Розробка трансмісії (коробки передач) міського автобусу 5 класу

Размещено на http://www.allbest.ru/

Зміст

Вступ

1 Аналіз і обґрунтовування параметрів автомобіля та автомобілів аналогів

1.1 Аналіз автомобілів аналогів

1.2 Основні переваги АКП

2 Обґрунтовування і опис кінематичної схеми коробки передач

2.1 Опис кінематичної схеми

2.2 Вибір основних вагових і геометричних параметрів

2.3 Визначення потужності двигуна і його зовнішньої швидкісної характеристики

2.4 Визначення передавальних чисел трансмісії

3 Розрахунок тягово-швидкісних властивостей автобуса та коробки передач

3.1 Розрахунок тягово-швидкісних властивостей

3.2 Геометричні розміри пари зубчатих коліс постійного зачеплення

3.3 Розрахунок пари зубчатих коліс постійного зачіпляє на утомленість

3.4 Розрахунок пари зубчатих коліс постійного зачіпляє на міцність

3.5 Розрахунок проміжного валу

3.6 Розрахунок підшипників

3.7 Розрахунок синхронізатора

4 Технологічна частина

4.1 Відновлення шестерні п'ятої передачі

4.2 Технологічний маршрут, вибір устаткування і технологічного устаткування

4.3 Проектування заготівки

4.4 Технологічна підготовка операцій

4.4.1 Розрахунок токарної операції з ЧПК

4.4.2 Розрахунок зубофрезерної операції

4.4.3 Розрахунок шліфувальної операції

4.4.4 Основні параметри різання при шліфуванні

5 Планування авторемонтного підприємства та дільниці для відновлення агрегатів

5.1 Характеристика авторемонтного підприємства

5.2 Характеристика ділянки

5.3 Виробнича програма

5.4. Розрахунок і підбирання обладнання

5.5 Склад робітників

5.6 Розрахунок площі ділянки

5.7 Будівельні вимоги

5.8 Енергетика

6 Охорона праці та протипожежна безпека

6.1 Загальні положення

6.2 Техніка безпеки

6.3 Виробнича санітарія

6.4 Пожежна безпека

7 Оцінка економічної ефективності дільниці

7.1 Визначення числа основних виробничих робітників

7.2 Загальний річний фонд заробітної платні працівників

7.3 Визначення вартості основних фондів

8 Цивільна оборона

8.1 Основні напрямки та шляхи підвищення стійкості функціонування об'єктів в умовах надзвичайних ситуацій

8.2 Шляхи підвищення стійкості функціонування найбільш важливих видів технічних систем і об'єктів

8.3 Оцінка інженерного захисту працівників об'єкту

Висновки

Список використаних джерел

Вступ

В даний час на території України знаходяться в експлуатації автобуси малого, середнього і великого класу. Автобуси поділяються по класу призначення, а саме: міські, приміські, міжміські (туристичні) і міжнародні "люкс". Автобуси поділяються на класи по таких параметрах, як загальна пасажировмісність, кількість сидячих місць, довжина автобуса, об'єм двигуна.

По дорогах України експлуатуються автобуси таких відомих фірм, як IKARUS (Угорщина), KAROSA (Чехія), AUTOSAN (Польща), NEOPLAN (Німеччина), AЗIA (Південна Корея) і ін., а також автобуси виробництва країн СНД, такі як ЛАЗ (Україна), ДНІПРО (Україна), ТУР (Україна), ЛіАЗ (Росія), ПАЗ (Росія), КавЗ (Росія), ГАЗ (Росія), МАРЗ (Росія), ЗИЛ (Росія), МАЗ (республіка Бєларусь), УАЗ (Росія), ФОРД (США), КІА (Корея), РАФ (Прибалтика), ФОЛЬКСВАГЕН (Німеччина), РЕНО (Франція).

На міських і приміських маршрутах переважно експлуатуються такі автобуси: IKARUS, ЛАЗ (великого класу), ПАЗ, ГАЗ (середнього класу), Газель, Фольксваген, Мазда, РАФ (малого класу). На міждугородніх рейсах переважають IKARUS, ЛАЗ. Автобуси європейського виробництва, як правило, експлуатуються на міжнародних лініях, рідше як міждугородніх.

В даний час власниками автобусів є не тільки автотранспортні підприємства, але і малі, кількість яких за останні 10 років зросло більш ніж у п'ять разів. Вони також як і ПАТ укладають договору на транспортне обслуговування населення того чи іншого району, місцевості, а також їм виділяється маршрут на конкурсній основі. У таких малих підприємств, як правило, на лінії (маршруті) знаходиться 3-4 автобуса пасажировмісністю до 25 місць середнього класу (AZIA, ПАЗ, Чернігівець) чи до 10 автобусів малого класу, у залежності від довжини маршруту, пасажировмісністю до 13 місць (Газель, Мазда, Ніссан, Фольксваген, Мерседес).Завданням на дипломне проектування є розробка коробки передач та напівавтоматичного приводу перемикання передач міського автобуса з розробкою основного її агрегату - привода переключення передач.

1 Аналіз і обґрунтування параметрів автомобіля

1.1 Аналіз автомобілів аналогів

У силових передачах автомобілів різних типів більш широке застосування одержують автоматичні коробки передач. Звичайна механічна коробка передач, що працює із фрикційним зчепленням, не є ідеальним варіантом. Її основний недолік - необхідність ручного перемикання передач, що серйозно стомлює водія, особливо в умовах напруженого міського руху. Так, в умовах інтенсивного міського руху водієві легкового автомобіля на кожні 100 км пройденого шляху доводиться 800-900 разів натискати на педаль зчеплення й стільки ж раз перемикати передачі, тобто, у середньому робити одне перемикання кожні 30-40 сек.

Другим недоліком звичайної механічної коробки передач є те, що при її використанні двигун часто працює на малоекономічних режимах, тому що час на перемикання передач обмежено, і водій не завжди може вчасно перемкнути потрібну передачу. У результаті цього в багатьох випадках не забезпечуються високі паливна економічність і тяглово-динамічні якості автомобіля.

Використання автоматичної коробки передач дозволяє усунути відзначені недоліки, істотно полегшує керування автомобілем, зменшує стомлюваність водія, що сприяє підвищенню безпеки руху.

У цей час приблизно 50-55% легкових автомобілів, що випускають, забезпечується автоматичними коробками, причому в США цей відсоток вище й становить 85-90%, а в Японії - 80%.

