Обоснование выбора исходных параметров автомобиля ЗИЛ-130 и его технико-экономические показатели. Страница 4

дуль прямозубых шестерен первой передачи и заднего хода т = 4,25 мм. Такое допущение необходимо для подбора пере­даточных 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 должен быть
где h и iv — передаточные числа соответственно первой и пя­той (прямой) передач. Диапазон передаточных чисел коробки передач для автомобиля с карбюраторным двигателем обычно разбивают в соответствии с законом геометрической прогрессии, знамена­тель которой опредляют по формуле
d = М "Do,
где п — число передач.
Для проектируемой коробки передач d = 1,65. Передаточное число п-й передачи
Разбивка диапазона передаточных чисел должна сочетать­ся с уточнением межосевого расстояния и определения изги­бающих напряжений в зубьях шестерен. Так, при назначении числа зубьев шестерен первой передачи (zQ =13; г5 = 45, см. рис. 7) окончательно определилось межосевое расстояние коробки передач
л==т(г9 + г5)^ 123 25 ^ 2
Число зуОьев ведущей шестерни г9 = 13 выбрано минималь­но возможным из условия нарезания их без подреза. Число зубьев шестерен 1 и 15 привода промежуточного вала находим подбором. Первоначально при т = 3,5 мм они составляли zx = = 20 и г\ь = 44. Равенство межосевых расстояний косозубых и прямозубых пар при выбранных модулях и числах зубьев обеспечивается соответствующим углом наклона зубьев к оси шестерни. Для коробки пер дач автомобиля ЗИЛ-130 этот угол равен 24°40'15".
Проверочный расчет шестерен привода промежуточного вала на изгиб показал, что напряжения изгиба в зубьях шестер­ни 15 велики (аи = 23,9 кгс/мм2).
Используя метод угловой коррекции, т. е. сохраняя выбран­ное межосевое расстояние   и изменяя число зубьев ведомой
шестерни на zi5 = 43, получили окончательные параметры шестерен привода промежуточного вала.
Число зубьев шестерен второй, третьей и четвертой передач зависит от диаметров шеек промежуточного вала, которые стре­мились сделать больше, чтобы увеличить жесткость вала.
После учета перечисленных выше соображений окончатель­но для коробки передач автомобиля ЗИЛ-130 были приняты следующие передаточные числа: h = 7,44;  = 4,10; Гщ = 2,29; iiv = 1,47; ty = 1 и i3mX = 7,09. При этом числа зубьев шестерен
Рис. 7. Схема коробки передач:
1 н 15 — шестерни привода промежу­точного вала; 2 и 14 — шестерни чет­вертой передачи; 3 а 13 — шестерни третьей передачи; 4 и 10 — шестерин второй передачи; 5 — шестерня пер­вой передачи и заднего хода; 6 — вторичный вал; 7 — промежуточный вал; 8 — шестерня заднего хода про­межуточного вала; 9 — шестерня пер­вой передачи; // — ведущая шестер­ня блока шестерен заднего хода; 12 — ведомая шестерня блока шесте­рен заднего хода; 16 — первичный вал

15     1*     13 12
имеют значения (индексы соответствуют номеру шестерни на рис. 7): zx = 20; z2 = 26; z3 = 33; г4 = 42; z9 = 13; z8 = 20; zu = 15; Zis = 43; г14 = 38; z,3 = 31; гш = 22; г5 = 45; г12 = 22.
Расчет зубьев шестерен на прочность
Известны разные методики расчета зубьев шестерен на изгиб при постоянной нагрузке. Трансмиссия автомобиля работает в условиях переменных нагрузок, следовательно, эти методики применительно к шестерням трансмиссии автомобиля дают условные результаты и могут быть использованы в ос­новном для сравнительных расчетов. Поэтому усложнение расчетных формул с целью получения максимально точных результатов нецелесообразно. В основу принятой на заводе методики расчета положена известная формула Льюиса для определения напряжения изгиба зуба
где PR— окружная сила;
у  коэффициент формы зуба; b — ширина зубчатого венца; £д — шаг по делительному цилиндру. После преобразования формулы (2) и введения в знамена­тель коэффициента, учитывающего   одновременность работы зубьев и равного 0,8 тк (где тк — среднее число зубьев, нахо­дящихся одновременно в зацеплении),  получаем выражения, удобные для практических сравнительных  расчетов  и позво­ляющие быстро с достаточной точностью определять изгибаю­щие напряжения в зубьях (в кгс/мм2): для ведущей шестерни
0,796ЛУ"0,97" 1000 Ои =-£--;
fnsmnzxyxbxxK
для ведомой шестерни
а — 0,796ЛМ0197"1000 " fnsmnzly2b2rK
где       i — передаточное число силовой передачи, предшест­вующей рассчитываемой паре шестерен; п — число пар шестерен силовой передачи, предшест­вующих рассчитываемой паре шестерен; ms — модуль в торцовом сечении; тп — модуль в нормальном сечении; Z\ — число зубьев ведущей шестерни; У\ и г/2—коэффициенты формы зуба (здесь и далее индек­сы 1 и 2 относятся к параметрам, характеризующим соответственно ведущую и ведомую шестерню); Ъх и Ь2 — ширина зубчатых венцов.
Для коррегированных зубьев коэффициент формы зуба
yK = y(l + ^m^a°'),
где у — коэффициент формы зуба для зацепления без коррек­ции, определяемый в зависимости от числа зубьев по графику на рис. 8; \п — коэффициент смещения  инструмента   (In'^n смеще­ние инструмента); oos профильный угол инструмента в торцовой плоскости. Для косозубых шестерен коэффициент у определяют в за­висимости от приведенного числа зубьев
1     cos3 р '      *     cos3 р
где р угол наклона винтовой линии зуба   на делительном цилиндре к оси вращения шестерни в градусах.
Среднее число зубьев, находящихся одновременно в зацеп­лении:
2 el
roi+l/ #е2 —'
+i4sinas
5 | ь tg p
ят5 cos a0s
ГДе И /?е2
Л)1   и г02
радиусы окружностей головок шестерен; радиусы основных окружностей шестерен; угол зацепления пары шестерен   в торцовой плоскости.
У 0,15
W од
OJ0 Ц08 Ц06 ОМ
1^


1 A B C D E F G H I J K L M N O P Q R S T U V W X Y Z 
А Б В Г Д Е Ж З И К Л М Н О П Р С Т У Ф Х Ц Ч Ш Щ Э Ю Я