Составители:
Рубрика:
45
1. РАСЧЁТНЫЙ РЕЖИМ НАГРУЗКИ
Для выполнения проверочных расчётов деталей и узлов трансмиссии задают
один из расчётных режимов:
• по максимальному моменту двигателя
1вр
max
uTT
e
=
, (1.1)
где
р
T
– расчётный момент на валу трансмиссии, Н
⋅
м;
max
e
T
– максимальный
момент двигателя, Н
⋅
м;
в1
u
– передаточное число от первичного вала коробки
передач до рассматриваемого вала;
• по максимальному сцеплению ведущих колёс с дорогой
в.ккmaxсцр
urGT ϕ=
, (1.2)
где
сц
G
– нагрузка на ведущие колёса, Н;
max
ϕ
– максимальный коэффициент
сцепления шин с дорогой:
max
ϕ
= 0,8;
к
r
– радиус колеса, м;
в.к
u
– передаточноее
число от рассматриваемого вала до ведущего колеса;
• по максимальному динамическому моменту
в1maxр
uTT
=
, (1.3)
где
max
T
– максимальный динамический момент на первичном валу коробки
передач, Н
⋅
м.
Величину динамического момента вычисляют одним из способов:
а) в зависимости от передаточного числа трансмиссии [2]
max
сmax
β2
e
TT
=
при
20
т
≤
u
; (1.4)
ϕ
=
TT 35,1
max
при
50
т
≥
u
; (1.5)
( )
( )
302035,122
т
maxmax
max сс
−−β−β=
ϕ
uTTTT
ee
при
5020
т
<<
u
, (1.6)
где
т
u
– передаточное число трансмиссии;
с
β
– коэффициент запаса сцепления:
с
β
= 1,2...1,75 – для легковых автомобилей,
с
β
= 1,5...2,2 – для грузовых автомоби-
лей,
с
β
= 1,8...3,0 – для автомобилей повышенной и высокой проходимости;
ϕ
T
– крутящий момент на первичном валу коробки передач по сцеплению веду-
щих колёс с дорогой, Н
⋅
м;
ткmaxсц
urGT
ϕ=
ϕ
; (1.7)
max
дmax
К
e
TT =
, (1.8)
где
д
К
– коэффициент динамичности:
д
К
= 1,2...2,0 – для легковых автомобилей;
д
К
= 2,0...3,0 – для грузовых автомобилей;
д
К
= 2,5...3,0 – для автомобилей высо-
кой проходимости.
Особенности определения расчётного режима для некоторых узлов транс-
миссии изложены в соответствующих разделах указаний.
2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ АНАЛИЗ
ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
В редукторных механизмах трансмиссии применяют различные виды эволь-
вентных зубчатых передач: в планетарных и простых коробках передач, раздаточ-
ных коробках, двойных центральных главных передачах – цилиндрические пря-
мозубые и косозубые передачи; в главных передачах – гипоидные и конические
передачи с круговыми зубьями; в симметричных межосевых и межколёсных диф-
ференциалах и колёсных редукторах грузовых автомобилей – конические прямо-
зубые передачи.
Зубчатая передача состоит из двух колёс: меньшее колесо называют шестер-
ней, большее – колесом. Всем параметрам шестерни присваивают индекс 1, коле-
са – индекс 2.
При передаче крутящего момента в зацеплении возникают силы, используе-
мые для расчёта зубьев передач, валов, подшипников и других элементов меха-
низмов.
Силы в передачах определяют при условии, что зацепление однопарное,
отсутствует сила трения между поверхностями соприкасающихся зубьев, нормаль-
ная сила
n
F
приложена посередине зубчатого венца в полюсе зацепления П
(рис. 2.1).
2.1. Силы в прямозубой цилиндрической передаче
Нормальную силу
n
F
, перпендикулярную к профилю зуба, раскладывают на
две составляющие силы (см. рис. 2.1):
окружная сила
2211
22
wwt
dTdTF
==
; (2.1)
радиальная сила
wtr
FF
α=
tg
, (2.2)
