Дифференциал – механизм, распределяющий подводимый к нему крутящий момент между выходными валами и обеспечивающий их вращение с неодинаковыми угловыми скоростями.

Классификация и требования к дифференциалам подробно рассмотрены в .

На современных автомобилях наибольшее распространение получили симметричные конические дифференциалы (рисунок 1.1). Такие дифференциалы, называемые часто простыми, применяются как на легковых, так и на грузовых автомобилях, причем как в качестве межколесных, так и в качестве межосевых.

Рисунок 1.1 – Расчетная схема симметричного конического дифференциала

Сателлиты и полуосевые шестерни выполняются прямозубыми. Число зубьев сателлитов и шестерен может быть как четным, так и нечетным, но по условиям сборки должно подчиняться условию:

где – число зубьев полуосевой шестерни; – число сателлитов; К - целое число.

Шип крестовины под сателлитом испытывает напряжения смятия и среза.

Напряжения смятия s, Па, рассчитывают по формуле

, (1.2)

где – момент на корпусе дифференциала, Н×м; – радиус приложения осевой силы, действующей на ось сателлита, м; – диаметр оси сателлита (диаметр шипа крестовины), м; l – длина оси, на которой вращается сателлит, м.

Момент на корпусе , Н×м, межколесного дифференциала автомобиля с колесной формулой 4 2 определяют по формуле

, (1.3)

где – максимальный крутящий момент двигателя, Н×м; – передаточное число первой ступени коробки передач; – передаточное число главной передачи.

Радиус приложения осевой силы , м, действующей на ось сателлита, определяют по формуле

, (1.4)

где – внешний окружной модуль, м.

Диаметр шипа крестовины , м, рассчитывают по формуле

, (1.5)

где – допустимое давление между шипами и сателлитами, Па.

Допустимое давление между шипами и сателлитами дифференциалов :

· легковых автомобилей – = 80 МПа;

· грузовых автомобилей – = 100 МПа.

Длина оси l, м, на которой вращается сателлит, может быть приближенно определена по формуле

, (1.6)

где b – ширина зубчатого венца сателлита, м; – половина угла начального конуса сателлита, град.

Половину угла начального конуса сателлита , град, рассчитывают по формуле

, (1.7)

где – число зубьев сателлита.

Допустимые напряжения смятия – [s] = 50 ¸ 60 МПа .

Напряжение среза , Па, оси сателлита определяют по формуле

. (1.8)

Допустимые напряжения среза – = 100 ¸ 120 МПа .

Радиальные силы в симметричном дифференциале уравновешиваются, осевые воспринимаются корпусом дифференциала.

Торцы сателлитов рассчитывают на смятие под действием осевой силы. Осевую силу , Н, определяют по формуле

, (1.9)

где – радиус приложения окружной силы в зацеплении, м.

Угол зацепления – a = 20° .

Радиус приложения окружной силы в зацеплении при расчетах можно принять равным радиусу приложения осевой силы, действующей на ось сателлита.

Напряжение смятия , Па, торца сателлита рассчитывают по формуле

, (1.10)

где – диаметр торцевой поверхности сателлита, воспринимающей осевую нагрузку, м.

Диаметр торцевой поверхности сателлита , м, воспринимающей осевую нагрузку, определяют по формуле

. (1.11)

Допустимые напряжения смятия – = 10 ¸ 20 МПа .

Торцы полуосевых шестерен рассчитывают на смятие под действием осевой силы, действующей на полуосевую шестерню.

Осевую силу , Н, действующую на полуосевую шестерню, определяют по формуле

. (1.12)

Напряжение смятия торца полуосевой шестерни , Па, рассчитывают по формуле

, (1.13)

где , – наибольший и наименьший радиусы торцовой поверхности шестерни, воспринимающей осевую нагрузку, соответственно, м.

Наибольший радиус торцовой поверхности шестерни может быть принят равным радиусу приложения осевой силы, действующий на ось сателлита.

Наименьший радиус торцовой поверхности шестерни приближенно может быть определен по формуле

, (1.14)

где – радиус полуоси, м.

Минимальные диаметры полуосей приведены в таблице 1.2 .

Таблица 1.2 – Минимальные диаметры полуосей

Продолжение табл. 1.2

Допустимые напряжения смятия – = 40 ¸ 70 МПа .

При повороте число оборотов сателлита на оси не превышает = 20 ¸ 30 об/мин. Поэтому расчет на износ не обязателен. Число оборотов резко возрастает при буксовании, однако этот случай не характерен для нормальных условий эксплуатации.

Нагрузку на зубья сателлитов и полуосевых шестерен определяют из условия, что окружная сила распределена поровну между всеми сателлитами и каждый сателлит передает усилие двумя зубьями.

Расчетный момент на сателлите и на полуосевой шестерне, рассчитывают по формуле

. (1.15)

Расчет зубьев зубчатых колес дифференциала по напряжениям изгиба производят по формулам для конических главных передач. Допустимые напряжения изгиба зубьев – = 500 ¸ 800 МПа .

При выборе основных параметров зубчатых колес симметричных конических дифференциалов могут быть использованы данные таблицы 1.1 .

Таблица 1.1 – Геометрические параметры симметричных конических дифференциалов

Автомобиль	Число зубьев	Внешний окружной модуль, мм	Конусное расстояние, мм	Угол профиля	Ширина венца, мм	Число сателлитов
сателлитов	шестерен
ЗАЗ-968			3,50	39,13	20°30¢	11,0
Москвич-2140			4,13	35,53	22°30¢	12,6
ВАЗ-2101			4,0	37,77	22°30¢	12,0
ГАЗ-24			5,0	47,20	23°30¢	–––
УАЗ-469			4,75	44,90	22°30¢	35,0
ГАЗ-53А			5,75	62,62	22°30¢	21,0
ЗИЛ-130			6,35	78,09	22°30¢	27,0
Урал-375 Н			6,35	78,09	20°	27,0
КамАЗ-5320			6,35	78,09	22°30¢	27,0
МАЗ-5335			5,50	62,77	20°	22,5
КрАЗ-257Б1			8,0	98,39	20°	30,2
БелАЗ-540А			8,0	98,39	20°	30,2
БелАЗ-548А			9,0	110,68	20°	37,0

1. Бочаров Н. Ф. Конструирование и расчет машин высокой проходимости: учебник для втузов / Н. Ф. Бочаров, И. С. Цитович, А. А. Полунгян. – М.: Машиностроение, 1983. – 299 с.

2. Бухарин Н. А. Автомобили. Конструкция, нагрузочные режимы, рабочие процессы, прочность агрегатов автомобиля: учеб. пособие для вузов / Н. А. Бухарин, В. С. Прозоров, М. М. Щукин. – М.: Машиностроение, 1973. – 504 с.

3. Лукин П. П. Конструирование и расчет автомобиля: учебник для студентов втузов / П. П. Лукин, Г. А. Гаспарянц, В. Ф. Родионов. – М.: Машиностроение, 1984. – 376 с.

4. Осепчугов В. В. Автомобиль: Анализ конструкции, элементы расчета: учебник для студентов вузов / В. В. Осепчугов, А. К. Фрумкин. – М.: Машиностроение, 1989. – 304 с.

5. Проектирование трансмиссий автомобилей: Справочник / А. И. Гришкевич [и др.]. – М.: Машиностроение, 1984. – 272 с.

