Розрахунок механічної КПП

Міжосьова відстань , мм, визначається за формулою:
, (6.1)
де – максимальний крутний момент, Н∙м.
К_а = 8,6…9,6 – коефіцієнт для вантажних автомобілів і автобусів;

Ка = 8,9…9,3 – для легкових автомобілів; для чисельних розрахунків приймаємо Ка =9,1;
– приймається зі стандартного ряду, мм.

Після підстановки значень параметрів у формулу (6.1) отримуємо:

мм.

Приймаємо мм.

Діаметр ведучого вала в шліцевій частині:

, (6.2)

де K_d – эмпіричний коефіциент; приймаємо для розрахунку K_d = 4,5.

Чисельне значення:

мм.

Приймаємо d = 52 мм.

Кількість зубів зубчастих коліс визначають, враховуючи передавальні числа передач і модулі пар коліс, що знаходяться в зачепленні:
Z_вн / Z_вд = і_p (6.3)
де Z_вд –кількість зубів ведучого зубчастого колеса;
Z_вн – кількість зубів веденого зубчастого колеса;

і_p – передавальне число від ведучого зубчастого колеса до веденого.

З конструктивних міркувань приймаємо число зубів першої пари шестерень:

,

Кількість зубів у пар шестерень, що знаходяться у зачепленні, має бути однаковим. Тобто:

(6.4)

Отже передавальне число першої пари шестерень:

У тривалової коробки передач на всіх передачах (крім прямої) крутний момент передається через дві пари шестерень. Причому, передавальне число для всіх передач (крім прямої, на якій шестерні взагалі не задіяні) залишається незмінним. Таким чином, передавальне число i-ї передачі визначається за формулою:

, (6.5)

де z₁ –кількість зубів шестерні на ведучому валу;

z₂ – кількість зубів шестерні на проміжному валу;

z_ib , z_in - числа зубів шестерень і-ї передачі (z_ib - на веденому валу, z_in - на проміжному валу).

Передавальне число зубчастої пари приводу проміжного вала коробки передач z₂/ z₁ = 1,555; а число зубів шестерні ведучого вала z₁ = 18. Тоді:

z₂=z₁∙z₂/z₁=18∙1,555=28;

Для першої передачі згідно з формулою (6.5):

. (6.6)

Враховуючи, що для першої передачі = 3,67 (за умовою), маємо:

Звідки отримуємо рівняння:

. (6.7)

Згідно з (6.4) :

. (6.8)

Підставимо (6.7) в (6.8). Отримаємо, округлюючи до цілого числа:

3,36 ∙ = 46. Отже = 14, а = 46 – 14 = 32.

Для другої передачі згідно з формулою (6.5):

.

Враховуючи, що для другої передачі = 2,1 (за умовою), маємо:

Звідки отримуємо рівняння:

. (6.9)

Згідно з (6.4) :

. (6.10)

Підставимо (6.9) в (6.10). Отримаємо:

2,35 ∙ =46. Отже =20, а = 46 – 20 = 26.

Для третьої передачі згідно за формулою (6.5):

.

Враховуючи, що для третьої передачі = 1,36 (за умовою), маємо:

Звідки отримуємо рівняння:

. (6.11)

Згідно з (6.4) :

. (6.12)

Підставимо (6.11) в (6.12). Отримаємо:

1,87∙ =46. Отже =25, а = 46 – 25 =22.

Оскільки четверта передача – пряма (шестерні не задіяні), = 1.

Для п’ятої передачі згідно за формулою (6.5):

.

Враховуючи, що для пятої передачі = 0,82 (за умовою), маємо:

Звідки отримуємо рівняння:

. (6.13)

Згідно з (6.4) :

. (6.14)

Підставимо (6.13) в (6.14). Отримаємо:

1,53 ∙ =46. Отже =30, а = 46 –30 =16.

Для передачі заднього ходу автомобіля згідно з формулою (7.3) і кінематичною схемою:

. (6.15)

Передавальне число передачі заднього ходу автомобіля визначають за співвідношенням :

= (0,75…0,9)∙ . (6.16)

Візьмемо:

= 0,78∙ = 0,78∙3,67= 2.86.

Прийнявши також = , за формулою (6.5), знаходимо:

(6.17)

Звідки знаходимо = 42.

Результати розрахунку чисел зубів шестерень коробки переміни передач автомобіля заносимо в таблицю 6.1.

Таблиця 6.1 – Число зубів коробки переміни передач

Шестерні

Число зубів

Робоча ширина зубчастих вінців визначається за співвідношеннями:

. (6.18)

Приймають, орієнтуючись на прототип, мм.

Для чисельного розрахунку приймемо

Результати розрахунку:

мм.

Уточнене значення кута нахилу β визначають за формулою:

, (6.19)

де Z_Σ – сумарне число зубів пари зчеплення. Z_Σ = Z_вд + Z_вн.

Чисельне значення:

град.

Визначаємо нормальний модуль зачеплення за формулою:

(6.20)

де К_m, – допоміжний коефіцієнт; для косозубих передач дорівнює 5,8;

М₂ = М_кр ∙ – момент на веденій шестерні першого зубчастого зачеплення; чисельне значення:

М₂ = 106∙1,555 = 164,8 Н∙м;

– ділильний діаметр веденої шестерні:

; (6.21)

мм;

– допустиме напруження згину матеріалу шестерні з менш міцним зубом; =220,5 Н/мм.

Після підстановки значень розрахункових параметрів знаходимо модуль зачеплення (мм):

Отримане значення модуля округляють в більшу сторону до стандартного ряду; у нашому випадку приймаємоm_п= 3мм.

ККД коробки передач визначаємо за формулою:

, (6.22)

де ККД зубчастого зачеплення;

ККД підшипників;

(6.23)

де к і l – число відповідно циліндричних зубчастих пар і пар підшипників у коробці переміни передач, через які на даній передачі послідовно передається потужність; для легкових автомобілів і вантажних з одноступеневою головною передачею к = 2; l = 3.

Після підстановки значень параметрів знаходимо: