Расчётный крутящий момент,Нм

(2.5)

где - коэффициент запаса сцепления;

- максимальное значение крутящего момента двигателя, Нм;

- передаточное число первой передачи.

Напряжений кручения должны быть в пределах 100-300 МПа.

Угол закручивания вала, град., находят по выражению:

, (2.6)

где - модуль сдвига материала (для стали G =85 ГПа);

- полярный момент инерции сечения.

Для полого вала полярный момент инерции сечения

(2.7)

Угол закручивания не должен превышать на метр длины вала. В противном случае следует увеличить площадь поперечного сечения карданного вала или уменьшить его длину.

3 Расчёт главной передачи

После выбора и обоснования инструкции главной передачи составляют ее кинематическую схему, приведенную на рисунке 3.

Рисунок 3 - Кинематическая схема главной передачи автомобиля.

 

Расчётом определяют основные параметры и размеры конической пары шестерен (число зубьев, модуль, габаритные размеры).

Число зубьев шестерен находят, исходя из передаточного числа, определённого в тяговом расчёте, принятой кинематической схемы главной передачи и минимального числа зубьев ведущей шестерни. Обычно принимают (меньше значения – для грузовых автомобилей).

Если главная передача двойная, то задаются передаточным числом конической пары в пределах

(3.1)

 

Передаточное число пары цилиндрических шестерен определяют из условия:

, (3.2)

где - передаточное число главной передачи, определяемое в тяговом расчете.

Задавшись значением , находят число зубьев из условия:

, (3.3)

Модуль зубьев шестерен, мм по большому радиусу вычисляют по выражению:

, (3.4)

где - расчетный крутящий момент на ведущей шестерне, Нм;

- угол наклона спирали ведущей шестерни, обычно ;

– коэффициент формы зуба, находят из таблицы 1.1, исходя из приведенного числа зубьев

- число зубьев ведущей шестерни;

L – длина образующей конуса (L=90-150 мм);

, (3.5)

где - длина зуба, мм (обычно );

- напряжение изгиба зуба, =420-550 МПа (меньшее значение – при консольном креплении вала ведущей шестерни).

Приведенное число зубьев

, (3.6)

где - половина угла при вращении начального конуса ведущей шестерни. Для пары конических шестерен .

Прочность шестерни также оценивают по контактным напряжениям, МПа

, (3.7)

где P – условное окружное усилие, действующее на среднем радиусе, Н;

Е – модуль продольной упругости материала, ГПа;

- длина линии контакта зубьев, мм;

- угол зацепления, принимают ;

- радиусы эквивалентных цилиндрических шестерен, соответствующих ведущей и ведомой коническим шестерням.

Условное окружное усилие, Н

, (3.8)

где - расчетный крутящий момент, Нм

Длина линии контакта зубьев, мм

, (3.9)

где - средние радиусы начальных конусов, соответственно ведущей и ведомой шестерен, мм.

Радиусы эквивалентных цилиндрических шестерен, соответствующих ведущей и ведомой коническим шестерням, мм

 

, (3.10)

, (3.11)

где: ;

где - радиусы оснований начальных конусов соответствующих шестерен, мм

Контактные напряжения в зубьях не должны превышать 1000 МПа.

Для шестерен гипоидной главной передачи принимают углы наклона спирали зубьев ведущей шестерни в пределах , а для ведомой - для легковых автомобилей и грузовых автомобилей особо малой и малой грузоподъёмности и - для грузовых автомобилей средней, большой и особо большой грузоподъёмности.

 

Размеры шестерен определяют из условия

, (3.12)

где - диаметры начальных окружностей соответственно ведущей и ведомой шестерен, один из диаметров (обычно ) определяют по вычисленному значению модуля, а другой – находят из приведённого условия.

4 Расчёт рулевого привода

Рулевой привод должен обеспечить поворот управляемых колёс автомобиля на различные углы, значения которых (без учёта углов бокового увода шин) находится из зависимости:

, (4.1)

где М - расстояние между осями шкворней;

L -продольная база автомобиля.

Использование равнобокой трапеции - один из путей обеспечения требуемой зависимости. Схема рулевой трапеции приведена на рисунке 4.

Рисунок 4 - Схема рулевой трапеции