Составители

Алексей Владимирович Буянкин

Владимир Георгиевич Ромашко

Министерство образования Российской Федерации

Южно-Уральский государственный университет

Кафедра «Автомобили»

Пояснительная записка к курсовому проекту

По курсу: «Конструирование и расчет автомобиля»

На тему: «Расчет автомобиля ВАЗ 2104»

АТ - 434.00.00.00.00 ПЗ

Выполнил: студент группы АТ-434

Иванов И.И.

Проверил: Уланов А.Г.

Челябинск 2010г

1. Расчет сцепления

1.1 Оценка износостойкости фрикционных накладок

1.2 Оценка теплонапряженности сцепления

2. Расчет карданной передачи

3. Расчет дифференциала

4. Расчет синхронизатора

1. Расчет сцепления

Назначение сцепления. Требования к сцеплению

Сцепление предназначено для плавного трогания автомобиля с места, кратковременного разъединения двигателя и трансмиссии при переключении передач и предотвращению воздействия на трансмиссию больших динамических нагрузок, возникающих на переходных режимах и при движении по дорогам с плохим покрытием. При конструировании фрикционных сцеплений помимо основных требований (минимальная собственная масса, простота конструкции, высокая надежность и т.п.)

Необходимо обеспечить следующее:

·надежную передачу крутящего момента от двигателя к трансмиссии при любых условиях эксплуатации;

·плавное трогание автомобиля с места и полное включение сцепления;

·полное отсоединение двигателя от трансмиссии с гарантированным зазором между поверхностями трения;

·минимальный момент инерции ведомых элементов сцепления для более лёгкого переключения передач и снижения износа поверхности трения в синхронизаторе;

·необходимый отвод теплоты от поверхности трения;

·предохранение трансмиссии от динамических перегрузок.

Выбираемые параметры

Выбираем наружный диаметр ведомого диска из условия, что М д max =116НЧм и максимальной частоты вращения коленчатого вала двигателя щ max =5600об/мин=586,1рад/с:

D н =204 мм – наружный диаметр накладки,

D н =146 мм – внутренний диаметр накладки,

д=3,3 мм – толщина фрикционной накладки,

і=2 – число пар поверхностей трения.

1.1 Оценка износостойкости сцепления

Степень нагружения и износостойкость накладок сцепления принято оценивать двумя основными параметрами:

·удельным давлением на фрикционные поверхности;

·удельной работой буксования сцепления.

Расчет удельного давления на фрикционные поверхности:

p 0 = ≤ , Н/м 2 ,

где р пр – сила нормального сжатия дисков, Н;

F – площадь рабочей поверхности одной фрикционной накладки,

F = = 0,785 Ч (0,204 2 + 0,146 2) = 0,049 м 2 ;

[р 0 ]=0,25 МПа - допускаемое давление, обеспечивающее потребный ресурс работы накладок.

Определение силы нормального сжатия:

где М д max – максимальный момент двигателя, НЧм; =1,5 – коэффициент запаса сцепления; =0,4 – коэффициент трения; R ср – средний радиус фрикционной накладки,

R ср = 0,0875 м, р пр = 2,485 кН, а

р 0 = , 0,05 < 0,25 МПа –

потребный ресурс накладок обеспечен.

Расчет удельной работы буксования сцепления:

где L уд – удельная работа буксования; L д – работа буксования при трогании автомобиля с места, Дж; F сум – суммарная площадь рабочих поверхностей накладок, м 2 ;

Дж,

где J a – момент инерции автомобиля, приведенный к входному валу коробки передач,

О ф = дЧ(ь ф)Ч НЧмб

где, m a =1445 кг – полная масса автомобиля; m n =0 кг – полная масса прицепа; i k и i 0 – передаточные числа соответственно коробки передач и главной передачи (i k =3,67, i 0 =3,9); д=1,46 – коэффициент учета вращающихся масс.

J a = 1,46Ч1400Ч = 0,67 НЧм 2 ;

Расчетная угловая частота вращения коленчатого вала двигателя, рад/с; для автомобиля с карбюраторным двигателем; = = 586,1 3 = 195,35 рад/с, где, М r – момент сопротивления движению при трогании с места,

М m = g НЧм,

где, ш = 0,02 –коэффициент сопротивления качению (на горизонтальной дороге с асфальтовом покрытии); з тр =0,82 – к.п.д. трансмиссии.

M m = = 4,14 НЧм.

L д = = 50652 Дж.

L уд = = 0,52 МДж/м 2

L уд =0,52 МДж/м 2 =4 МДж/м 2 ,

следовательно потребный ресурс накладок обеспечен.

1.2 Оценка теплонапряжённости сцепления

Нагрев деталей сцепления за одно включение определяем по формуле:

где = 0,5 – доля теплоты, расходуемая на нагрев детали; с=0,48 кДж/(кгЧК) – теплоемкость детали; m д – масса детали кг; [Дt]=1015 .

m д =ЧН(R н - R вн)

где =7200м 3 /кг – плотность чугуна, R н =102 мм – наружный радиус нажимного диска,

R вн =73мм – внутренний радиус нажимного диска, m д =4,92 кг.

Дt = = 10,7 [Дt]

1.3 Расчет диафрагменной пружины

Расчетная схема для определения параметров диафрагменной пружины представлена на рис. 1. Диафрагменная пружина представляет собой пружину Бельвия, модифицированную для использования в автомобильных сцеплениях. Давление пружины создается ее участком между опорными кольцами, установленными на заклепках, закрепленных на кожухе сцепления, и наружным краем пружины, упирающимся в нажимной диск сцепления. Лепестки одновременно являются рычагами выключения, их упругость способствует плавному включению сцепления.

Е – модуль упругости первого рода;

0,25 – коэффициент Пуассона;

Н – высота пружины;

h – толщина пружины;

f пр – прогиб пружины;

Принимаем, что: h=2мм, а=60мм, с=70мм,d=80мм, b=90мм, Н=5мм.

Таблица 1

Р наж,кН	f,мм
4,29	1
5,0	2
3,66	3
1,82	4
1	5
2,73	6
5,03	6,5

Рис.1 Диафрагменная пружина

Рис.2 График зависимости перемещения от усилия на пружине

автомобиль сцепление дифференциал синхронизатор

2. Расчет карданной передачи

Исходные данные:

Прототип: Автомобиль ВАЗ-2103

Макс. част. вращения: 5600 об/мин =586,1 рад/c

Момент двигателя: 116 Нм

Передаточное число 1 передачи: 3,67

Передаточное число 4 передачи: 1,00

Внутренний диаметр вала: 66 мм

Толщина стенки: 2 мм

Длина карданного вала:

“Коробка передач – Промежуточная опора”: 606мм

“Промежуточная опора – Задний мост”: 785 мм

Плотность материала вала: 7800 кг/м 2

2.1 Определение критической частоты вращения

,

Определение максимальной частоты вращения карданного вала:

,

где = 1,1…1,2

Приведенный момент инерции:

Масса карданного вала

Тогда критическая угловая скорость для карданного вала:

Проверка по условию:

В данном случае условие выполняется, т.к.

2.2 Определение напряжения кручения

Напряжение кручения вала:

М кр = М дв. max Ч i 1 Чз кп = 116Ч3,67Ч0,99 = 421

Нм – крутящий момент на выходном валу коробки передач на низшей передаче,

Момент сопротивления при кручении.

