Общее передаточное число привода

U = ,

где Р_n – усилие на педали выключения муфты сцепления, Н.

Рабочий ход выжимного подшипника, мм

∆S = ∆f * U_p,

где ∆f – зазор между поверхностями трения

(для двухдисковой муфты ∆f = 0,5…0,75 мм,

для однодисковой ∆f = 1,25…1,5 мм);

U_р – передаточное число рычагов выключения муфты,

U_р = 5…7.

Передаточное число привода выключения муфты

U_пр =,

Полный ход выжимного подшипника, мм

S_пш = ∆S+(2.5…4.0)

Ход педали выключения муфты сцепления, мм

S_п = ∆S*U_пр

Свободный ход педали выключения

S_c = (2.5…4,0)*U_пр

Полный ход

S_п = S_пш*U_пр

14

Если полный ход педали выходит за указанные пределы из-за большого усилия пружин, в привод управления следует ввести усилитель.

3. ГЛАВНАЯ ПЕРЕДАЧА

В конструктивно-аналитической части представить в кратком изложении: классификацию главных передач; сравнительную характеристику различных типов главных передач; аргументированное обоснование целесообразности применения в трансмиссии автомобиля выбранного типа главной передачи.

3.1. Определение параметров главной передачи.

Исходные данные: передаточные числа U_оц и U_ок, определяемые из кинематического расчета трансмиссии, причем:

U₀ = U_ок * U_оц ,

где U_о – передаточное число главной передачи;

U_ок и U_оц – передаточные числа конической и цилиндрической пары зубчатых колес (рис. 1).

Расчет проводится по максимальному крутящему моменту

М_р = М_е^max * U^I_кп,

где U^I_кп – передаточное число коробки передач на первой передаче.

Исходя из заданного передаточного числа U_ок, подбираются числа зубьев шестерни Z₁ и колеса Z₂ такими, чтобы действительное передаточное число Z₂/Z₁ как можно меньше отличалось от заданного. В зависимости от U_ок выбирается одно из приведенных ниже значений Z₁.

U_ок……….2,5 3 4 5 6,8

Z₁ ……….15 12 9 7 6

15

Ориентировочная величина длины образующей начального конуса определяется по графику:

1 – для одинарных передач;

2 – для двойных передач.

L = 14 ,

Углы наклона винтовой линии для ведущей и ведомой шестерни определяются из соотношения:

= 1,3…1,5 ,

при этом задается γ₁ = 40˚.

Направление винтовой линии выбирается таким, чтобы осевое усилие ведущей шестерни было направлено от вершины конуса и отжимало ее от ведомой во избежание защемления.

Нормальный модуль зацепления из условия прочности зуба на изгиб:

m_n = ,

где Ψ – коэффициент длины зуба, Ψ = 0,25…0,35;

y – коэффициент формы зуба, y = 0,1;

[σ_u] – допускаемое напряжение, [σ_u] = 500 МПа.

Ширина зубчатых венцов

B = Ψ * L

Работоспособность конических шестерен оценивается удельным давлением

16

q = [q]_{доп ,}

где r_н - радиус начальных окружностей ведущей и ведомой

шестерен,

r_н = ;

[q]_доп – допускаемое удельное давление, [q]_доп = 180 МПа.

Геометрические параметры конического зацепления определяются по методике, изложенной в [2].

Число зубьев шестерен цилиндрической пары, отвечающее требуемому передаточному числу, межосевое расстояние определяются при конструктивной проработке главной передачи машины.

Модуль зацепления определяется из условия прочности зубьев на изгиб

m = ,

где φ – коэффициент длины зуба. Для прямозубых зубьев

φ = 4,4…7, для косых зубьев φ = 7…8,6.

Оценкой износостойкости служит удельная нагрузка на единицу длины зуба

р = ,

где Р – окружная сила, действующая в полюсе зацепления по

начальной окружности ведущей шестерни

в – длина зуба в = φ * m

17

Критическая удельная нагрузка не должна превышать 75 Н/мм.

Для цилиндрической пары используется косозубое зацепление. Направление зуба принимается таким, чтобы осевая сила на ведущей шестерне цилиндрической пары была направлена противоположно осевой силе, действующей на ведомом коническом колесе.

Межосевое расстояние уточняется по формуле:

А = ,

где m_т – торцовый модуль,

m_т = ;

β – угол наклона зуба в делительном цилиндре;

α_ст – угол станочного зацепления в торцовом сечении;

α_т – угол зацепления в торцовом сечении. При отсутствии

коррекции α_{ст =} α_т.

Геометрические размеры шестерен определяются по методике,

изложенной в [2].

Выбранные размеры проверяются на максимальные контактные напряжения

τ_к = 0,418,

где α – угол зацепления;

ρ₁,ρ₂ – радиусы кривизны поверхностей зубьев соответственно ведущей и ведомой шестерен.

ρ_{1 =} R₀ ΄ * sin α, ρ₂ = R₀˝ * sin α ,

R₀ ΄, R₀˝ - радиусы начальных окружностей шестерен.

18

При расчетах косозубых шестерен необходимо учитывать наклон зубьев. Вместо Р подставляют

Р΄ = ,

а вместо радиусов ρ₁ и ρ₂ величины

ρ₁ = R₀΄ ; ρ_{2 =} R₀˝ .

Допускаемое контактное напряжение [τ_к] = 1200…1500 МПа.

3.2. Расчет валов и подбор подшипников главной передачи. Расчет ведущего вала (рис. 2) начинается с определения окружного усилия, Н

Р₀ = ,

где r₁ = ,

m_ср = m_н -.

Осевое усилие на ведущей шестерне, Н

Q =