Файл: Бухарин Н.А. Автомобили. Конструкции, нагрузочные режимы, рабочие процессы, прочность агрегатов автомобиля учеб. пособие.pdf

где ЛГ,_і — число циклов, вычисленное по кривой усталости, после повреждений на (і — 1 )-й ступени, соответствующее ампли­ туде і-й ступени.

где ѵг — коэффициент вариации предела выносливости.

По величине квантиля, пользуясь методами теории вероят­

Схема сил, действующих на валы коробки передач с неподвиж­ ными осями, показана на рис. VI. 14, а.

Окружные силы Р[, действующие в горизонтальной плоскости, определяются формулой (VI. 13). В вертикальной плоскости (в пло­

'По известным формулам статики и сопротивления материалов определяются составляющие” опорных реакций А в, Вв в верти­

156

кальной плоскости zox и А г, Вг в горизонтальной плоскости хоу. При расчете вал рассматривается как балка, лежащая на опо­ рах — подшипниках. В коробках передач применяют одноряд­ ные подшипники качения или двухрядные самоустанавливающиеся. Поэтому опоры можно считать шарнирными.

Напряжения от изгиба и кручения в опасном сечении вала вычисляются по формулам:

где М» — ~\fМ\ + М \ — результирующий изгибающий момент;

Мг— изгибающий момент в горизонтальной плоскости; М в— из­ гибающий момент в вертикальной плоскости; Мк — крутящий момент; \Ѵп— момент сопротивления при изгибе; WK— момент сопротивления при кручении.

Напряжениями растяжения (сжатия) от осевых сил пренебре­ гают.

При определении статической прочности напряжения опре­ деляют при действии максимального крутящего момента.

поломки не наблюдаются, так как большие запасы прочности по пределу текучести обеспечивают усталостную прочность.

Валы планетарных коробок передач рассчитывают на круче­ ние. Изгиб может иметь место при установке на валу ленточного

передач под нагрузкой. Прогиб валов в плоскости их осей (zox) приводит к увеличению межцентрового расстояния и уменьшению

где fi и / 2— прогибы валов под шестернями 1 и 2.

Суменьшением степени перекрытия возрастают напряжения

взубьях.

Допустимое значение прогибов определяется из условия, чтобы при максимальном крутящем моменте коэффициент пере­ крытия был больше единицы. В выполненных конструкциях максимальные прогибы не превосходят 0 , 1 мм.

157

Рис. VI. 14. Схема сил, действующих на шестерни коробки передач (а), и прогиба валов (б)

158

Сумма углов наклона сечений валов под сопряженными шестер­ нями определяет угол их относительного перекоса. Например

где уз и у4 — углы наклона сечений валов соответственно под шестернями 3 и 4.

Перекос шестерен возникает как в плоскости валов, так и во взаимно перпендикулярной плоскости ход. Он приводит к нерав­ номерному распределению нагрузки по длине зубьев и к снижению их прочности.

Прогиб первичного вала в плоскости zox определяется форму­

Для повышения жесткости подшипник С располагают возможно ближе к шестерне, уменьшая тем самым консоль Ьъ вал изго­ тавливают за одно целое с шестерней, а направление осевой силы Q1 принимают в сторону двигателя.

Прогиб вторичного вала в плоскости zox под шестерней 4 определяется формулой:

Для уменьшения прогиба вала более нагруженные шестерни низших передач располагают ближе к задней опоре, а направле­ ние осевых сил принимают от двигателя.

Уменьшение углов перекоса шестерен достигается также установкой их на валу без промежуточных втулок и подшипни­ ков с минимальными зазорами.

П о д ш и п н и к и коробок передач подбирают по коэффи­ циенту работоспособности, исходя из среднего нагрузочного режима; они должны обеспечивать требуемую долговечность при минимальных габаритных размерах. В некоторых случаях раз­ меры увеличивают по конструктивным соображениям, например условия сборки узла или повышения его жесткости.

159

Как правило, подшипники устанавливают непосредственно в расточках картера, вставные стаканы применяют, когда картер изготовляется из легких сплавов или когда толщина его стенок меньше ширины подшипниковых колец. Допуск на межосевое

щий неодинаковое влияние на долговечность подшипника ради­ альной и осевой нагрузок.

Коэффициент приведения т зависит от типа и размеров под­ шипника и определяется по справочникам и каталогам.

У шариковых радиально-упорных п роликовых конических подшипников под действием радиальной нагрузки А возникает осевая составляющая S, разгружающая их в осевом направлении,

При определении статической нагрузки на подшипник расчет ведут по максимальному крутящему моменту, а при расчете долго­ вечности — по среднему эксплуатационному значению, которое определяется по формуле

Мэ — Мттах,

где 6М— коэффициент использования крутящего момента. Коэффициент использования крутящего момента зависит от

удельной мощности автомобиля и определяется формулой

Ьн = 0,96 — 0,136 • 10-2УѴуд+ 0,41 • КГ6 УуД,

где Nyд— удельная мощность, Вт/Н.

Подшипники трансмиссии работают при переменном числе оборотов и переменных нагрузках. Поэтому расчет ведется на эквивалентную нагрузку и эквивалентное число оборотов.

Величина эквивалентной нагрузки определяется формулой

R3Ka = 3'3у/Г«lßi^nf3 + a 2ß2/?nf + • • • + a,$nR l f , (VI.31)

160