Следовательно,

Условие по напряжению кручения карданного вала выполняется.

2.3 Расчет крестовины карданного вала

Определение напряжения смятия шипов крестовины:

где r = 47,2 мм – расстояние между серединами игольчатых роликов,

Угол установки карданного вала,

3 0 - для легковых автомобилей.

Следовательно, нормальная сила

Рис.3 Крестовина карданного вала напряжение смятия:

Определение напряжения изгиба шипов крестовины:

Определение касательного напряжения:

где d ш – диаметр шипа, d ш = 14,7 мм.

Следовательно, касательное напряжение:

Вывод: В расчете были определены основные параметры карданного вала привода задних колес ВАЗ – 2104. Полученные результаты удовлетворяют всем нормам и допущениям.

3. Расчет дифференциала

Необходимо определить нагрузку на зубья сателлитов, полуосевых шестерен, крестовину и нагрузки со стороны сателлитов на корпус дифференциала.

Требования к узлу:При анализе и оценке конструкции дифференциала, как и других механизмов, следует руководствоваться предъявляемыми к ним требованиями:

Распределение крутящих моментов между колесами и мостами в пропорции, обеспечивающей наилучшие эксплуатационные свойства (максимальную тяговую силу, хорошие устойчивость и управляемость)

Кроме того, к дифференциалу, как и ко всем механизмов автомобиля, предъявляют такие общие требования: обеспечение минимальных размеров и массы, простота устройства и обслуживания, технологичность, ремонтопригодность.

Прототип:В качестве прототипа возьмем дифференциал автомобиля ВАЗ – 2104. Дифференциал конический, двухсателлитный.

3.1 Определение нагрузки на зуб сателлита и полуосевых шестерен

Нагрузку на зуб сателлита и полуосевых шестерён определяют из условия, что окружная сила распределена поровну между всеми сателлитами, и каждый сателлит передает усилие двумя зубьями. Окружная сила, действующая на один сателлит:

где, r 1 – радиус приложения, r 1 = 0,025 м;

r 2 = 0,036 м;

n с – число сателлитов, n с = 2;

М к max – максимальный момент, развиваемый двигателем, М к max =116 НЧм;

u КП1 – передаточное число первой передачи, u КП1 = 3,67;

u ГП – передаточное число главной передачи, u ГП = 3,9;

К З = 1,7 – коэффициент запаса для автомобильной отрасли;

Шип крестовины под сателлитом испытывает напряжение среза

Рис.4 Зуб сателлита

где [ = 100 МПа, исходя из этого можно найти d;

Шип крестовины под сателлитом испытывает также напряжение смятия

где [ = 55 МПа, исходя из этого можно найти l 1 ;

Шип крестовины под сателлитом испытывает напряжение смятия в месте крепления в корпусе дифференциала под действием окружной силы

где [ = 55 МПа, исходя из этого можно найти l 2 ;

3.2 Определение давления торца сателлита на корпус дифференциала

Давление торца сателлита на корпус дифференциала определяется напряжение смятия.

где [ = 15 МПа;

4. Расчет синхронизатора

Требования к узлу: При анализе и оценке конструкции коробки передач, как и других механизмов, следует руководствоваться предъявляемыми к ним требованиями:

·обеспечение оптимальных тягово – скоростных и топливно – экономических свойств автомобиля при заданной внешней характеристики двигателя;

·бесшумность при работе и переключении передач;

·легкость управления;

·высокий КПД;

Кроме того, к коробке передач, как и ко всем механизмам автомобиля, предъявляют такие общие требования:

·обеспечение минимальных размеров и массы;

·простота устройства и обслуживания;

·технологичность;

·ремонтопригодность;

Коробка передач четырехступенчатая с синхронизаторами на всех передачах переднего хода. Главная передача цилиндрическая, косозубая.

Передаточные числа:

первая передача – 3,75;

вторая передача – 2,30;

третья передача – 1,349;

четвертая передача – 1;

задний ход – 3,53;

главная передача – 3,9;

n – максимальная частота вращения коленчатого вала двигателя,

n – 5600 об/мин;

4.1 Определение момента трения в синхронизаторе

Для выравнивания угловых скоростей соединяемых элементов необходимо на поверхностях конусов создавать момент трения М тр

где t – время синхронизцаии, t = 1 с;

J– момент инерции, соответствующий деталям, вращающимся вместе с шестерней включаемой передачи;

щ е - угловая скорость коленчатого вала,

– передаточное отношение включаемой передачи, = 2,30,

– передаточное число выключаемой передачи, = 3,75.

;

;

Момент инерции ведущего вала определяется из соотношения

Момент трения, создаваемый на корпусных поверхностях, может быть выражен через нормальную силу Р n на конусах синхронизации:

(3)

где Р n – нормальная сила на поверхности трения;

µ - коэффициент трения, µ = 0,06;

r ср – средний радиус конуса.

В свою очередь, нормальная сила может быть выражена через усилие Q, создаваемое водителем при включении передачи

Подставив уравнение (4) в уравнение (3) и выразив средний радиус конуса получится следующее

Q – усилие, создаваемое водителем при включении передачи определяются по формуле

где Р рыч – сила, прикладываемая к ручке переключения передач; Р рыч =60 Н;

5 передаточное отношение привода,

Q = 60ч5 = 12 Н,

Ширина кольца синхронизатора по образующей конуса определяется по формуле

где = 1МПа – условное допустимое давление.

Рис 1. Схема синхронизатора

Поверхности блокирующих элементов выполняют под углом в удовлетворяющий условию

где µ - коэффициент трения блокирующих поверхностей,

29 мм – средний радиус на котором расположены блокирующие элементы

Для того, чтобы передача не могла быть включена до полного выравнивания угловых скоростей, сила Q, приложенная к муфте синхронизатора, должна быть меньше

Рис 2. Схема динамической системы синхронизатора

При выполнении курсового проекта необходимо определить:

модуль шестерен дифференциала;

давление на ось сателлитов в сателлите;

давление на ось сателлитов в коробке дифференциала;

давление по торцу сателлитов;

давление по торцу полуосевых шестерен.

Средний модуль зубчатых колес дифференциала определяют по максимальному моменту с учетом того, что каждый сателлит передает нагрузку через два зуба

где q – число сателлитов; – число зубьев сателлита;
;
- определяют как при расчете шестерен коробки передач.

Давление на ось сателлита в самом сателлите

.

Давление на ось сателлита в коробке дифференциала

.

Давление по торцу сателлитов

.

Давление по торцу полуосевых шестерен

,

где r –радиус средней точки зуба сателлита; d- диаметр оси сателлита; -радиус средней точки оси сателлита в коробке дифференциала; - диаметр торцевой опорной поверхности сателлита; и - меньший и больший диаметры контактных поверхностей полуосевой шестерни с корпусом дифференциала.

Допустимые давления
- составляют 70 МПа.

В процессе дипломного проектирования необходимо также проанализировать влияние конкретного дифференциала на топливную экономичность, тяговые свойства, проходимость и управляемость автомобиля.

6.6. Расчет полуосей

Расчетные схемы нагружения полуразгруженной и полностью разгруженной полуосей, как наиболее часто встречающихся, показаны на рис. 6.2.

