11. РАСЧЕТ ВЕДОМОГО ВАЛА КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ

Так как на ведомом валу расположена шестерня главной передачи, то произведем расчет гипоидной передачи автомобиля. Расчет производим при самых жестких условиях, т.е. при максимальном крутящем моменте и первой передаче, по учебному пособию [5].

Из прототипа при . Тогда мощность на валу двигателя:

(11.1)

.

Передаточные числа ступеней:

-расчетное коробки передач на первой передаче ;

-гипоидной пары главной передачи (из расчета).

По табл. 1П.1, [5] принимаем значение КПД элементов привода: КПД муфты (сцепления) ; КПД пары подшипников вала коробки передач ; КПД закрытой конической зубчатой передачи с опорами .

Определяем мощность , частоту вращения и вращающий момент на ведущем валу коробки передач, ведомом валу коробки передач и колесе главной передачи.

Ведущий вал коробки передач:

Ведомый вал коробки передач:

На колесе гипоидной передачи:

11.1 Проектный расчет

11.1.1 Выбор варианта термообработки зубчатых колес

Вращающий момент на валу рассчитываемой зубчатой передачи . С целью уменьшения размеров шестерни и колеса главной передачи (ведущий мост станет компактным) принимаем вариант термообработки (т.о.) 5 (табл. 1П.6): т.о. шестерни и колеса одинаковы- улучшение + цементация + закалка ТВЧ, твердость поверхности шестерни и колеса (ориентируясь на сталь 20Х).

Средняя твердость поверхности зубьев шестерни и колеса:

.

11.1.2 Предварительное определение допускаемого контактного напряжения при проектном расчете на сопротивление контактной усталости

Предел контактной выносливости поверхности зубьев , соответствующий базовому числу циклов напряжений ([5], табл. 1П.9) для шестерни и колеса соответственно и т.о. 5:

.

Так как в данном случае нам неизвестен расчетный срок службы передачи, то принимаю . Расчетный коэффициент запаса прочности ([5], табл. 1П.9): . Предварительная величина допускаемого контактного напряжения для шестерни и колеса:

;

Принимаем расчетное значение допускаемого контактного напряжения

11.1.3 Определение главного параметра конической передачи

Для конической передачи принимаем наиболее распространенное значение коэффициента .

Рассчитаем параметр :

.

Предварительно определим коэффициент , учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. По табл. 1П.19 для передачи с круговыми зубьями и коническими роликоподшипниками . Для передачи с круговыми зубьями коэффициент, учитывающий влияние вида зубьев конической передачи по табл для варианта термообработки I:

.

Тогда предварительно главный параметр конической передачи - внешний делительный диаметр колеса для передачи к круговыми зубьями:

.

11.1.4 Определение геометрических параметров, используемых при расчетах на прочность

Предварительная величина внешнего делительного диаметра шестерни для передачи в круговыми зубьями:

.

По графикам, приведенным в табл. 1П.20, [5] число зубьев шестерни в зависимости от и : . По значению определяем число зубьев шестерни. Для т.о. 5: .

Принимаем . Тога число зубьев колеса:

.

Принимаем . Фактическое передаточное число:

.

Отклонение .

Окончательная величина углов делительных конусов шестерни и колеса для передач с круговыми зубьями:

Внешний окружной модуль для передач с круговыми зубьями:

.

Внешний делительный диаметр шестерни:

.

Внешнее делительное конусное расстояние:

.

Ширина зубчатого венца шестерни и колеса выбирается как наименьшее из двух условий:

Принимаем .

Среднее делительное конусное расстояние:

.

Средний окружной модуль:

.

Средний нормальный модуль:

.

В качестве расчетов принимаем .

Уточняем параметры:

Средний делительный диаметр колеса:

.

Фактическая величина коэффициента :

.

11.1.5 Выбор коэффициентов смещения при нарезании зубчатых колес

В конических передачах с с целью выравнивания удельных скольжений и, следовательно, для повышения сопротивления заеданию шестерню выполняют с положительным радиальным смещением (), а колесо с равным по абсолютному значению отрицательным радиальным смещением (). Для передачи с круговыми зубьями:

.

11.1.6 Предварительное определение внешнего диаметра вершин зубьев шестерни

Для передачи с круговыми зубьями:

11.2 Проверочный расчет

11.2.1 Проверка пригодности заготовок зубчатых колес и выбор материала для их изготовления

Для варианта т.о. 5 марки сталей одинаковы для шестерней и колеса: 20Х, 20ХНМ, 18ХГТ, 12ХН3А, 25ХГМ и др. Для рассчитываемой ступени:

а) для шестерни:

.

По табл. для термообработки шестерни - улучшение + цементация + закалка ТВЧ при твердости поверхности для стали 20Х. Таким образом, для изготовления шестерни можно принимать сталь 20Х, так как для принятого вида термообработки выполняется условие:

;

б)для колеса:

Для принятого вида термообработки колеса (улучшение + цементация + закалка ТВЧ) при твердости поверхности величину как наибольшую из и , сравниваем с .