Безступінчасті коробки передач одержали поки що обмежене застосування (5-8%). Вони використаються переважно на легкових автомобілях малого класу з переднім приводом (Honda, Toyota, Nissan й ін.), а останнім часом і на автомобілях середнього класу (Audi, Nissan,Opel). У цих безступінчастих коробках для зміни передаточного числа використаються варіатори із гнучким зв'язком клиноремінного типу. Однак клинчастий ремінь із метою підвищення довговічності в цих варіаторах замінений гнучкими сталевими стрічками або ланцюговими передачами спеціальної конструкції. Завдяки ряду вдосконалень останнім часом виявилося можливим поліпшити паливну економічність і тяглово-динамічні якості автомобілів із цими безступінчастими коробками передач, у зв'язку, із чим можна чекати розширення їхнього виробництва.

Всі сучасні автоматичні коробки передач забезпечують перемикання передач (або зміна передаточного числа) без розриву потоку потужності. Тому по конструкції вони істотно відрізняються від звичайних механічних коробок передач, у першу чергу, наявністю фрикційних елементів, за допомогою яких відбувається перемикання передач, або наявністю варіаторів (у безступінчастих коробках). Перемикання передач без розриву потоку потужності дозволяє краще використати потужність двигуна, що особливо важливо в умовах руху по бездоріжжю.

Статистичний аналіз сучасного легкового автопарку, що склався в 2010 р. показує, що більше половини (приблизно 55%) з майже 40 млн. автомобілів, що випускаються в рік в усім світі, оснащуються автоматичними коробками передач. На ті що залишилися 45% встановлюються механічні, в основному, п'ятьох - і шестиступінчасті коробки передач. Частка АКП рік у рік зростає, що не суперечить загальній тенденції автоматизації всіх систем автомобіля. Немає сумнівів, що стійкий ріст частки автомобілів з автоматичними трансмісіями очікується й у найближчому майбутньому. При сьогоднішньому темпі росту до 2010 р. частка АКП збільшиться до 60%, залишивши MKП лише 40%. Якщо говорити про структуру АКП, то на сьогоднішній день вона виглядає наступним чином. Більшу частину становлять четирехступінчасті АКП, ними оснащено приблизно 36% автомобілів. Менша частка (близько 14%) за 5 та 6 ступінчастими АКП. Число вироблених АБКП поки мало та оцінюється приблизно в 2 млн. штук, або 5%. Однак уже сьогодні помітна тенденція до зміни співвідношення різних типів «автоматів».

Рисунок 1.1 - Прогноз на співвідношення між типами трансмісій до 2010 року

Головним фактором, що впливає на цей процес, є прагнення зробити автомобіль більш економічним. Це дозволить не тільки знизити експлуатаційні витрати, але й поліпшити екологічну обстановку, про стан якої турбуються всі країни. Тому при виборі тієї або іншої трансмісії для своїх автомобілів автовиробники будуть віддавати перевагу найбільш економічним. Причому потрібно мати на увазі, що навіть незначний, на перший погляд, але стійкий виграш в економії палива на рівні декількох відсотків може зробити вирішальне значення. Оскільки, крім паливної економічності, для автомобільної трансмісії не менш важливі габаритні й вартісні характеристики, будемо враховувати й ці критерії. Чотирьохступінчасті АКП поступаються як механічним АКП, так і п'яти - і шестиступінчастим АКП по паливній економічності. Їхня головна перевага порівняно невеликі габарити, менша вартість конструкції, що дозволяє їх використовувати на автомобілях малої потужності. Найближчим часом їхній випуск буде скорочуватися, а область застосування звужуватися до автомобілів із двигунами, потужність яких не перевищує 150 к.с. У плані паливної економічності, а також динамічних якостей пріоритет за п'яти- і шестиступінчастими АКП. Той факт, що в шестиступінчастій АКП вдалося поліпшити габаритні показники в порівнянні з пятиступінчастими, дозволяє припустити, що область застосування шестиступінчастих AKП буде розширюватися, а їхня вартість буде знижуватися до 6-10% від вартості машини. Що стосується автоматичних трансмісій з АКП, то обстановка, що склалася, така.

Рисунок 1.2 - Насиченість автопарків різних країн автомобілями з АКП

трансмісія передача автобус ремонт

Характерний представник АКП варіатором VDT -- Ecotronic-- в області невеликих потужностей демонструє економічність на рівні кращих чотирьохступінчастих АКП, але уступає п'яти- і шестиступінчастим. Завдяки компактній конструкції та низькій вартості такі автоматичні безступінчасті коробки передач є привабливими для недорогого автомобіля малої потужності. Незважаючи на хвороби росту, кількість вироблених АБКП буде збільшуватися й впливати на співвідношення трансмісій, що випускають. З урахуванням викладеного можна припустити, що співвідношення до 2010 зміниться приблизно в такий спосіб, до 2010 р. -2015 р. основна частка легкових автомобілів (41%) буде оснащуватися п'яти- і шестиступінчастими АКП. Вони будуть застосовуватися у всьому діапазоні потужностей, крім самих маленьких автомобілів. Машин із чотирьохступінчастими автоматами стане менше (15% від загальної кількості), і використатися вони будуть в основному на автомобілях до 150 к.с. Кількість автомобілів з безступінчастими трансмісіями зросте й складе близько 10%. Збільшення буде відбуватися за рахунок автомобілів із двигунами малої й середньої потужності. Поки немає достатніх підстав, щоб говорити про більш стрімке збільшення випуску АБКП, тому що це потребує введення нових виробничих потужностей і тривалої технологічної підготовки, що навряд чи можливо здійснити за одне п'ятиліття.

Кількість автомобілів з АКП у різних країнах неоднорідно. Найбільшу насиченість їх можна відзначити в країнах з більшим доходом населення, що споживають більш дорогі автомобілі й менш залежних від вартості палива.

Виробництво АКП зосереджене в основному у США (близько 7 млн. АКП), Японії (близько 8 млн. АКП), Кореї, Німеччині й Франції. Деяка кількість (в основному, складальні заводи) перебувають в Індії, Бельгії, Австралії, Китаї. Природно, що й виробництво автомобілів з АКП в основному зосереджене там же, хоча деякі фірми, наприклад, Volvo, встановлює АКП виробництва AisinWarner, що перебуває в Японії й належить Toyota. Частка вироблених у цих країнах автомобілів з АКП максимальна.



Рисунок 1.3 - Виробництво АКП у різних країнах

Дані по вітчизняних аналогах приймаємо по довіднику. Як аналоги вибираємо автомобілі випуск яких почався останніми роками. Основні параметри найближчих аналогів представляємо у вигляді зведеної таблиці 1.1.