На рис 6.2 изображены следующие силовые факторы, воздействующие на ведущее колесо: крутящий момент от тяговой
или от тормозной
силы; вызванная этим моментом тяговая или тормозная сила при торможении центральным тормозом; боковая сила , возникающая при поворотах или заносах: нормальная реакция . Совместное действие максимальной продольной или поперечной сил исключается вследствие ограниченного значения силы сцепления колеса с дорогой.

В общем случае при расчете полуосей рассматривают три характерных режима нагружения:

а) максимальная тяга или торможение;

б) занос автомобиля

в) переезд через препятствие.

Полностью загруженные полуоси следует рассчитывать только для первого нагрузочного режима, так как только данный режим характеризуется воздействием крутящего момента.

Аналитические выражения для расчета сил и реакций, воздействующих на ведущее колесо при указанных режимах нагружения, приведены в табл.6.2.

Таблица 6.2

Аналитические выражения для расчета сил и реакций, воздействующих на ведущее колесо

Сила, реакция	Максимальная тяга или торможение	автомобиля	препятствие
(по двигателю)
(по сцеплению)

* При расчете используется один из коэффициентов или , характеризующих перераспределение нормальных реакций соответственно от силы тяги или от торможения.

** Знак “+” относится к полуоси внутреннего колеса по отношению направления заноса, знак “-” – к полуоси наружного колеса.

Коэффициент динамического перераспределения нагрузки для всех автомобилей и для полноприводных автомобилей определяют по формуле

,

где - ордината центра масс автомобиля;
по передней оси.

Верхний знак формулы относится к переднему мосту при торможении и к заднему – при разгоне, нижний – к переднему мосту при разгоне и к заднему при торможении.

При разгоне в заднеприводном автомобиле коэффициент динамического перераспределения нагрузки на заднюю ось
, в переднеприводном автомобиле коэффициент динамического перераспределения нагрузки на переднюю ось
, где L – база автомобиля м,
.

Значения сил и реакций в табл.6.2 расчитывают при
,
, коэффициент динамичности
принимается равным: 1,75 - для легковых автомобилей и 2,5 – для грузовых.

Размеры полуосей определяют исходя из наиболее опасного случая нагружения. Расчет ведут по наиболее нагруженному сечению (для полуразгруженной полуоси – зона установки подшипника).

При первом нагрузочном режиме в опасном сечении полуразгруженной полуоси возникают напряжения изгиба и кручения. Эквивалентные напряжения, исходя из третьей теории прочности, определяют по формуле

, (6.1)

где d – диаметр полуоси в опасном сечении.

В формулу (6.1) подставляют меньшее из двух значений тяговой силы , определенных по аналитическим зависимостям табл.6.2, - по двигателю и по сцеплению колес с дорогой.

При заносе изгибные напряжения, действующие на полуось:

,

где верхние знаки относятся к внутренней полуоси, а нижние – к наружной по отношению к направлению заноса.

При переезде ведущих колес через препятствие изгибные напряжения

.

Полностью разгруженную полуось рассчитывают только на кручение при режиме максимальной тяговой силы
.

Полуось рассчитывают также крутильную жесткость, оцениваемую относительным углом закручивания, который не должен превышать
на 1 м длины

,

где - полярный момент инерции сечения полуоси.

Полуоси изготовляют из легированных сталей марок 30ХГС, 40ХМА, 40Х и подвергают закалке ТВЧ. Коэффициент запаса прочности по пределу текучести
. В выполненных конструкциях
МПа,
МПа.

Шлицы полуосей рассчитывают на смятие и срез: [] =70МПа,
МПа.

При использовании для привода колес карданных валов их рассчитывают по методике, изложенной в разд.4.

Подшипники полуосей и колес выбирают по статической нагрузке, приходящейся на колесо,
. Другими нагрузками, действующими на колесо, пренебрегают вследствие их относительной малости
или кратковременности действия
. Расчетное число оборотов подшипников определяется исходя из средней скорости движения автомобиля.

Пусть дана дифференциальная передача, у которой известны числа зубцов всех колёс (рис. 9):

Рис. 9. Дифференциальная передача. Пример расчета.

z 1 =80; z 2 =20; z 2" =30; z 3 =30; n 1 =300 об/мин; n H =200 об/мин.

Требуется определить числа оборотов всех колёс передачи.

По формуле Виллиса:

Знак «–» перед значением n 3 соответствует случаю, когда направление вращения звена 4 противоположно направлению вращений звеньев 1 и H .

n 2 = n 2’ , так как z 2 и z 2’ жестко скреплены на одном валу.

Если в дифференциальной передаче ведущие звенья связать между собой дополнительной зубчатой передачей, то получится замкнутая дифференциальная передача .

Дифференциальная замкнутая передача

Замкнутая дифференциальная передача имеет одно ведущее звено (подвижность ) и подвижные центральные колёса.

В качестве примера рассмотрим дифференциальную передачу, (рис. 10, а ) в которой два ведущих звена 1 и H . Если эти звенья замкнуть рядом колёс 1` , 5` , 5, 4, то получится замкнутая дифференциальная передача (рис. 10, б ).

Рис. 10 Получение дифференциальной замкнутой передачи

Обычно для кинематического исследования таких передач составляется система двух алгебраических уравнений. Одно из них – уравнение для определения передаточного отношения от ведущего звена к ведомому звену дифференциальной части с помощью формулы Виллиса. Второе уравнение – уравнение замкнутости для определения передаточного отношения рядовой части передачи.

В результате решения полученной системы определяются угловые скорости всех звеньев, и соответственно, передаточное отношение механизма.

Для случая на рис. 10, б принимаем за ведущее звено 1. Система уравнений записывается в виде:

Числитель и знаменатель левой части уравнения (6) делим на w 1:

,

используя (7), получаем

Для определения угловых скоростей сателлитов используем методику из предыдущего примера:

Планетарные передачи

Планетарный механизм, у которого одно из центральных колёс закреплено неподвижно, называется планетарной передачей . Неподвижное центральное колесо называют опорным . Например, если в дифференциальной передаче (рис. 10) центральное колесо 3 жестко соединить со стойкой, то получится планетарная передача с одной степенью подвижности (рис. 11).

Следовательно, задавая движение центрального колеса 1, получают значение угловой скорости водила H . Если же задана w H , то можно определить w 1 .

Планетарные передачи применяют для получения значительных передаточных отношений, повышенных значений КПД при габаритах меньше, чем габариты рядовых передач.

Рис. 11. Планетарная передача.

Для вывода формулы передаточного отношения в планетарной передаче (рис. 11) применяется формула Виллиса:

,

так как w 3 =0.

Следовательно, при ведущем колесе 1. при ведущем поводке H .

– передаточное отношение обращенного движения при неподвижном поводке и раскреплённом колесе 3: .

В общем случае для планетарных передач:

где – передаточное отношение от подвижного колеса 1 к неподвижному центральному колесу n при остановленном поводке H .

Определяется по соотношениям (8) для рядовых передач.

Смешанные передачи

Передачи, состоящие из рядовых и планетарных механизмов, называются смешанными или комбинированными . Порядок расчёта таких передач следующий:

1. Вся передача разделяется на отдельные простейшие виды известных передач по принципу: выходное звено предыдущей является входным для последующей ступени.

2. Подсчитываются передаточные отношения выделенных механизмов.

3. Общее передаточное отношение всего смешанного соединения равно произведению отдельных передаточных отношений из п. 2.

4. Определение угловых скоростей центральных колёс и сателлитов основано на методиках, изложенных в предыдущих разделах.

