; Р х1 = P 1 tg ОІ 1 ; Р х2 = P 2 tg ОІ 2 ;
Р х1 = М до max u п.З / r П‰ 1 ; Р х2 = М до max u п . з / r П‰ 2 < i>.
де u п.З - передавальне число пари постійного зачеплення; r П‰ 1 і r П‰ < sub> 2 - радіуси ділильних кіл коліс проміжного вала.
З рівності осьових сил знаходимо
tgОІ 1 /tgОІ 2 = r П‰ 1 /r П‰ 2 .
Якщо модулі обох зубчастих коліс однакові, то
tgОІ 1 /tgОІ 2 = z 1 /z 2 .
Повністю врівноважити осьові сили вдається практично не завжди, оскільки кут нахилу зубів залежить від нормального модуля і відстані між осями валів. У цьому випадку підшипники повинні бути розраховані на сприйняття неврівноваженою осьовий сили.
На міцність зубчасті передачі розраховують відповідно до ГОСТ 21354-87.
Матеріалом зубчастих коліс служать леговані стали:
- цементуемие - 12ХН3А, 20ХН3А, 18ХГТ, 30ХГТ, 20ХГР та ін (глибина цементуемие шару 0,8 ... 1,5 мм);
- ціаніруемие - 35Х, 40Х, 40ХА і ін (глибина ціаніруемого шару 0,2 ... 0,4 мм);
- гартувати ТВЧ - 45, 55П.
Твердість поверхні зуба 57 ... 64 HRC е , серцевини 30 ... 46 HRC е . Для цих матеріалів допустиме напруга вигину Пѓ FP = 700 ... 800 МПа; допустима контактна напруга Пѓ HP = 1000 ... 1200.
Вали. Вали коробок передач сприймають скручують і згинальні навантаження. Крім того, вони повинні бути досить жорсткими, щоб їх прогин не викликав перекосу зубчастих коліс, що знаходяться в зачепленні. Послідовність визначення напружень у валах: у трехвальних коробках передач - ведений, проміжний вал, ведучий вал; в двохвальним коробках передач розрахунок можна починати з будь-якого з валів. Користуючись схемою, визначають сили, що діють на зубчасті колеса на всіх передачах, за формулами, наведеними вище. Потім для кожної передачі знаходять реакції в опорах. Після цього будують епюри моментів і визначають найбільший згинальний і крутний моменти.
Результуюче напруга
,
де d в. o - діаметр валу в небезпечному перерізі.
шлицованной вал розраховують по внутрішньому діаметру.
Жорсткість валів визначається за їх прогину. Сили P х l і P Rl дають прогин f в валів в плоскості, в якій лежать осі валів, сила Р 1 дає прогин в перпендикулярній площині. Прогин валу в кожній площині повинен лежати в межах 0,05 ... 0,1 мм. Повний прогин
, f п ≤ 0,2 мм.
Вали повинні володіти достатньою жорсткістю, тому напруги в них невисокі (200 ... 400 МПа). p> Шліци валів перевіряють на зминання [П„ см ] = 200 МПа.
Для виготовлення валів застосовують зазвичай ті ж матеріали, що і для зубчастих коліс.
Довговічність підшипників. Критерієм оцінки експлуатаційних властивостей підшипників є базова довговічність, відповідна 90%-ної надійності.
Для визначення довговічності підшипника необхідно мати такі дані: радіальні і осьові сили, що діють на підшипник на кожній передачі; ресурс коробки передач до капітального ремонту (в кілометрах пробігу автомобіля або годинах); середню технічну швидкість руху; розподіл пробігу на передачах.
Однак при розрахунку підшипника на довговічність в цих формулах замість максимального значення крутного моменту двигуна М до m ах слід приймати розрахункову величину крутного моменту аМ ктах (де а - коефіцієнт використання крутного моменту). Цей коефіцієнт залежить від ставлення потужності двигуна до ваги автомобіля і може бути визначений за емпіричною формулою:
а = 0,96 - 0,136 в€™ 10 -2 + 0,41 в€™ 10 -6 N 2 уд ,
де N уд - питома потужність, Вт/Н.
Базова довговічність підшипника визначається відповідно до ГОСТ 18865-82 по ресурсу (У млн. оборотів)
L 10 = (C/P) n
де З - динамічна вантажопідйомність підшипника (визначають за каталогом), Р - еквівалентна динамічна навантаження; ...