Таблиця 1.1 - Аналіз найближчих аналогів і обґрунтовування параметрів АТЗ

Параметри	Найближчі аналоги
	Модель АТЗ, країна-виготівник
	перший	другий	третій	четвертий
1	2	3	4	5
Вид автомобіля (легковий, автобус, вантажний бортовий, тягач, самоскид і т.д.)	ЛАЗ 42021, автобус Україна	ЛАЗ 4207, автобус Україна	ЛАЗ 699Р, автобус Україна	Проектований
Компонувальна схема	---	---	---	---
Число місць для пасажирів, n	60	40	39	40
Споряджена маса, mc ,кг	9000	9440	8629
Повна маса, ma , кг	13630	13250	12931
Максимальна швидкість, Vmax, км/г	90	113	100
Час розгону з місця до 60 км/г, tp ,с	---	---	---	---
Двигун (карбюраторний, дизельний)	КАМАЗ 740	КАМАЗ 7483	ЗІЛ 509	-
Робочий об'єм, Vл , л	10,85	11,75	7,0
Наявність обмежувача частоти обертання колінчастого валу	є	є	---	-
Максимальна потужність двигуна, Nmax, кВт	154	165	129	---
Частота обертання колінчастого валу двигуна при максимальній потужності, nmax, хв-1	2600	2200	3200	---
Максимальний крутний момент, Me max, Нм	637	785	471	---
Частота обертання колінчастого валу двигуна при максимальному крутному моменті, nм, мин-1	1800	1400	2000	---
Зчеплення	дводискове сухе	дводискове сухе	дводискове сухе	дводискове сухе
Коробка передач	5ти східчаста	5ти східчаста	5ти східчаста	5ти східчаста
Додаткова коробка	-	---	---	-
Головна передача	подвійна рознесена	подвійна рознесена	подвійна рознесена	подвійна рознесена
Передавальні числа коробки передач: перша передача, uк1 друга передача, uк2 третя передача, uк3 четверта передача, uк4 п'ята передача, uк5	5,62 2,89 1,64 1,0 0,724	7,82 4,03 2,5 1,53 1,00	6,171 3,402 1,786 1 0,779
шоста передача, uк6 З.Х. головної передачі, u0	5,83 7,19	7,84 3,73	7,0 7,19
Число вісей, у тому числі ведучих	42,2	42,2	42,2	42,2
Маса, що доводиться на задні ведучі колеса, mв, кг
Розмір шин	280508	280508	280508	280508
Статичний радіус колеса з навантаженням, rc, м	0,4880,005	0,4880,005	0,4880,005	0,4880,005
Габаритна висота, Н, м	3,008	3135	2980
База, L, м	4,37	4,9	5,545
Колія передніх коліс, В, м	1,88	1,81	1,85
Коефіцієнт опору повітря к, Нс2/м4
Коефіцієнт корисної дії трансмісії

1.2 Основні переваги АКП

У порівнянні зі звичайною коробкою передач, автоматична коробка має наступні переваги:

У процесі руху автомобіля з автоматичною коробкою передач для зміни швидкості використаються тільки дві педалі: педаль акселератора та педаль гальма. Педаль зчеплення відсутня. Для керування автоматичною коробкою передач у салоні встановлений важіль (селектор). Він може бути розташований на підлозі збоку від водія або на кермовій колонці та призначений для включення переднього ходу, заднього ходу, нейтралі й деяких інших режимів роботи трансмісії. Після включення переднього ходу (положення «D») у звичайних, найпоширеніших, умовах руху селектором користуватися не доводиться, а подальші перемикання відбуваються автоматично. Автоматична коробка передач також спрощує процес гальмування автомобіля.

Рисунок 1.1 - Класифікація трансмісій

На автомобілі з механічною коробкою при гальмуванні доводиться користуватися двома педалями - зчеплення й гальма, причому необхідно переносити ногу на педаль гальма з педалі акселератора. При наявності автоматичної коробки водій здійснює гальмування, користуючись однією широкою педаллю, що зручна для гальмування як правої, так і лівою ногою. Крім того, при звичайній механічній коробці передач якщо буде потреба різкого гальмування водії через острах заглушити двигун часто гальмують, виключивши зчеплення, що може привести до замету автомобіля, особливо на слизькій дорозі. З автоматичною коробкою, де немає педалі зчеплення, колеса автомобіля залишаються пов'язаними із двигуном, що знижує можливість замету автомобіля. При рушанні з місця зі звичайною коробкою передач, при перемиканні передач на підйомі, а також при русі з малою швидкістю в деяких випадках двигун може зупинитися. В автоматичній коробці гідротрансформатор у всіх випадках руху не допустить зупинки двигуна. Навіть при відкоті автомобіля вниз на підйомі досить нажати на педаль акселератора, щоб зупинити автомобіль, а потім змусити його рухатися вперед.

Коли автомобіль із механічною передачею розганяє для подальшого руху, то водій послідовно використає всі або майже всі передачі коробки передач. Робота на кожній передачі супроводжується зміною частоти обертання вала двигуна від малої до максимальної при повній, як правило, подачі палива. Після досягнення максимального значення частота обертання вала двигуна різко зменшується для повторення такого ж циклу на наступній передачі. При такому режимі роботи двигуна в атмосферу викидається багато токсичних речовин. При використанні гідромеханічної передачі екологічні показники поліпшуються за рахунок скорочення числа перемикань передач (менша кількість передач) і за рахунок плавної зміни частоти обертання вала двигуна при цих перемиканнях. У літературі згадувалися випадки, коли автомобілі з механічними передачами не вдавалося продати через невідповідність екологічним вимогам, і вдавалося продати після досягнення відповідності цим вимогам за рахунок установки на автомобілі гідромеханічних передач.

Гідротрансформатор також підвищує прохідність автомобіля по снігу, піску й іншим неміцним ґрунтам і т.д., забезпечуючи на ведучих колесах стійку силу тяги й будь-які малі швидкості їхнього обертання, збільшуючи тим самим зчеплення коліс із дорогою. Крім того, відповідно до проведеного в НАМИ випробуванням, установлене наступне. При русі по нерівній дорозі максимальна амплітуда коливань крутного моменту на карданному валу автомобіля з гідротрансформатором істотно менше, ніж в автомобіля з механічною коробкою, причому при механічній коробці передач амплітуди коливань майже у два рази можуть перевищувати максимальний момент двигуна. Також було встановлено, що при рушанні з місця автомобіля зі звичайною механічною коробкою передач на сніжній цілині крутний момент для подолання опорів в 1,3-2 рази більше, ніж при трансмісії з гідротрансформатором. Під час випробувань на сніжній цілині автомобіль із механічною коробкою передач майже у всіх випадках рушав з місця із пробуксовкою ведучих коліс, викликаючи поглиблення колії й тим самим, збільшуючи опір руху. Було також установлене, що зі ста заїздів у складних дорожніх умовах автомобіль із гідротрансформатором в 87 заїздах показав кращі результати, чим автомобіль із механічною коробкою, а в 13 заїздах результати були однакові. Таким чином, наявність гідротрансформатора сприяє поліпшенню прохідності автомобіля, а також підвищує термін служби двигуна й трансмісії, особливо при русі в напружених міських умовах або в умовах пересіченої місцевості.