В качестве иллюстраций рассмотрим ряд примеров.

Пример 1. Определить передаточное отношение редуктора (рис. 12).

Рис. 12. Схема редуктора.

Решение.

а) Расчленяем смешанное соединение на рядовую передачу с кратным зацеплением (1,2,2`,3) и на планетарную передачу (3`,4,4`,5,H );

б) ;

е) Для нахождения угловой скорости сателлитов:

Пример 2. Определить передаточное отношение редуктора (рис. 13).

Рис. 13. Схема редуктора.

Решение.

а) Выделяем элементарные передачи: (1,2); (2`,3,3`,4,H 1); (H 2 , 4`,5, 5`,6);

б) ;

г) ;

д) ;

е) ;

ж) Чтобы, например, найти угловую скорость сателлитов 3 – 3` воспользуемся формулой:

где можно определить из пункта г).

Пример 3. Определить передаточное отношение , w 4, w 5 редуктора (рис. 14).

Рис. 14. Схема редуктора.

Решение.

а) Выделяем следующие ступени: рядовую передачу 1,2,2`,3; планетарную передачу 3`,4,6,H ; планетарную передачу H ,5,7,4`,8; рядовую передачу 8`,9;

в) (знак «–» выбран в соответствии с правилом стрелок);

г) ;

д) ;

ж) ;

з) При ведущем колее 1 из пунктов в) и г) находим:

; далее, ,

.

Пример 4. Определить по исходным данным количество зубьев 9-го и 10-го колёс механизма (рис. 15).

Рис. 15. Схема редуктора

Дано: z 1 =20; z 2 =60; z 3 =20; z 4 =15; z 5 =60; z 6 =65; z 7 =78; z 8 =24; n 1 =3200 об/мин; n 10 =200 об/мин.

Решение.

а) ;

;

в) ;

д) ,

;

е) ;

ж) Из условия соосности всего механизма:

з) .

Порядок выполнения работы

1. Составить кинематическую схему исследуемого зубчатого механизма. Если схема известна, то перейти к пункту 2.

2. Определить степень подвижности и вид механизма.

3. В зависимости от условия задачи сформировать значения исходных данных: числа зубьев колёс, модуль, угловые скорости ведущих звеньев и т.п.

4. Составить алгоритм подсчёта передаточного отношения соединения.

5. Провести расчёты.

6. Если необходимо, то определить значения угловых скоростей всех звеньев механизма, задав численное значение угловой скорости ведущего звена.

7. Для натурного механизма проверить правильность полученного передаточного отношения путём отметки относительного направления вращения ведущего и ведомого звеньев и замера чисел оборотов.

8. Сделать выводы по результатам работы.

5. Варианты расчётных заданий

№ Ва-ри-анта	Кинематическая схема	Условия
		Дано: z 0 =20, z 1 =30, z 2 =100, z 3 =100, z 4 =30, z 5 =90, z 6 =20, z 7 =30, z 8 =10, w 0 =55 с -1 . Найти: i 0-8 , w 1 , w 8 .
		Дано: z 0 =20, z 1 =56, z 2 =22, z 3 =18, z 4 =68, z 5 =24, z 6 =24, z 7 =40, z 8 =44, z 9 =64, z 10 =22, z 11 =28, z 12 =40, z 13 =20, z 14 =18, z 15 =102, n 0 =900 об/мин. Найти: i 0-15 , n 15 , n 5 , n 9 .
		Дано: z 0 =20, z 1 =40, z 2 =35, z 3 =70, z 4 =15, z 5 =30, n 5 =115 об/мин. Найти: n 1 , n 4 .
		Дано: z 0 =20, z 1 =60, z 2 =20, z 3 =15, z 4 =60, z 5 =65, z 6 =78, z 7 =24, m 8-9 =6, n 0 =3200 об/мин, n 9 =200 об/мин. Найти: межосевое расстояние между 8 и 9 колёсами.
		Дано: z 0 =24, z 1 =24, z 2 =28, z 3 =80, z 4 =28, z 4 =26, z 5 =30, z 6 =12, z 7 =28, n 8 =250 об/мин. Найти: n 0 .
		Дано: z 0 =20, z 1 =22, z 2 =80, z 3 =80, z 4 =18, z 5 =30, z 6 =30, z 7 =18, n 0 =650 об/мин. Найти: i 0-7 , n 4 .
		Дано: z 0 =80, z 1 =30, z 2 =40, z 3 =28, z 4 =24, z 5 =42, z 6 =40, z 7 =80, z 8 =28, z 9 =40, w 0 =10 с -1 . Найти: i 0-9 , w 3 , w 5 .
		Дано: z 0 =20, z 1 =60, z 2 =20, z 3 =15, z 4 =60, Z 5 =65, z 6 =78, z 7 =24, n 0 =3200 об/мин, n 9 =200 об/мин. Найти: z 8 и z 9 .
		Дано: z 0 =20, z 1 =17, z 2 =57, z 3 =80, z 4 =25, z 5 =20, z 6 =85, z 7 =90, z 8 =14, z 9 =61, n 0 =900 об/мин. Найти: i 0-9 , n 1 , n 5 .
		Дано: z 0 =20, z 1 =40, z 2 =30, z 3 =34, z 4 =30, z 5 =34, z 6 =28, z 7 =40, z 8 =20, z 9 =70, n 0 =300 об/мин. Найти: i 0-9 , n 1 .

Литература

1. Теория механизмов и механика машин: учебник для вузов / К.В. Фролов [и др.] ; МГТУ им. Н. Э. Баумана; Под ред. К.В. Фролова.- 5-е изд., стер.- М.: Изд-во МГТУ им. Н. Э. Баумана, 2004 .- 662 с.

2. И. И. Артоболевский. Теория механизмов и машин. М., 1988.

3. И. И. Артоболевский, Б. В. Эдельштейн. Сборник задач по теории механизмов и машин. М., 1973.

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования

«КУЗБАССКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ ИМЕНИ Т.Ф. ГОРБАЧЕВА»

ФИЛИАЛ КузГТУ в г. НОВОКУЗНЕЦКЕ

Кафедра эксплуатации автомобилей

Курсовой проект по курсу: “Автомобили""

Выполнил: студент гр. МА-081

Бурмистров Д.А.

Руководитель: Стенин Д.В.

Новокузнецк 2012

1. Расчёт сцепления

2. Расчёт привода сцепления

3. Расчёт коробки передач

3.1 Определение основных параметров коробки передач

3.2 Расчёт зубчатых колёс коробки передач на прочность

3.3 Расчёт синхронизаторов

4. Расчёт карданной передачи

4.1 Расчёт карданного вала

4.2 Расчёт крестовины карданного шарнира

4.3 Расчет вилки карданного шарнира

4.4 Расчет подшипников карданного шарнира

5. Расчёт главных передач

5.1 Расчет гипоидной главной передачи

6. Расчёт дифференциала

7. Расчёт полуосей

Список используемой литературы

1. Расчёт сцепления

Статический момент трения сцепления определяют по формуле

где Мс - статический момент трения сцепления, Нм;

Коэффициент запаса сцепления.

Значение коэффициента запаса сцепления выбирается по таблице 2.1

Таблица 1.1- Коэффициент запаса сцепления.

Средний радиус дисков определяют по формуле:

где Rс - средний радиус дисков, м;

Rн, Rв - соответственно, наружный и внутренний радиус фрикционных накладок, м.

