Курсовая работа: Анализ конструкции и методика расчета автомобиля ВАЗ-2108

m_n , мм . . . 3,76...4,25 4,26...4,5 4,6...6

Во многих коробках передач нормальный модуль зубчатых колес не одинаков на всех передачах; на низших передачах нормальный модуль имеет более высокое значение.

Угол наклона зубьев β = 25...40° для легковых автомобилей и β = 20...25° для грузовых автомобилей.

Рисунок 9. Схема сил, действующих на зубчатые колеса промежуточного вала коробки передач

Исходя из равенства осевых сил,

Р_х1 = Р_х2 ; Р_х1 = P ₁ tg β ₁ ; Р_х2 = P ₂ tg β ₂ ;

Р_х1 = М_{к max} u _п.з / r_{ω 1} ; Р_х2 = М_{к max} u _п.з / r_{ω 2} .

где u_п.з — передаточное число пары постоянного зацепления; r_{ω 1} иr_{ω 2} — радиусы делительных окружностей колес промежуточного вала.

Из равенства осевых сил находим

tgβ₁ / tgβ₂ = r_{ω 1} / r_{ω 2} .

Если модули обоих зубчатых колес одинаковы, то

tgβ₁ / tgβ₂ = z₁ / z₂ .

Полностью уравновесить осевые силы удается практически не всегда, так как угол наклона зубьев зависит от нормального модуля и расстояния между осями валов. В этом случае подшипники должны быть рассчитаны на восприятие неуравновешенной осевой силы.

На прочность зубчатые передачи рассчитывают в соответствии с ГОСТ 21354—87.

Материалом зубчатых колес служат легированные стали:

- цементуемые — 12ХН3А, 20ХН3А, 18ХГТ, 30ХГТ, 20ХГР и др. (глубина цементуемого слоя 0,8...1,5 мм);

- цианируемые — 35Х, 40Х, 40ХА и др. (глубина цианируемого слоя 0,2...0,4 мм);

- закаливаемые ТВЧ — 45, 55П.

Твердость поверхности зуба 57...64 HRC_э , сердцевины 30...46 HRC_э . Для этих материалов допускаемое напряжение изгиба σ_FP = 700...800 МПа; допускаемое контактное напряжение σ_HP = 1000...1200.

Валы. Валы коробок передач воспринимают скручивающие и изгибающие нагрузки. Кроме того, они должны быть достаточно жесткими, чтобы их прогиб не вызывал перекоса зубчатых колес, находящихся в зацеплении. Последовательность определения напряжений в валах: в трехвальных коробках передач — ведомый, промежуточный вал, ведущий вал; в двухвальных коробках передач расчет можно начинать с любого из валов. Пользуясь схемой, определяют силы, действующие на зубчатые колеса на всех передачах, по формулам, приведенным выше. Затем для каждой передачи находят реакции в опорах. После этого строят эпюры моментов и определяют наибольший изгибающий и крутящий моменты.

Результирующее напряжение

,

где d_{в. o} — диаметр вала в опасном сечении.

Шлицованный вал рассчитывают по внутреннему диаметру.

Жесткость валов определяется по их прогибу. Силы P _{х l} и P_Rl дают прогиб f _в валов в плоскости, в которой лежат оси валов, сила Р ₁ дает прогиб в перпендикулярной плоскости. Прогиб вала в каждой плоскости должен лежать в пределах 0,05...0,1 мм. Полный прогиб

, f_п ≤0,2 мм.

Валы должны обладать достаточной жесткостью, поэтому напряжения в них невысокие (200...400 МПа).

Шлицы валов проверяют на смятие [τ_см ]=200 МПа.