Перемикання передач у гідромеханічній передачі відбуваються без розриву потоку потужності. Завдяки цьому пасажири й водій не випробовують поштовхів і ривків, якими неминуче супроводжується перемикання передач у механічній коробці передач й які залежать від кваліфікації водія. При автоматичному перемиканні передач такої залежності немає, рух відбувається як би при безступінчастій трансмісії й стає більше комфортабельним.

Істотне спрощення керування автомобілем дозволяє знизити вимоги до кваліфікації водія. При освоєнні керування автомобілем з механічною трансмісією найбільші труднощі викликає придбання навички в перемиканні передач, коли потрібне сполучення вижиму зчеплення з перекладом рукоятки перемикання передач і наступне відпускання педалі зчеплення в сполученні з переміщенням педалі подачі палива.

При гідромеханічній передачі потреби в такій навичці немає, перемикання передач відбуваються автоматично. Це істотно полегшує навчання керуванню автомобілем і його експлуатацією, знижує вимоги до кваліфікації водія.

Оцінювати кількісно такий складний фізіологічний фактор, як стомлюваність, надзвичайно важко, тим більше, що ті самі зовнішні впливи на різних людей діють по-різному. На фізіологічні оцінки можуть впливати й особливості конструкції автомобілів, що не ставляться до досліджуваного фактора. Тому найбільш достовірними нам представляються оцінки, які роблять водії по своїх відчуттях і враженням від роботи на автомобілях з підлягаючій оцінці агрегатами. Для прикладу можна взяти автобус - умови роботи водія на ньому найбільш важкі. Автобус зупиняється на численних зупинках і перед світлофорами, а потім знову розганяє після кожної зупинки. Для забезпечення такого режиму руху водій автобуса з механічною трансмісією в зміну робить кілька тисяч перемикань передач, вичавлюючи зчеплення при кожнім перемиканні. ЗІЛ незадовго до припинення на ньому виробництва автобусів побудував невелику партію автобусів з гідромеханічними передачами своєї конструкції. Ці автобуси проходили експлуатаційні випробування в автобусних парках різних міст, перевозячи пасажирів по рейсових маршрутах. Пробіги цих автобусів обчислювалися десятками тисяч кілометрів.

Були випадки, коли в силу якихось обставин водіям доводилося працювати дві зміни підряд. Водії відзначали, що за дві зміни роботи підряд на автобусі з гідромеханічною передачею вони утомлювалися так само, як за одну зміну роботи на автобусі з механічною трансмісією. Такий ефект впливу гідромеханічної передачі на стомлюваність водіїв.

Гідромеханічна передача благотворно впливає на довговічність двигуна й інших агрегатів автомобіля. На цю тему є багато публікацій, але найкраще опиратися на власні дані, отримані в нашій країні на наших дорогах. Лабораторії гідропередач ЗІЛ удалося одержати кількісні оцінки стосовно до вантажних автомобілів ЗІЛ, провівши тривалі випробування гідромеханічних передач фірми Аллисон (США) на сідельних тягачах ЗІЛ-130 В1 і на ряді інших вантажних автомобілях ЗІЛ. Випробування були порівняльними. Вони тривали близько 12 років. Одночасно випробовувалися 2 тягачі ЗІЛ-130 В1 - один з гідромеханічною передачею, інший зі стандартною механічною трансмісією. На автомобілі з гідромеханічною передачею перша відмова по гідромеханічній передачі наступила через 800 тис. км, друга - через 870 тис. км. Граничного стану в гідромеханічній передачі досягти не вдалося. Після невеликого ремонту вона була придатна для подальшої експлуатації. За час порівняльних випробувань із пробігом 870 тис. км на автомобілі з гідромеханічною передачею були проведені наступні ремонтні роботи: замінені 2 шасі; замінені 4 двигуни; проведений 8 поточних ремонтів двигуна. На автомобілі з механічною трансмісією за цей же час: замінені 2 шасі; замінені 4 двигуни; проведений 9 поточних ремонтів двигуна; замінені 13 ведених дисків зчеплення; замінені 4 коробки передач;проведено 4 поточних ремонтів коробок передач. Видно, що застосування гідромеханічної передачі на одному конкретному автомобілі дозволило заощадити 4 коробки передач, 13 дисків зчеплення й вартість 4-х ремонтів коробки передач й одного ремонту двигуна. Треба додати, що випробування велися не поблизу від заводу, що дозволило б опікувати їх і щось підказувати.

Застосування гідромеханічної передачі збільшує довговічність й інших, крім трансмісії та двигуна, вузлів автомобіля. При перемиканні передач у механічній трансмісії на час перемикання неминуче переривається потік потужності ведучих коліс автомобіля. Відбувається деяке зниження швидкості автомобіля. Це зниження швидкості тим більше, ніж у більш важких дорожніх умовах відбувається перемикання передач - коли погіршується "накат" автомобіля. За рахунок втрати швидкості при перемиканнях передач зменшується й середня швидкість руху автомобіля, багато в чому визначальну його продуктивність.На автомобілі з гідромеханічною передачею потік потужності за час автоматичного перемикання передач не переривається. Втрати швидкості і, отже, середньої швидкості руху, при цьому не відбувається. При проведенні на ЗІЛу порівняльних випробувань автопоїздів ЗІЛ-130 було встановлено, що при русі по рівнинному вільному шосе середні швидкості обох поїздів були практично однаковими. При русі ж у місті, на горбкуватому шосе й на гірських дорогах середні швидкості руху автомобіля з гідромеханічною передачею були на 3,5...11% вище (тим вище, ніж складніше дорожні умови).