Ориентировочно средний радиус дисков можно определить следующим образом. Наружный радиус дисков определяют по формуле

где Rн - наружный радиус дисков, см;

Меmax- максимальный крутящий момент двигателя, кгсм;

А - коэффициент.

Коэффициент выбирается в зависимости от вида транспортного средства:

Для легковых автомобилей - А=4,7;

При этом внутренний радиус фрикционных накладок:

где Rв - внутренний радиус дисков, м.

Рассчитанные величины необходимо привести в соответствие с требованиями ГОСТ 12238 - 76 (табл. 2.2)

Таблица 1.2 - Диаметры фрикционных накладок.

	185, 200, 220, 230		195, 200, 210, 240,

Диаметры фрикционных накладок:

В соответствии с ГОСТ принимаем D=215мм, d=150мм.

Нажимное усилие пружин рассчитывают по формуле:

где Р - нажимное усилие пружин, Н;

i - число пар трения.

Число пар трения для однодисковых сцеплений - i= 2;

Расчетный коэффициент трения - = 0,25;

Нажимное усилие диафрагменной пружины определяют по формуле

где Е - модуль упругости первого рода, Па;

Толщина диафрагменной пружины, 0,002 м;

l1 - перемещение пружины в месте приложения силы, действующей со стороны ведомого диска, 0,002 м;

k1, k2 - коэффициенты;

h - высота сплошного кольца диафрагменной пружины, м;

Коэффициент Пуассона, 0,3 м/м.

De- наружный диаметр сплошного кольца диафрагменной пружины, 0,215 м.

Рис 1. Расчетная схема диафрагменной пружины.

Модуль упругости 1-го рода - Е= 2·105 МПа .

Толщина диафрагменной пружины - = 2,0 мм .

Перемещение пружины в месте приложения силы -

Коэффициенты определяют по формуле

k1=0,14/0,215=0,65

где Da- внутренний диаметр сплошного кольца диафрагменной пружины, м.

Так как в расчетах можно принять наружный диаметр сплошного кольца диафрагменной пружины равным наружному диаметру дисков сцепления, то из рекомендуемого соотношения 5 можно найти наружный диаметр сплошного кольца.

Da=De/1,5=0,215/1,5=0,14 м.

k2=0,1775/0,215=0,82

где Dc- средний диаметр сплошного кольца диафрагменной пружины, м.

Средний диаметр сплошного кольца диафрагменной пружины можно приближенно вычислить по формуле

Dc=(0,215+0,14)/2=0,1775 м.

Усилие при выключении отличается от нажимного усилия передаточным числом диафрагменной пружины:

PУmax= 2248,05*=921,33

Di- внутренний диаметр лепестков диафрагменной пружины, м.

Внутренний диаметр лепестков диафрагменной пружины можно определить из рекомендованного соотношения 4:

Di=De/3=0,215/2,5=0,086м.

Высоту сплошного кольца диафрагменной пружины можно найти, задаваясь значением из рекомендованного соотношения 4:

h=д*2,0=0,002*2=0,004 м.

Отношение высоты сплошного кольца диафрагменной пружины к ее толщине определяет нелинейность пружины. При на характеристике пружины имеется большая область с постоянной осевой силой; при возможно "выворачивание" пружины.

Давление на фрикционные накладки рассчитывают по формуле:

где Р0 - давление на фрикционные накладки, МПа;

F- площадь поверхности одной стороны фрикционной накладки, мм2.

Допустимые давления на фрикционные накладки - = 0,15 - 0,25 МПа.

Удельную работу буксования сцепления рассчитывают по формуле:

Дж/см2 (1.12)

Lб- работа буксования, Дж;

F - площадь поверхности одной стороны фрикционной накладки, м2.

где Ja- момент инерции приведенного к коленчатому валу двигателя маховика, заменяющего поступательно движущуюся массу автомобиля, кгм2;

е - угловая скорость коленчатого вала, рад/с;

М- момент сопротивления движению автомобиля, приведенный к коленчатому валу двигателя, Нм;

Момент инерции условного маховика, заменяющего собой поступательно движущуюся массу автомобиля, рассчитывают по формуле:

где Jа - момент инерции условного маховика, кгм2;

Jм- момент инерции маховика двигателя, кгм2;

Jв- момент инерции условного маховика, приведенного к ведущему валу коробки передач, кгм2;

Момент инерции условного маховика, приведенного к ведущему валу коробки передач, рассчитывают по формуле:

Кгм2; (1.15)

где Ма - полная масса автомобиля, кг;

rк - радиус качения колеса, м;

i0 - передаточное число главной передачи;

i1- передаточное число первой ступени коробки передач.

Угловая скорость коленчатого вала двигателя для автомобилей с бензиновым двигателем определяют по формуле:

Рад/с; (1.16)

где е - угловая скорость коленчатого вала двигателя, рад/с;

м - угловая скорость при максимальном крутящем моменте, рад/с;

Угловая скорость коленчатого вала двигателя определяют по формуле:

где n - частота вращения коленчатого вала двигателя, об/мин.

Момент сопротивления движению автомобиля, приведенный к коленчатому валу двигателя, рассчитывают при допущении о равенстве радиусов качения всех колес автомобиля по формуле

где g - ускорение свободного падения, кг/мс2;

тр - КПД трансмиссии.

Допустимая удельная работа буксования:

для легковых автомобилей - = 50 - 70 Дж/см2;

Нагрев ведущего диска при одном трогании с места рассчитывают по формуле:

гдеТ - нагрев ведущего диска, С;

Доля теплоты, поглощаемая диском;

Mд- масса нажимного диска, кг;

Сд- удельная теплоемкость стали, 481,5 Дж/кгград;

сст = 7700кг/м3;

Доля теплоты, поглощаемая диском:

для ведущего диска однодискового сцепления и среднего диска двухдискового - = 0,5;

Радиальные размеры дисков выбираются, исходя из размеров фрикционных накладок. Толщина дисков предварительно принимается в зависимости от наружного диаметра накладок и затем уточняется по результатам теплового расчета сцепления:

где Sд - толщина дисков, м.

Допустимый нагрев нажимного диска - [Т] = 10 - 15 С.

2 . Р асчёт привода сцепления

Привод сцепления гидравлический

Рис. 2 Схема гидравлического привода сцепления.

Удобство управления сцеплением обеспечивается правильным выбором передаточного числа привода, чтобы иметь:

1.Оптимальную величину перемещения педали, не более:

для легковых автомобилей - Sпед= 160 мм;

2.Максимальную величину усилия на педали, не более:

Сцепления с усилителем - Рпед= 150 Н;

Сцепления без усилителя - Рпед= 250 Н.

Усилие на педали определяют по формуле

где Рпед - усилие на педали, Н;

пр - КПД привода сцепления.

Принимаем пр= 0,9;

ip - передаточное число рычагов включения.

Принимаем ip = 4,4;

iпр - передаточное число привода.

Принимаем iпр= 40;

Полный ход педали сцепления при гидроприводе рассчитывают по формуле:

д - величина зазора в механизме выключения

Принимаемд = 4мм

ДS - ход нажимного диска.

Принимаем ДS = 2мм

3 . Расчёт коробки передач

Рис. 3. Принципиальная кинетическая схема четырёхступенчатой коробки передач.

