Файл: Полноприводный легковой автомобиль 2го.docx

График топливной экономичности в приложение А, рисунок А10.

2. 
   Кинематические, динамические и нагрузочные расчёты
   
   1. 
      Расчёт передаточных чисел раздаточной коробки
      

Передаточное число низшей передачи найдём исходя из минимальной скорости автомобиля, =3,1 км/час=0,86 м/с, [4]:



Для соосных трехвальных коробок с двумя степенями свободы и неразветвленным силовым потоком межосевое расстояние , рассчитываем по формуле [4]:

---

Нормальный модуль зубчатых колёс для легковых автомобилей среднего класса.

Для повышения прочности зуба и уменьшения шума угол наклона линии зуба выбираем равным 20…25 , для легковых автомобилей с трёхвальной и двухвальной коробкой.

После того как выбраны и , необходимо определить

суммарное число зубьев зубчатой пары.

Определим предварительный угол наклона линии зубьев:

(3.47)

.


Находим предварительное суммарное число зубьев:


(3.48)

.


Определяем уточнённое значение угла наклона зубьев:


(3.49)

.

3. 
   Определим числа зубьев зубчатых колёс
   

---

Число зубьев ведущей шестерни понижающей передачи принимаем равной =29, рассчитаем зубья колеса понижающей передачи на промежуточном валу.
. (3.50)

Найдём передаточное число зубчатой пары первой передачи:

. (3.51)


Принимаем число зубьев шестерни повышающей передачи равной

=39, тогда:

,

,


Исходя из найдём передаточное число в зацепление колеса и шестерни на ведущем валу.
.
Найдём число зубьев шестерни на ведущем валу:

;

,

,

.

4. 1   2   3   4   5   6   7   8   9   10   ...   17

---

Расчёт параметров зубчатых колёс

Основные параметры определяются для каждого колеса раздаточной коробки [4].

Диаметр делительной окружности:

(3.52)

где - стандартный модуль, мм; Диаметр окружности выступов:
(3.53)

Диаметр окружности впадин:

(3.54)

Межосевое расстояние определяется для каждой пары валов по формуле [2]:

(3.55)


где - делительные диаметры шестерни и колеса соответственно, мм.

Высота зуба:

. (3.56)

Высота ножки зуба:

. (3.57)

Шаг зубьев [4]:

(3.58)

Полученные данные сведём в таблицу 3.11. Таблица 3.11

№ колеса	z	m	d
1	29	2,75	78	82	71	20	95
2	42		110	104	96
3	39		114	108	102		95
4	32		85	82	75
5	47		130	124	118		107

---

5. 
   Расчёт допускаемых напряжений зубчатых передач
   
   1. 
      Расчёт допускаемого напряжения изгиба
      

(3.59)
где - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов, принимаем вид термообработки и марки стали: нормализация или улучшение сталей-40Х. Твёрдость зубьев на поверхности

217…250 НВ, в сердцевине 250…280 НВ, =1,35НВ +100, принимаем НВ

=250, тогда :

=1,35НВ+100=1,35 250+100=437,5мПа (3.60)


– коэффициент безопасности, (1,7…2,2);
-коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки на зубья, при одностороннем действие =1;

-коэффициент, долговечности, при постоянном режиме работы,


.

2. 
   Расчёт допускаемых контактных напряжений
   

(3.61)


где -предел контактной усталости поверхностей зубьев, мПа. Нормализация или улучшение сталей мПА;
=2 , (3.62)

-коэффициент безопасности, принимаем равным 1,1;

-коэффициент, учитывающий шероховатость сопряжённых поверхностей зубьев;

коэффициент, учитывающий окружную скорость передачи; при приближённом расчёте принимаем

---