Таким образом, для изготовления шестерни и колеса передачи с круговыми зубьями принимаем сталь 20Х.

11.2.2 Определение степени точности передачи

Средняя окружная скорость зубчатых колес передачи:

.

По [5], табл. 1П.15 для передачи с круговыми зубьями выбираем 9-ю степень точности.

11.2.3 Уточнение допускаемого контактного напряжения при проверочном расчете на сопротивление контактной усталости

По рекомендациям [5]: параметр шероховатости при 9-ой степени точности ; коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости сопряженных поверхностей зубьев при ; коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости зубчатых колес при .

Т.к. произведение , то допускаемое напряжение остается прежним.

11.2.4 Проверочный расчет передачи на сопротивление контактной усталости

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями для конических передач . Уточним параметр для окончательного значения коэффициента :

.

По табл. 1П.19 для передачи с круговыми зубьями и конических роликоподшипников .

Коэффициент динамической нагрузки для передач с круговыми зубьями по табл. 1П.22, [5] методом интерполирования . Тогда коэффициент нагрузки для передачи с круговыми зубьями:

.

Окружная сила в зацеплении:

.

Уточним коэффициент, учитывающий влияние вида зубьев:

.

Тогда условие сопротивления контактной усталости:

Условие сопротивления контактной усталости выполняется.

11.2.5 Определение допускаемого напряжения изгиба при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе.

Предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений по табл. 1П.9, [5] для шестерни и колеса:

.

Так как расчетный срок службы нам не известен, то коэффициенты долговечности принимаем . Коэффициент запаса прочности по табл. 1П.9, [5] для шестерни и колеса . Коэффициент реверсивности передачи для реверсивной передачи и больших значениях твердости. Тогда допускаемое напряжение изгиба:

.

11.2.6 Проверочный расчет зубьев на сопротивление усталости при изгибе

Эквивалентное число зубьев для передачи с круговыми зубьями:

;

.

Определим коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений для шестерни и колеса соответственно:

Коэффициент , коэффициент

,

по табл. 1П.22, [5] интерполяцией . Тогда коэффициент нагрузки при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе:

.

Коэффициент для передачи с круговыми зубьями по табл. 1П.21, [5] для варианта термообработки 5 равен:

.

Окончательно условие сопротивления усталости зубьев при изгибе:

;

.

Условия сопротивления усталости зубьев при изгибе соблюдаются.

11.2.7 Проверочный расчет передачи на контактную прочность при действии пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке)

Предельно допускаемое контактное напряжение, не вызывающее остаточных деформаций, или хрупкого разрушения поверхностного слоя по табл. 1П.9, [5]

;

Тогда условие контактной прочности при действии пиковой нагрузки:

.

где _ кратковременная перегрузка привода.

Условие контактной прочности выполняется.

11.2.8 Проверочный расчет передачи при изгибе пиковой нагрузкой

Предельно допускаемое напряжение изгиба, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого излома зуба, для принятого варианта термообработки по табл. 1П.9, [5]:

;

Тогда условие прочности передачи при изгибе пиковой нагрузкой:

;

.

Прочность зубьев при изгибе пиковой нагрузкой обеспечивается.

11.2.9 Выбор осевой формы зубьев конической передачи

Для выбора осевой формы зубьев конической передачи с круговыми зубьями определим предварительное число зубьев плоского колеса:

.

Так как находится в диапазоне 20…100, модуль , а , то принимаю осевую форму I.

11.2.10 Геометрический расчет зубчатой передачи

Для конической передачи с круговыми зубьями стандартизирован средний нормальный исходный контур, для которого по ГОСТ 16202-81: ; ; .

Высота головки зуба в среднем сечении:

;

.

Высота ножки зуба в среднем сечении:

;

.

Угол ножки зуба:

;

.

Угол головки зуба:

;

.

Угол конуса вершин:

;

.

Угол конуса впадин:

;

.

Окружная толщина зуба в среднем нормальном сечении:

;

.

Увеличение высоты головки зуба при переходе от среднего к внешнему сечению:

;

.

Внешняя высота головки зуба:

;

.

Увеличение высоты ножки зуба при переходе от среднего к внешнему сечению:

;

.

Внешняя высота ножки зуба:

;

.

Внешняя высота зуба:

;

.

Внешний диаметр вершин зубьев:

;

.

Внешний диаметр впадин зубьев:

;

.

Расчетное базовое расстояние (от вершины делительного конуса до плоскости, в которой расположена внешняя окружность вершин зубьев):

;

.

Для конической передачи с круговыми зубьями при номинальный диаметр зубонарезной головки .

Коэффициент торцового перекрытия:

.

Определим гипоидное смещение по формуле (для легковых автомобилей):

Принимаем