Файл: Шасси автомобиля ЗИЛ-130. Практика проектирования, испытаний и доводки.pdf

Сборка коробки передач должна состоять из простейших операций и при этом не должны требоваться добавочные регу­ лировки.

РАСЧЕТ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ

Определение основных параметров

Габаритиые размеры и масса проектируемой (любой) ко­ робки передач зависят от выбранного (определенного) меж­ осевого расстояния. Ориентировочно межосевое расстояние определяют по эмпирической зависимости (в мм)

конструкций коробок передач и, сравнивая проектируемую коробку передач с аналогичными существующими, задаются

собственной массы коробки передач), коэффициент К ориенти­ ровочно приняли равным 35,5. Тогда межосевое расстояние А — 122,25 мм.

На основании опыта проектирования и статистических данных модуль косозубых шестерен, находящихся в постоянном зацеп­ лении, был принят тп = 3,5 мм (в нормальном сечении), а мо­

39

дуль прямозубых шестерен первой передачи и заднего хода т = 4,25 мм. Такое допущение необходимо для подбора пере­ даточных чисел при условии, что коробка передач является соосным редуктором. Передаточные числа коробки передач зависят от ее диапазона передаточных чисел.

Тяговый расчет проектируемого автомобиля показал, что

Диапазон передаточных чисел коробки передач для автомобиля с карбюраторным двигателем обычно разбивают в соответствии с законом геометрической прогрессии, знамена­ тель которой опредляют по формуле

зубьев шестерен 1 и 15 привода промежуточного вала находим подбором. Первоначально при in = 3,5 мм они составляли z, = = 20 и 2 ) 5 = 44. Равенство межосевых расстояний косозубых

и прямозубых пар при выбранных модулях и числах зубьев обеспечивается соответствующим углом наклона зубьев к оси шестерни. Для коробки пердач автомобиля ЗИЛ-130 этот угол равен 24°40Ч5//.

Проверочный расчет шестерен привода промежуточного вала на изгиб показал, что напряжения изгиба в зубьях шестер­ ни 15 велики (ни = 23,9 кгс/мм2).

Используя метод угловой коррекции, т. е. сохраняя выбран­ ное межосевое расстояние и изменяя число зубьев ведомой

40

шестерни на Z| 5 = 43, получили окончательные параметры

шестерен привода промежуточного.вала.

Число зубьев шестерен второй, третьей и четвертой передач зависит от диаметров шеек промежуточного вала, которые стре­ мились сделать больше, чтобы увеличить жесткость вала.

После учета перечисленных выше соображений окончатель­

Рис. 7. Схема коробки передач:

изгиб при постоянной нагрузке. Трансмиссия автомобиля работает в условиях переменных нагрузок, следовательно, эти методики применительно к шестерням трансмиссии автомобиля

результатов нецелесообразно. В основу принятой на заводе методики расчета положена известная формула Льюиса для определения напряжения изгиба зуба

4l

где Рд — окружная сила; у — коэффициент формы зуба;

b — ширина зубчатого венца;

tn— шаг по делительному цилиндру.

После преобразования формулы (2 ) и введения в знамена­

тель коэффициента, учитывающего одновременность работы зубьев и равного 0 , 8 тк (где т,; — среднее число зубьев, нахо­

дящихся одновременно в зацеплении), получаем выражения,

где і — передаточное число силовой передачи, предшест­ вующей рассчитываемой паре шестерен;

п— число пар шестерен силовой передачи, предшест­ вующих рассчитываемой паре шестерен;

ms — модуль в торцовом сечении; тп — модуль в нормальном сечении;

Zi — число зубьев ведущей шестерни;

у\ и у2— коэффициенты формы зуба (здесь и далее индек­ сы 1 н 2 относятся к параметрам, характеризующим

соответственно ведущую и ведомую шестерню); bI и Ь2 — ширина зубчатых венцов.

Для коррегированны.х зубьев коэффициент формы зуба

Ук = У( 1 + 4Ьі'Ппtg ct0s

где ß — угол наклона винтовой линии зуба на делительном цилиндре к оси вращения шестерни в градусах.

42