Заглавная страница Избранные статьи Случайная статья Познавательные статьи Новые добавления Обратная связь FAQ Написать работу КАТЕГОРИИ: АрхеологияБиология Генетика География Информатика История Логика Маркетинг Математика Менеджмент Механика Педагогика Религия Социология Технологии Физика Философия Финансы Химия Экология ТОП 10 на сайте Приготовление дезинфицирующих растворов различной концентрацииТехника нижней прямой подачи мяча. Франко-прусская война (причины и последствия) Организация работы процедурного кабинета Смысловое и механическое запоминание, их место и роль в усвоении знаний Коммуникативные барьеры и пути их преодоления Обработка изделий медицинского назначения многократного применения Образцы текста публицистического стиля Четыре типа изменения баланса Задачи с ответами для Всероссийской олимпиады по праву Мы поможем в написании ваших работ! ЗНАЕТЕ ЛИ ВЫ?
Влияние общества на человека
Приготовление дезинфицирующих растворов различной концентрации Практические работы по географии для 6 класса Организация работы процедурного кабинета Изменения в неживой природе осенью Уборка процедурного кабинета Сольфеджио. Все правила по сольфеджио Балочные системы. Определение реакций опор и моментов защемления |
Определение межосевого расстояния и параметров зубчатого зацепленияСодержание книги
Похожие статьи вашей тематики
Поиск на нашем сайте
Для трехвальных коробок передач (рис. 2.2.) межосевое расстояние определяют по формуле: (2.0)
Рисунок 2.2. – Схема сил, действующих в трехвальной коробке передач
где M д. max – максимальный крутящий момент двигателя, Нм; а – коэффициент, который принимают: для грузовых автомобилей, a =(17…21,5), для легковых автомобилей, а = (14,5…16). Кроме того, это расстояние связано с числом зубьев, модулем и наклоном зубьев: , (2.1) где m n – нормальный модуль; z 1 +z 2 = z 3 +z 4 – сумма чисел зубьев пар, находящихся в зацеплении; β – угол наклона зубьев, при включении первой передачи, когда модули обоих зубчатых значений равны. Принимаем z 1 = z 3, z 2 = z 4 и тогда при получаем , (2.2.) Нормальный модуль выбирают из ГОСТированного размерного ряда (см. приложение 6). Его значение зависит от передаваемого крутящего момента (таблица 2): Таблица 2.2. – Рекомендуемые модули зубчатых передач
Модуль на разных передачах может быть разным, на низших передачах модуль имеет более высокое значение. Угол наклона зубьев β = (25…40°) для легковых автомобилей и β = (20…25°) для грузовых автомобилей. По межосевому расстоянию, определяемому по формуле (2.0) (уточненное значение Ао следует выбрать по приложению 7) и модулю определяют сумму чисел зубьев пары из уравнения (2.1) (2.2.1.) Решая совместно систему из уравнений (2.2.) и (2.2.1.) находим числа зубьев z 1 и z 2. Как правило, в трехвальных коробках передач грузовых автомобилей (z l+ z 2) = 70 ± 15. Диаметр шестерни первой передачи, расположенной на промежуточном валу, выбирают минимальный. Минимальное число зубьев z1 и z3 составляет (12…17), при этом предпочтительнее нечетное число суммы зубьев. При выборе z1 и z3 с учетом типа зацепления следует использовать и приложение 8. Ширина венца зубчатого колеса зависит от передаваемого момента и от расстояния между осями валов. Приближенно ширину зубчатого колеса (мм) можно определить по соотношениям: b ≈ (5…8) m n = 7· 3,28=23 см (2.3)
Расчет валов коробки передач Наибольший диаметр (см) первичного вала трехвальной коробки передач определяется из соотношения: (2.5) где M дmax – максимальный крутящий момент двигателя (на входе в коробку передач), Н·м. Кроме того, наибольший диаметр (мм) ведущего и промежуточного валов и их длина связаны соотношением: , (2.6) где l пв – длина вала, мм. Диаметр (мм) ведомого и промежуточного валов предварительно можно определить из соотношения: (2.7) Длину (мм) ведомого вала рекомендуется определить по соотношению l в = d в/(0,18…0,21)=75,0/0,18 = 416,66 мм (2.8)
2.2.3. Расчет подшипники коробок передач.
В трехвальных коробках передач грузовых автомобилей применяют шарико- и роликоподшипники легкой и средней серий. При эскизном проектировании размеры (мм) подшипников можно выбирать в зависимости от межосевого расстояния A0 в соответствии со следующими соотношениями: задние подшипники первичного и вторичного валов
передний и задний подшипники промежуточного вала
Более точный выбор подшипников производится по динамической грузоподъемности в соответствии с ГОСТ 18865-82 по каталогу. Расчет сил, действующих на зубчатые колеса. В зубчатом зацеплении силы достигают наибольших значений при передаче максимального крутящего момента (при включении первой передачи) на шестерне z1 (при двухвальной коробке передач), на шестернях z1 и z3 (при трехвальной коробке передач). Определим силы на зубьях шестерни z1 (рисунок 2): окружную (2.9) осевую (при косозубых колесах) (2.10) радиальную (2.11) нормальную (2.12) Здесь αω – угол профиля зубьев, αω =200; β – угол наклона зубьев; - радиус делительной окружности шестерни ведущего вала. Определим силы на зубьях шестерни z3 трехвальной коробки передач при включении i-й, например, первой передачи: окружную (2.13) Здесь Ui = UI –передаточное число первой передачи; rωi – радиус делительной окружности шестерни z3 промежуточного вала: (2.14) осевую (при косозубых колесах) (2.15) радиальную (2.16) нормальную (2.17)
|
|||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
Последнее изменение этой страницы: 2016-04-26; просмотров: 758; Нарушение авторского права страницы; Мы поможем в написании вашей работы! infopedia.su Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. Обратная связь - 3.22.68.228 (0.007 с.) |