5.1.3. Расчет кинематики дифференциала

По эмпирическим соображениям R_e^*=40 мм

Число сателлитов n_c=2;

Число зубьев сателлитов z_c=10;

Число зубьев короны z_к=14;

Внешний модуль определяется по формуле:

_{Ширина зубчатого венца}

_{Принимаем b=14 мм}

_{Средний радиус колес:}

_{Rm*=Re*-0,5·b=33 мм.}

5.2. Расчет нагруженности элементов трансмиссии

5.2.1. Выбор нагрузочного режима трансмиссии

При выборе нагрузочного режима для расчета долговечности и прочности использована методика определения нагрузочного режима для трансмиссии [2].

При этом определялись:

Удельная окружная сила на колесах:

где U_i – передаточное число i-ой передачи в коробке передач.

Средняя удельная окружная сила на колесах на i-ой передаче:

где _ - удельное сопротивление дороги, _=;

_bmi - среднее удельное сопротивление воздуха;

_ami - среднее удельное сопротивление разгону.

где V_mi – средняя скорость автомобиля на i-ой передаче:

А – коэффициент, А=0,02 (по табл. 1.4 [2]).

где В=0,2 – коэффициент по табл. 1.4 [2].

Результаты расчета сведены в таблице 5.3.

Таблица 5.2.1

Номер				Vmax i,
передачи	Ui	γpi	γΨ	^км/ч	γb m i	γ a m i	γ m i	γpi/γ m i
1	4,71	0,213	0,018	31,710	0,000014	0,039	0,057	3,735
2	3,14	0,142	0,018	47,565	0,000048	0,025	0,043	3,314
3	2,11	0,095	0,018	70,784	0,000158	0,015	0,034	2,838
4	1,67	0,075	0,018	89,434	0,000319	0,011	0,030	2,536
5	1,29	0,058	0,018	115,778	0,000692	0,008	0,027	2,190
6	1	0,045	0,018	149,354	0,001486	0,005	0,025	1,835
7	0,84	0,038	0,018	177,802	0,002507	0,003	0,024	1,582
8	0,67	0,030	0,018	222,916	0,004940	0,001	0,024	1,240
З.х.	3,32	0,150	0,018	44,986	0,000041	0,026	0,044	3,376

По графикам на рис. 1.19 [2] и 1.18 [2] по соотношению _pi/_mi определим коэффициенты пробега, значения которых представлены в табл. 5.4.

5.2.2. Расчет по контактным напряжениям

–полусумма углов наклона зуба шестерни и колеса;

b_w – ширина зубчатого венца b_w=28 мм;

Коэффициент торцевого перекрытия для гипоидной передачи при числе зубьев шестерни Z₁=11 _а приблизительно равен 1,07 [2].

Коэффициент контактного напряжения:

Коэффициент, учитывающий осевое перекрытие зубчатых колес (по графику на рис. 2.3б [2]):

Коэффициент осевого перекрытия:

Коэффициент, учитывающий повышение интенсивности нагрузки на наклонных контактных линиях:

Коэффициент, учитывающий неточность распределения нагрузки между зубьями:

Коэффициент, учитывающий влияние точности изготовления зубчатой передачи:

Коэффициент, учитывающий влияние приработки зубьев в процессе эксплуатации:

K_н=0,8 (по табл. 2.4 [2]).

Коэффициент, учитывающий влияние упругих деформаций валов передачи под нагрузкой:

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, обусловленную погрешностями зубчатых колес (по графику на рис. 2.6 [2]):

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, обусловленную воздействием звеньев внешних по отношению к зубчатой передаче (по графику на рис. 2.6 [2]):

Коэффициент, учитывающий влияние динамических нагрузок при расчете зубчатых колес на выносливость по напряжениям изгиба:

Коэффициент, учитывающий влияние динамических нагрузок:

Параметр расчетного контактного напряжения [10]:

Значения П_Н для каждой передачи приведены в табл. 6.2.

Коэффициент, учитывающий влияние шероховатости активной поверхности зубьев:

Z_r=1.

Параметр предела контактной выносливости для материала колес сталь 20Х2Н4А:

П_Нlim=21 МПа.

Параметр контактных напряжений при базовом числе циклов:

Так как П_Н<0,9П_HPO у колеса на первой передаче, то определим долговечность гипоидной передачи.