3 .1 Определение осно вных параметров коробки передач

Межосевое расстояние можно определить по формуле:

где Ме мах максимальный крутящий момент двигателя, Нм; А - межосевое расстояние, мм; а - коэффициент. Для легкового автомобиля с дизелем а = 20,5-21,5

Принимаем а = 20,5

Устанавливаем значения нормального модуля зубчатых колёс коробок передач:

Нормальный модуль определяется по формуле:

где mн - нормальный модуль, м; d0 - диаметр начальной окружности, м; z - число зубьев зубчатого колеса.

Значения нормального модуля зубчатых колес коробки передач выбираем из таблицы 3.1

Таблица 3.1 - Значения нормального модуля зубчатых колес коробок передач.

Принимаем mн = 2,75 мм;

Рабочую ширину венцов зубчатых колес коробки передач можно определить из соотношения:

где b - рабочая ширина венца зубчатого колеса, м.

b = 7·2,75 = 19мм = 0,019 м.

Угол наклона спирали зуба:

Передаточное число приводаiп= 1,6 … 2,5;

Принимаем iпр= 1,6;

Число зубьев зубчатого колеса первичного вала Z1= 17 - 27;

Принимаем Z1= 20;

Передаточное число зубчатой пары:

Iпары = ii/ iпр;(3.4)

Iпары = i2/ iпр= 1,52/1,6= 0,95;

Число зубьев зубчатого колеса на ведомом валу:

Z5 = Iпары·Z6;

Z5 = 0,95·41 = 39;

Первая передача:

Iпары1 = i1 / iпр;

Iпары1 = 1,89/ 1,6 = 1,18;

Z11 = 1,18·37 =43 ;

Вторая передача:

Iпары2 = i2/ iпр;

Iпары2 = 1,52/ 1,6 = 0,95;

Z9 = 0,95·41 = 39;

Третья передача:

Iпары3 = i3 / iпр;

Iпары3 = 1,22/ 1,6 = 0,76;

Z7 = 0,76·46 = 35;

Четвёртая передача:

Iпары4 = i4 / iпр;

Iпары4 = 0,98/ 1,6 = 0,6;

Z5 = 0,6·51 = 30;

Пятая передача:

Iпары5 = i5/ iпр;

Iпары5 = 0,78/ 1,6 = 0,48;

Z3 = 0,48·55 = 26;

Шестая передача:

Iпары6 = i6/ iпр;

Iпары6 = 0,63/ 1,6 = 0,39;

Z1 = 0,39·58 =22 ;

Необходимо проверить межосевое расстояние по числу зубьев:

Определение диаметров начальных окружностей:

d = mн*Z ,мм;

d1 = mн*Z1 = 2,75·22 = 60,5мм;

d2 = 159,5мм;d6 = 140,25 мм;d10 = 112,75 мм;

d3 =71,5 мм;d7 = 96,25 мм;d11 = 118,25 мм;

d4 = 151,25 мм;d8 = 126,5 мм;d12 = 101,75 мм;

d5 = 82,5 мм;d9 = 107,25 мм;

3 .2 Расчёт зубчатых кол ёс коробки передач на прочность

где iк - передаточное число до рассчитываемого зубчатого колеса; r0 - радиус начальной окружности зубчатого колеса, м.

iк1=1; iк2=iпр; iк3=iпр·i1; iк4=iпр; iк5=iпр·i2; iк6=iпр;

iк7= iпр·i3; iк8= iпр; iк9= iпр·i4; iк10= iпр; iк11= iпр·i5; iк12= iпр;

Коэффициент формы зуба приближенно определяют по формуле:

Последующие расчёты сведены в таблицу 5.1

Напряжения изгиба рассчитываются по формуле:

где и - напряжение изгиба, Па; Р - окружное усилие, Н;

y - коэффициент формы зуба.

где Е модуль упругости 1-го рода Па; сж - контактные напряжения, Па; - угол зацепления шестерен, град; r1, r2 - радиусы начальных окружностей шестерен в паре, м;

Модуль упругости 1-го рода - Е= 2·105 МПа;

Угол зацепления шестерен - =20;

Последующие расчёты сведены в таблицу 5.1

Таблица 3.2

Допустимые значения напряжения сжатия 1500-2000 МПа;

Допустимые значения изгиба зубьев 350-400 МПа;

3 .3 Расчёт синхронизаторов

Рис. 4. Расчетная схема инерционного конусного синхронизатора.

Удельную работу буксования рассчитывают по формуле:

где lс - удельная работа буксования, МДж/м2;

Lc - работа буксования при выравнивании угловых скоростей вала и установленного на нем зубчатого колеса, Дж;

Fс - площадь поверхности трения синхронизатора, м2.

Работу буксования определяют по формуле:

где Jпр - суммарный приведенный момент инерции, кг·м2;

е - расчетная угловая скорость коленчатого вала двигателя при переключении передач, рад/с;

iк - передаточное число выключаемой передачи; iк+1 - передаточное число включаемой передачи.

Суммарный приведенный момент инерции можно определить по формуле:

где Jсц - момент инерции ведомого диска сцепления, кг·м2;

Jвщ - момент инерции ведущего вала коробки передач, кг·м2;

Jквщ - момент инерции ведущей шестерни привода промежуточного вала,кг·м2;

Jпром- момент инерции промежуточного вала, кг·м2;

Jкпром - момент инерции шестерен постоянного зацепления на промежуточном валу, кг·м2;

Jквд - момент инерции зубчатого колеса на ведомом валу коробки передач, кг·м2.

Момент инерции диска (шестерни, вала):

где J - момент инерции, кгм2;

M - масса диска, кг;

R - радиус диска, м.

Диаметр ведущего вала коробки передач определяют:

где dвщ - диаметр ведущего вала, мм;

k - коэффициент.

Коэффициент - k= 4,0 - 4,6

где lвщ - длина ведущего вала, мм.

lвщ = dвщ/0,16 = 162,5 мм;

Jвщ = 1,02·0,0152=0,0007 кг·м2;

M= с· lвщ; (3.15)

M= 7700·0,1625·=0,88, кг;

Jквщ = M·R2;

Jквщ = M·R2=3,38·0,0722=0,017, кг·м2;

М=с·р·R2·B, кг;

где B - рабочая ширина венца зубчатого колеса, м.

М=7700·3,14·0,0722·0,027 = 3,38, кг;

Jпром = M·R2, кг·м2;

Диаметр промежуточного вала:

dпром = 0,45·А, м;

dпром = 0,45·0,1048=0,047, м;

М = с·lпром·р·R2,кг;

М = 7700·0,28·3,14·0,02352=3.74 кг;

; lпром = 0,047/0,17=0,28, м;

Jпром = 3,74·0,02352 = 0,0021 кг·м2;

Jкпром = J2+J4+ J6+ J8+ J10+ J12, кг·м2;

J2 = M·R2=2,35·0,062=0,008,кг·м2;

М2=с·р·R2·B=7700·3,14·0,062·0,027=2,35кг;

J4 = M·R2=2,19·0,0582=0,003,кг·м2;

М4=с·р·R2·B=7700·3,14·0,0582·0,027=2,19 кг;

J6 = M·R2=1,9·0,0542=0,0029,кг·м2;

М6=с·р·R2·B=7700·3,14·0,0542·0,027=1,9 кг;

J8 = M·R2=1,49·0,0482=0,0034,кг·м2;

М8=с·р·R2·B=7700·3,14·0,0482·0,027=1,49 кг;