Існує думка, що автомобілі з гідромеханічною передачею витрачають більше палива, чим автомобілі з механічними коробками передач. Іноді це так, а іноді й не так - у кожному випадку треба розбиратися конкретно, опираючись на досвід, що мається. При багаторічних випробуваннях гідромеханічних передач фірми Аллисон, про які сказано вище, витрата палива на автомобілі з гідромеханічною передачею був таким же, як на автомобілі з механічною коробкою передач. При порівняльних випробуваннях вантажних автомобілів ЗІЛ на Сімферопольському шосе автомобілі з гідромеханічними передачами стосовно автомобілів з механічними коробками передач мали економію палива близько 3%, а при випробуваннях цих же автомобілів на менш завантаженому Каширскому шосе автомобілі з гідромеханічною передачею витрачали палива на 2% більше. Це ще раз говорить про те, що по витраті палива гідромеханічні передачі більше ефективні у важких умовах руху. Говорячи про витрати палива, треба мати на увазі, що вартість палива при експлуатації автомобілів становить 14-18% загальних експлуатаційних витрат. Якщо допустити перевитрату палива на 3%, то за інших рівних умов це збільшило б загальні експлуатаційні витрати на 0,42-0,54%. Таке збільшення багаторазово перекриється зниженням витрат на ремонти й заміни агрегатів трансмісії й інших агрегатів, не говорячи вже про безсумнівно відчутний ефект від поліпшення екологічних показників і від підвищення безпеки руху. Витрата палива на будь-якому автомобілі залежить від кваліфікації водія. Американські дослідники за замовленням армії США провели спеціальні випробування по оцінці впливу кваліфікації водія на витрату палива при різних видах автомобільної трансмісії. Замовник хотів довідатися, як позначиться на витратах палива те, що в армійських умовах за кермо сідають солдати з різною водійською кваліфікацією. За еталон бралася витрата палива, виходячи у водія високої кваліфікації. Виявилося, що на автомобілі з гідромеханічною передачею витрата палива у водія невисокої кваліфікації був майже таким же, як у водія високої кваліфікації, а при механічній трансмісії водій невисокої кваліфікації витрачав палива значно більше. Це дозволяє вважати, що в багатьох випадках використання гідромеханічної передачі скоріше можна говорити про рівність витрат палива або навіть про його економію, а не про його перевитрату. Вартість гідромеханічної передачі треба порівнювати з вартістю комплекту, що вона заміняє - коробки передач, зчеплення, підсилювача зчеплення й системи керування перемиканням передач. І в цьому випадку, однак, гідромеханічна передача дорожче механічної. Саме по собі це ні про що не говорить. Краща якість коштує грошей. Порівнювати треба кінцеві результати.

В наведеному вище конкретному прикладі з автопоїздом ЗІЛ-130 В1 перевищення вартості гідромеханічної передачі над вартістю механічної трансмісії треба порівнювати із сумарною вартістю 4-х коробок передач, 13-ти дисків зчеплення, 4-х ремонтів коробок передач та 1-го ремонту двигуна. Сюди треба додати вартість простоїв, викликаних цими замінами й ремонтами. Очевидно, що всі ці витрати й незручності значно перевищують різницю у вартості порівнюваних агрегатів. З огляду на все вищевикладене, можна стверджувати, що застосування гідромеханічних передач забезпечує цілий ряд переваг автомобілям всіх класів. Найбільше разюче ці переваги проявляються в легкових автомобілях, на яких гідромеханічні передачі одержали найбільше поширення. Стосовно до легкових автомобілів з перерахованих вище переваг варто виділити легкість керування, завдяки чому: полегшилося й прискорилося навчання керуванню автомобілем; керування автомобілем стало доступно людям, для яких воно раніше було утруднено, у тому числі жінкам всіх віків і людям з фізичними недоліками; збільшилася комфортабельність їзди: зменшилася стомлюваність від керування автомобілем і від поїздок у ньому.

2 Обґрунтовування і опис кінематичної схеми

2.1 Опис кінематичної схеми

Виходячи з того, що заданий автомобіль є автобусом 5-го класу, з колісною формулою 4х2, і максимальною швидкістю 108 км/г приймаємо 2 осі, причому одна вісь веде; вибрана кінематична схема трансмісії показана на малюнку 1.

Опис конструкції елементів трансмісії почнемо з аналізу конструкції зчеплення:

- по характеру передачі крутного моменту, - фрикційне;

- за станом поверхонь тертя - сухе;

- за формою поверхонь тертя - дискове, причому по числу відомих дисків -дводискове, що обумовлене великою погонною масою автобуса;

- за характером роботи - постійно замкнуте;

- за способом створення нажимного зусилля - механічне;

- за способом дії - неавтоматичне;

- по розташуванню нажимных пружин - периферійні;

- по типу приводу - механічне з пневматичним підсилювачем.

Закінчимо аналіз описом конструкції зчеплення.

Середній ведучий і нажимні диски мають на зовнішній поверхні чотири

рівномірно розташованих по колу приливу, які входять в пази на маховику. Внаслідок цього диски можуть вільно переміщатися в осьовому напрямі, а також забезпечується передача крутного моменту від маховика.

Нажимні пружини, упираючись одним кінцем в кожух зчеплення, іншим через теплоізоляційні шайби діють на нажимний диск, затискаючи між ним і маховиком середній ведучий і відомі диски.

При виключенні зчеплення між маховиком, відомими, середнім ведучим і нажимними дисками створюються необхідні зазори, чому сприяють циліндрові пружини. У міру зношування накладок необхідні зазори забезпечуються механізмом автоматичного регулювання переміщення середнього диска. Цей механізм складається з штоків, закріплених в чотирьох приливах середнього ведучого диска, розрізних кілець і наполегливих планок, які разом з кожухом зчеплення кріпляться болтами до маховика.

При зношуванні фрикційних накладок середній ведучий диск під дією нажимних пружин переміщається до маховика на величину зносу накладок. При цьому кільця, упираючись в кожух зчеплення, переміщаються по штоках, внаслідок чого зберігається зазор між кільцями і наполегливими планками.

У вилках шарнірно підвішені відтяжні важелі, у свою чергу шарнірно сполучені з вушками нажимного диска. Всі чотири відтяжні важелі мають пружини, що фіксують їх положення.

Муфта виключення зчеплення з наполегливим шарикопідшипником встановлена на втулці за допомогою фланця, прикріпленого до картера коробки передач. Проти муфти на внутрішніх кінцях відтяжних важелів стопорними пружинами закріплено наполегливе кільце.

Муфта охоплена вилкою виключення зчеплення, посадженою на валу, встановленому в стінках картера зчеплення. До лівого лонжерона рами автомобіля прикріплений кронштейн, в якому розташований вал із закріпленим на ньому важелем. Цей важіль сполучений тягою з важелем, насадженим на лівому зовнішньому кінці валу вилки виключення зчеплення. Підвісна педаль важелем сполучена через вертикальну тягу з двуплечим важелем, а проміжною тягою - з верхнім кінцем важеля, сполученим з валом. Вал педалі зчеплення встановлений в кронштейні на передній стінці кабіни.

