,8)мм; 

Перемычка между  соседними отверстиями под подшипники в стенке картера должна быть около  = 14,8 мм.

Диаметр шейки вторичного вала под передней подшипник принимают равным примерно

= 17,02 мм.

Подшипники  применяются как правило радиальные шарико-и роликоподшипники легкой и  средней серии. Радиально – упорные  подшипники применяют для одной из опор. 
 
 
 

4.Кинематический расчет 

Число зубьев ведущего зубчатого колеса j-ой передачи; число зубьев ведомого зубчатого колеса j-ой передачи.

5. Статический расчет КП

5.1. Расчет зубчатых колес

При проектировании выполняются следующие расчеты :

- геометрический  расчет зубчатых колес;

- расчеты на  усталость зубчатых колес;

- расчеты на  прочность зубьев. 

5.1.1.Геометрический расчет зубчатых колес

- определение  номинальных размеров зубчатых  колес;

- назначение  степени их точности и вида  сопряжения зубьев;

- определение  предельных отклонений параметров  зацепления и выбор контрольного измерительного комплекса.

Основные номинальные  размеры зацепления.

Для косозубых  колес:

Где – соответственно модуль, нормальный модуль, торцовый модуль в мм.

Диаметры основной d и делительной окружности зубчатых колес

Где индексами  вм и вщ обозначены ведомое и ведущее зубчатые колеса сопряженной пары. 
 
 
 

Диаметры  окружностей выступов

Для косозубых колес:

Где (коэффициент высоты зуба в нормальном сечении) 

5.1.2.Расчет зубьев шестерен на прочность

Основными видами повреждения зубьев являются выкраивания и смятие активной поверхности, а также поломки. Повреждения могут быть результатом усталости материала при длительном действии циклически изменяющихся напряжений или однократного действия максимальной (пиковой) динамической нагрузки. Поэтому выполняются расчеты на:

Контактную  усталость активных поверхностей;

Усталости при  изгибе;

Достаточность сопротивления зубьев однократным  пиковым нагрузкам.

Расчет зубьев шестерен на усталость должен проводиться  в соответствии с ГОСТ 21354-75 и отраслевых стандартов.

Для проверочных расчетов можно пользоваться упрощенными методиками и формулами. 

Напряжение  изгиба для косозубых колес определяется по формуле: 

Где M- крутящий момент, передаваемый рассчитываемым колесом , Н*м;

c – скоростной коэффициент (для косозубых передач с = 1+0,11v); , м/с;

n – частота вращения, рассчитываемого колеса, мин ; - коэффициент режима работа; Z-число зубьев; - соответственно модуль и нормальный модуль,мм;

      b = 16,28мм - ширина венца, мм; y – коэффициент формы зуба, для наших вычислений был выбран y = 0,13, в зависимости от числа зубьев колеса.

   Для  косозубых колес  ;  
 
 
 
 
 
 

Расчет  v;скоростной коэффициент с; крутящий момент М: на каждой из передач, отдельно на ведомом и ведущем колесах: 

Расчет  напряжения изгиба для  косозубых колес (ведомого и ведущего для  j-ой передачи): 

6. Расчет реакций опор валов КП

Окружная  сила j-ой ступени

*76,56*4,32*0,908/(2,8*13,86) =15,476

*76,56*2,6*0,908/(2,8*20,02) =6,448

*76,56*1,58*0,908/(2,8*29,26) =2,681

*76,56*0,96*0,908/(2,8*36,96) =1,289 

Осевая  сила на j-ой ступени

Радиальная  сила на j-ой ступени

Для определения  реакций валов необходимо выполнить  следующие расчетные схемы: 
 

Рис.1. Расчетная  схема по определению реакции опор вторичного вала. 

Рис.2. Расчетная схема по определению реакции опор промежуточного вала. 

Рис.3. Расчетная схема по определению реакции опор первичного вала КП. 

Сумма моментов относительно одной из опор в плоскости  действия окружной силы и в плоскости действия сил радиальной и осевой .В результате определяются реакции на опорах.