Проаналізуємо конструкцію коробки передач:

- по конструктивному вигляду - з нерухомими осями валів;

- по числу ступенів - 5-ти східчаста;

- по взаємному розташуванню вхідного і вихідного валів - співвісна трьохвальна схема;

- по числу елементів управління, які повинні бути включені для отримання

певної передачі (числу ступенів свободи) - одинарна (подвійна відповідно);

- по кількості потоків, по яких передається потужність, - однопотокова, тобто

через кожне зубчате зчеплення включеної передачі проходить вся передана потужність.

Зубчаті колеса другої, третьої, четвертої і п'ятої передач косозубі постійного зачеплення, а першої передачі і заднього ходу з прямими зубами розімкнені. Зубчаті колеса розташовані на проміжному валу з'єднуються з ним нерухомо. Відомі зубчаті колеса постійного зачеплення, що розташовуються на вторинному валу, є вільними при обертанні, окрім зубчатого колеса першої передачі і заднього ходу - рухоме.

Інерційні синхронізатори з конусними поверхнями тертя мають друга, третя, четверта і п'ята передачі. Синхронізатор складається з кільцевого корпусу, на внутрішній поверхні якого з обох боків запресовані конічні бронзові кільця, що мають зубчату насічку. Усередині корпусу встановлена муфта синхронізатора із зубчатими вінцями. В прорізи фасонів корпусу входять виступи муфти. Штифти муфти входять у внутрішній кільцевий паз обойми, що має на зовнішній поверхні виточку для вилки перемикання передач. Фіксатори, що складаються з кульок і пружин, утримують обойму вилки перемикання на корпусі синхронізатора, оберігаючи її від мимовільного переміщення. Кульки фіксаторів притискаються зсередини до корпусу синхронізатора. Для фіксації центрального положення кульок на внутрішній поверхні корпусу в його середній частині для них є виїмки. Зубчаті колеса всіх передач, які включаються синхронізаторами, мають зовнішні конусні поверхні і внутрішні зуби, відповідні зубам вінця середньої частини для них є виїмки. Зубчаті колеса всіх передач, які включаються синхронізаторами, мають зовнішні конусні поверхні і внутрішні зуби, відповідні зубам вінця. Передній підшипник кочення первинного валу радіальний кульковий розташований в розточуванні маховика, задній підшипник кочення радіально-наполегливий односторонній кульковий - в передній стінці картера. Передній підшипник кочення вторинного валу радіальний роликовий розташований в розточуванні потовщеного заднього кінця первинного валу, задній підшипник кочення радіально-наполегливий односторонній кульковий - в задній стінці картера. Передній підшипник кочення проміжного валу радіальний роликовий розташований в отворі передньої стінки картера, задній підшипник кочення радіально-наполегливий двосторонній кульковий - в отворі задньої стінки картера.

Проаналізуємо конструкцію заднього моста. Головна передача подвійна, рознесена, складається з центрального редуктора з одинарною конічною передачею і шестернею міжколісного симетричного конічного диференціала. Напіввісь, повністю розвантажена, одним кінцем лежить в коробці диференціала, а іншим за допомогою фланця сполучена з ступицею колеса, яка встановлена на двох радіально-наполегливих роликових підшипниках кочення.

2.2 Вибір основних вагових і геометричних параметрів

У результаті аналізу експлуатаційних і технічних якостей найближчих аналогів встановлюємо і обґрунтовуємо необхідні для тягового розрахунку параметри автомобіля і двигуна.

У автомобілях, виконаних по вказаній вище кінематичній схемі в навантаженому поляганні на передні колеса доводиться 40-45% маси, що є оптимальним при русі по поганих дорогах; без навантаження, на задні колеса доводиться більше 50% маси, що також є позитивним чинником. Дана компонувальна схема має переважаюче розповсюдження на автобусах загального призначення, що випускаються в масових масштабах, незалежно від їх вантажопідйомності.

Повну масу АТЗ для автобуса знаходимо по формулі:

(2.1)

де mо - споряджена маса автомобіля, кг;

mг - маса вантажу, кг, що перевозиться;

mб - маса багажу водія і пасажира, кг;

n - число місць пасажирів, кг;

mч - маса водія і пасажирів, кг;

приймаємо для проектованого АТЗ:

mo=9000; mч=75; mб=30; nч=27.

Тоді одержуємо:

m=11240

Розподіл повної маси вантажного автомобіля по мостах проводимо з умови повного використовування вантажопідйомності шин, а також дотримання норм, що обмежують максимальне допустиме навантаження на дорогу.

Масу, що приходить на два моста, приймаємо рівної 0,7 повної маси автомобіля.

За даними аналізу найближчих аналогів визначаємо:

- базу автомобіля L, м;

- висоту центру мас над опорною поверхнею hц, м;

- габаритну висоту Н, м;

- колію передніх коліс В, м.

Тоді одержуємо:

L=4.2; h=1.1; H=3; B=1.95.

Площу лобової поверхні АТЗ визначаємо по формулі:

 (2.2)

де mF - коефіцієнт заповнення лобової площі АТЗ, прийнятий по [4]

mF=0.9; F=5.265

Використовуючи ГОСТ 13298-78 "Шини вантажних автомобілів, напівпричепів і автобусів" по максимально допустимих навантаженнях і швидкості руху найближчих аналогів вибираємо шини розміром 280R508, для яких статичний радіус колеса rk=0.488

2.3 Визначення потужності двигуна і його зовнішньої швидкісної характеристики

Для проектованого АТЗ приймаємо дизельний двигун, що обумовлено:

1) високою паливною економічністю, властивою робочому циклу і протікання економічних характеристик в робочому діапазоні швидкісних і навантажень режимів, що забезпечує зниження експлуатаційної витрати палива на 25-40 % в порівнянні з карбюраторними двигунами, менша вартість палива;

2) зближення енергетичних, габаритних і масових показників дизелів і

КБД унаслідок формування дизелів по частоті обертання і середньому ефективному тиску, удосконалення процесу газообміну, більш ефективне використовування повітря при сумішеутворенні і згоряє, а також зменшенням внутрішніх втрат в короткохідних конструкціях;

3) зближення вартості виробництва дизелів і КБД;

4) високий моторесурс дизеля, що досягає 100 тис. км пробігу автомобіля;

менша токсичність відпрацьованих газів.

Потрібну потужність двигуна Nv (кВт) для руху АТЗ з максимальною швидкістю визначаємо по формулі:

 (2.3)

де g - величина прискорення вільного падіння, рівна g = 9.81 м/с2;

Vmax - максимальна швидкість, рівна по умові Vmax=108 км/год;

Шv - коефіцієнт сумарних дорожніх опорів, при максимальній швидкості,

рівний Шv=0.01;

з - коефіцієнт корисної дії трансмісії рівний з=0.8

k - коефіцієнт опору повітря, для даного вантажного автомобіля, рівний k=0.7

При визначенні максимальної потужності двигуна N*max по величині Nv (оскільки дизельний двигун) приймаємо:

(2.4)

де nv - частота обертання в режимі максимальної швидкості руху автомобіля;

nN - частота обертання колінчастого валу двигуна при теоретично максимальній потужності, визначувана із співвідношення, рівна 2500.

Для побудови зовнішньої швидкісної характеристики поршневого двигуна внутрішнього згоряє використовуємо емпіричну формулу, що дозволяє по відомих координатах однієї точки швидкісної характеристики /Ne max і nN/ відтворити всю криву потужності:

 (2.5)

де Ne - поточне значення потужності двигуна, кВт, відповідне частоті обертання валу двигуна n, мін-1;

Nv - максимальна потужність двигуна, кВт, при частоті обертання

nv, мін-1;

A1, A2 - емпіричні коефіцієнти, що характеризують тип двигуна внутрішнього згоряння.

Значення емпіричних коефіцієнтів А1 і А2 приймаємо для дизелів А1=0,5; А2=1,5.

Для поточного вибору значення n діапазон частоти обертання валу двигуна від мінімально стійких оборотів nmin до nv розбиваємо на N=6 частин з постійним інтервалом Дn, кратним 50 для спрощення розрахунків:

(2.6)

мінімальна частота обертання колінчастого валу, рівна:

Визначивши Ne для прийнятих значень n, обчислюємо відповідні значення моменту двигуна, що крутить, Нм:

(2.7)

Результати розрахунків одержаних на ЕОМ, зводимо в таблицю 2.1, і будуємо зовнішню швидкісну характеристику Ne = f(n) і Me = f(n).

Таблиця 2.1-зовнішньо-швидкісна характеристика автобуса

Параметри	Значення параметрів
n, об/хв	400	750	1100	1450	1800	2150	2500
n/nv^3	0,1600	0,3000	0,4400	0,5800	0,7200	0,8600	1,0000
(n/nv)^2	0,0256	0,0900	0,1936	0,336	0,5184	0,7396	1,0000
n/nv^3	0,0041	0,0270	0,0852	0,1951	0,3732	0,6361	1,0000
Сум. коэф.	0,1143	0,2580	0,4252	0,5995	0,7644	0,9033	1,0000
Nе, кВт	18,94	42,76	70,47	99,36	126,68	149,72	165,74
Ме, Н·м	452,29	544,47	611,84	654,38	672,11	665,02	633,11

2.4 Визначення передавальних чисел трансмісії

Розраховуємо передавальне число головної передачі Uo по формулі:

(2.8)

де rк - радіус кочення колеса, м;

Uкв і Uрв - передавальне число коробки передач на вищій передачі і роздатньої коробки передач на вищій передачі відповідно Uкв=1; Uрв=1.

Передавальне число першого ступеня коробки передач uк1 знаходимо з умови подолання максимального сумарного дорожнього опору, рівного за завданням Шmax=0.22 вважаючи, що динамічний радіус колеса rд рівний статичному і кінематичному:

(2.9)

де максимальний крутний момент, значення якого беремо із зовнішньої швидкісної характеристики двигуна, Me.max=672.11.

Визначимо передавальне число першої передачі з умови забезпечення стійкості мінімальної швидкості руху АТЗ Vmin в діапазоні швидкостей 5...8 км/г, при стійкій частоті обертання валу двигуна nmin, рівної (0,16...0,18) nм, по формулі:

(2.10)

З двох набутих значень передавального числа коробки передач на першій передачі згідно [4] вибираємо більше Uk1=5.132.

Передавальні числа проміжних передач визначаємо по формулі:

(2.11)

де р - число передач;

y - порядковий номер передачі;

тоді:

друга передача Uk2=3.41

третя передача Uk3=2.265

четверта передача Uk4=1.505

п'ята передача Uk5=0.65

3 Розрахунок тягово-швидкісних властивостей автобуса та коробки передач

3.1 Розрахунок тягово-швидкісних властивостей

При розрахунку динамічної характеристики АТС для кожної iї передачі і поточних значень частоти обертання валу двигуна визначити:

(3.1)

силу тяги на колесах - Рк, Н;

(3.2)

силу опору повітря - Pw, Н

(3.3)

динамічний чинник - D;

(3.4)

Всі розрахунки виконуємо при вищому значенні передавального числа в додатковій коробці передач. Результати розрахунку для кожної передачі вносимо в таблицю 3.1 і будуємо динамічну характеристику АТЗ з графіком залежності v = f(V).

Таблиця 3.1 - Результати розрахунків силового балансу и динамічної характеристики

Параметри	Значення параметрів
n, об/хв	400	750	1100	1450	1800	2150	2500
Ме, Н·м	452,29	544,47	611,84	654,38	672,11	665,02	633,11
Uк1=5.13	v, км/г	2,22	4,17	6,11	8,06	10,00	11,94	13,89
	Pк, Н	24554,86	29559,33	33216,43	35526,19	36488,58	36103,62	34371,31
	Pw, Н	-	-	-	-	-	-	-
	Pк - Pw, Н	24554,86	29559,33	33216,43	35526,19	36488,58	36103,62	34371,31
	D	0,2227	0,2681	0,3012	0,3222	0,3309	0,3274	0,3117
Uк2=3.41	v, км/г	3,34	6,27	9,20	12,12	15,05	17,98	20,90
	Pк, Н	16315,68	19640,94	22070,93	23605,67	24245,14	23989,35	22838,30
	Pw, Н	-	-	-	-	64,41	91,89	124,24
	Pк - Pw, Н	16315,68	19640,94	22070,93	23605,67	24180,73	23897,46	22714,06
	D	0,1480	0,1781	0,2002	0,2141	0,2193	0,2167	0,2060
Uк3=2.27	v, км/г	5,03	9,44	13,85	18,25	22,66	27,06	31,47
	Pк, Н	10837,25	13045,96	14660,02	15679,43	16104,18	15934,28	15169,72
	Pw, Н	-	-	-	94,73	145,98	208,27	281,60
	Pк - Pw, Н	10837,25	13045,96	14660,02	15584,69	15958,20	15726,00	14888,12
	D	0,0983	0,1183	0,1330	0,1413	0,1447	0,1426	0,1350
Uк4=1.51	v, км/г	7,58	14,21	20,84	27,47	34,10	40,73	47,36
	Pк, Н	7200,91	8668,51	9740,98	10418,34	10700,57	10587,68	10079,66
	Pw, Н	-	-	123,48	214,56	330,65	471,73	637,82
	Pк - Pw, Н	7200,91	8668,51	9617,50	10203,78	10369,92	10115,94	9441,84
	D	0,0653	0,0786	0,0872	0,0925	0,0940	0,0917	0,0856
Uк5=0.65	v, км/г	17,6	33	48,4	63,8	79,2	94,6	108
	Pк, Н	3112	3746	4209	4500	4623	4575	4355
	Pw, Н	88	309	665	1156	1781	2542	3436
	Pк - Pw, Н	3024	3437	3544	3344	2842	2033	919
	D	0,027	0,031	0,032	0,03	0,026	0,018	0,01

..........Потужність двигуна _____Крутний момент

Рисунок 3.1 - Зовнішня швидкісна характеристика двигуна



Рисунок 3.2 - Динамічна характеристика автомобіля

3.2 Геометричні розміри пари зубчатих коліс постійного зачеплення [2].

Кут зачеплення бwtп.

(3.5)

.

Одержуємо:

Міжцентрова відстань awп = 194,25 мм

Діаметри ділильних кіл шестерні d1п, мм і колеса d2п, мм

(3.6)

Одержуємо:

; .

Діаметри кіл головок зубів шестерні dа1п, мм і колеса dа2п, мм.

(3.7)

де hа=1 - коефіцієнт висоти ніжки зуба.

Одержуємо:

; .

Діаметри кіл западин шестерні df1п, мм і колеса df2п, мм

(3.8)

де са=0.25 - коефіцієнт висоти ніжки зуба.

Одержуємо:

; .

Діаметри початкових кіл шестерні db1п, мм і колеса db2п, мм

(3.9)

Одержуємо:

; .

Кути профілю зубів шестерні і колеса біля їх вершини бa1, град і бa2, град

 (3.10)

Одержуємо:

; .

Коефіцієнт перекриття торця

(3.11)

Одержуємо:

.

Коефіцієнт осьового перекриття

(3.12)

Одержуємо: .

Сумарний коефіцієнт перекриття зубів

. (3.13)

Одержуємо:

Розрахунок пари зубчатих коліс постійного зачіпляє на утомленість

Що розрахунковий крутить момент на валу шестерні Мp, Н.м

.

Одержуємо:

.

Розрахункова частота обертання валу шестерні np, об/хв

. (3.14)

Одержуємо:

.

Планований пробіг автомобіля до капітального ремонту Sa, км

.

Коефіцієнти пробігу для розрахунку на контактну утомленість і на утомленість при вигині

; .

Число входжень в зачеплення одного зуба за один оберт зубчатого колеса [2]

; .

Передавальні числа від шестерні до колеса і навпаки

(3.15)

Одержуємо: ; .

Сумарне число обертів ведучого колеса автомобіля за 1 км пробігу

. (3.16)

Одержуємо:

Розрахункова окружна сила Ft, Н [2]

. (3.17)

Одержуємо:

.

Розрахункова окружна швидкість V, м/с [2]

. (3.18)

Одержуємо:

.

Коефіцієнт контактної напруги в розрахунковій точці зв'язаних профілів [2]

. (3.19)

Одержуємо:

.

Еквівалентне число зубів шестерні і колеса [2]

zvшп= (3.20)

Одержуємо:

zvшп; .

Число зубів умовного парного колеса [2]

(3.21)

де xш = 0 і xк = 0 - коефіцієнти зсуву шестерні і колеса

Одержуємо:

; .

Номінальне значення коефіцієнта напруги вигину зуба [2]

(3.22)

Коефіцієнт, що враховує вплив параметрів парного зубчатого колеса [2]

 (3.23)

Одержуємо: ; .

Коефіцієнт, що враховує вплив кута профілю [2] .

Коефіцієнт, що враховує навмисний перерозподіл товщини зуба [2]

; .

Коефіцієнт, що враховує відносну величину радіусу перехідної кривої профілю зуба [2] ; .

Розрахункове значення коефіцієнта напруги вигину зуба [2]

(3.24)

Одержуємо: ; .

Коефіцієнт, що враховує перекриття зубів при розрахунку контактної напруги [2] .

Коефіцієнт, що враховує перекриття зубів при розрахунку напруги вигину [2] .

Одержуємо: .

Коефіцієнт, що враховує непостійність інтенсивності навантаження на похилих контактних лініях [2]

. (3.25)

Одержуємо: .

Коефіцієнт, що враховує вплив точності виготовлення на розподіл навантаження [2] .

Коефіцієнт, що враховує вид зуба і точність виготовлення при розрахунку контактних напруг

. (3.26)

Одержуємо:

Коефіцієнт, що враховує точність виготовлення при розрахунку напруг вигину зуба .

Коефіцієнт, що враховує початкову нерівномірність розподілу навантаження унаслідок деформації валів і зубів .

Коефіцієнт, що враховує вплив прироблення зубів в процесі експлуатації

Розрахункове значення коефіцієнтів, що враховують нерівномірність розподілу навантаження по ширині вінців

(3.27)

Одержуємо: ; .

Розрахункова виробнича погрішність в зубчатій передачі ?0, мкм

.

Коефіцієнт, що враховує вплив виду передачі на проявлення погрішності при формуванні динамічного навантаження .

3.3.30 Сумарна питома жорсткість зв'язаних зубів G?t, МПа

.

Внутрішнє динамічне навантаження при окружній швидкості 1м/с F0, Н

. (3.28)

Одержуємо: .

Внутрішнє динамічне навантаження на даному ступені FД, Н

. (3.29)

Одержуємо: .

Граничне значення динамічного навантаження FM, Н

. (3.30)

Одержуємо: .

Розрахункове внутрішнє динамічне навантаження, Н

.

Розрахункове значення коефіцієнта внутрішнього динамічного навантаження

. (3.31)

Одержуємо: .

Коефіцієнт, що враховує вплив зовнішніх динамічних навантажень

.

Коефіцієнт, що враховує вплив динамічних навантажень на утомленість зубчатих коліс

(3.32)

Одержуємо: ; .

Коефіцієнт, що враховує вплив властивостей змащувального м...