J10 = M·R2=1,2·0,0432=0,002,кг·м2;

М10=с·р·R2·B=7700·3,14·0,0432·0,027=1,2 кг;

J12 = M·R2=0,99·0,0392=0,002,кг·м2;

М12=с·р·R2·B=7700·3,14·0,0392·0,027=0,99 кг;

Jкпром = 0,008+0,003+ 0,0029+ 0,0034+ 0,002+0,0015=0,021 , кг·м2;

Jквд = J1+ J3+ J5+ J7+ J9+ J11, кг·м2;

J1 = M·R2=0,75·0,0342=0,0009,кг·м2;

М1=с·р·R2·B=7700·3,14·0,0342·0,027=0,75 кг;

J3 = M·R2=0,99·0,0392=0,0015,кг·м2;

М3=с·р·R2·B=7700·3,14·0,0392·0,027=0,99 кг;

J5 = M·R2=1,2·0,0432=0,0022,кг·м2;

М5=с·р·R2·B=7700·3,14·0,0432·0,027=1,2 кг;

J7 = M·R2=1,5·0,0482=0,0035,кг·м2;

М7=с·р·R2·B=7700·3,14·0,0482·0,027=1,5 кг;

J9 = M·R2=1,76·0,0522=0,005,кг·м2;

М9=с·р·R2·B=7700·3,14·0,0522·0,027=1,76 кг;

J11 = M·R2=2,2·0,0582=0,006,кг·м2;

М11=с·р·R2·B=7700·3,14·0,0582·0,027=2,2 кг;

Расчётная угловая скорость коленчатого вала двигателя при переключении передач:

щ2 = (0,7-0,8)·щn;

где n угловая скорость коленчатого вала двигателя при максимальной мощности.

е = 0,8·659,4=527,5, с-1;

где r - средний радиус поверхности трения конуса синхронизатора, м;

где Мт - момент трения на поверхности конуса, Н·м;

Половина угла при вершине конуса, град. Принимаем 12;

Коэффициент трения. Принимаем: 0,1;

S - осевая сила, Н.

где tс - время синхронизации, с.

Принимаем tс - 0,5 с.

где Ррыч - усилие, прикладываемое водителем к рычагу коробки передач, Н;

iрыч - передаточное число рычага переключения передач.

Принимаем: Ррыч - 100Н, iрыч - 11

сцепление карданный зубчатый колесо

Ширину кольца трения по образующей конуса определяют по формуле:

где РN- допустимое давление на поверхность конуса, Па.

Принимаем: РN= 1,5 МПа;

Площадь поверхности трения синхронизатора определяют по формуле:

где r -средний радиус поверхности трения конуса синхронизатора, м;

bc- ширина кольца трения по образующей конуса, м.

Допустимая удельная работа буксирования для грузовых автомобилей lc = 0,03 - 0,1 МДж/м2

4 . Расчёт карданной передачи

4 .1 Расчёт карданного вала

Максимальную частоту вращения карданного вала, соответствующую максимальной скорости автомобиля, рассчитывают по формуле:

где nмах - максимальная частота вращения карданного вала, об/мин;

nN частота вращения коленчатого вала двигателя при максимальной мощности, об/мин;

iв - передаточное число высшей ступени коробки передач;

k - коэффициент. k=1,0.

Расчетный крутящий момент на карданном валу определяют по формуле:

где Мк - расчетный момент на карданном валу, Нм;

i1 передаточное число первой ступени коробки передач.

Критическую частоту вращения карданного вала определяют по формуле:

где nкр - критическая частота вращения карданного вала, об/мин;

Dв - внешний диаметр карданного вала, м;

dв - внутренний диаметр карданного вала, м;

Lв - длина карданного вала, м.

Из таблицы 4.1 находим:

Dв=88 мм;dв=82 мм;Lв=141см;

Полярный момент инерции сечения - 144,90 см4;

Таблица 4.1 - Размеры сечений труб карданных валов и их нагрузочная способность

Размеры сечения	Момент сопротивления сечения кручению,	Полярный момент инерции сечения, см4	Расчетный крутящий момент на карданном валу, при напряжении кручения, Н·м	Допустимая длина карданного вала, при максимальной частоте вращения, см
внутренний диаметр, мм	толщина стенки, мм			100 - 120 МПа		3000 об/мин	4000 об/мин	5000 об/мин

Коэффициент запаса по критической частоте вращения:

Напряжение кручения трубчатого вала рассчитывают по формуле:

где кр - напряжение кручения трубчатого вала, Па;

Wкр - момент сопротивления сечения кручению, м3;

Момент сопротивления сечения кручению - 32,93 см3;

Для карданных валов легковых автомобилей [кр]= 25 - 55 МПа.

На жесткость карданный вал рассчитывают по углу закручивания:

где - угол закручивания карданного вала, град;

Jкр - полярный момент инерции сечения, м4;

G - модуль упругости при кручении, Па.

Модуль упругости при кручении - G= 8,5104 МПа,

Полярный момент инерции сечения - 144,90 см4 ;

Допустимый угол закручивания - = 7 - 8 на один метр длины.

4 .2 Расчё т крестовины карданного шарнира

Рис. 5. Расчетная схема крестовины карданного шарнира.

Высоту крестовины карданного шарнира по шипам, исходя из максимального крутящего момента по двигателю, определяют по формуле:

где Н - высота крестовины карданного шарнира по шипам, см.

Высоту крестовины карданного шарнира по шипам, исходя из максимального крутящего момента по сцеплению, определяют по формуле:

где Gсц - вес, приходящийся на мост, к которому подводится крутящий момент через рассчитываемую карданную передачу, кН; - коэффициент сцепления,

i0 - передаточное число главной передачи.

Коэффициент сцепления принимают - = 0,85;

Принимаем: Н=57,17 мм; Н1=64,26 мм; dш=14,725 мм; В=36 мм; D=23,823 мм;

Подшипник 904902Zи=22; Dи=2,4мм; lи=10 мм;

где H1, H2 расстояние между внутренними и наружными плоскостями вилки карданного шарнира, м.

Н2=Н1+2·lш=64,26+2·10=84,26 мм;

Где lш - длина шипа, равная 10 мм;

Плечо приложения максимальной нагрузки (расстояние от центра крестовины до середины шипа) можно определить по формуле

Максимальную нагрузку на шип крестовины карданного шарнира рассчитывают по формуле:

где r - плечо приложения максимальной нагрузки, м;

Угол наклона осей карданной передачи, град.

Угол наклона осей карданной передачи - = 15 - 20

Принимаем 17;

Момент сопротивления сечения шипа изгибу определяют по формуле:

где dш- диаметр шипа крестовины, м.

Напряжение изгиба шипа в опасном сечении А - А определяют по формуле:

где и - напряжение изгиба шипа, Па;

lш - длина шипа, м;

Wш- момент сопротивления сечения шипа изгибу, м3.

Допустимые напряжения изгиба - [и]= 250 - 300 МПа.

Напряжение среза шипа крестовины определяют по формуле

где - напряжение среза шипа крестовины, Па.

Допустимые напряжения - = 60 - 80 МПа.

4 .3 Расчет вилки карданного шарнира

Рис. 6 Расчетная схема вилки карданного шарнира.

Напряжение изгиба вилки рассчитывают по формуле:

где из - напряжение изгиба, Па;

с - плечо изгиба, м;

Wиз- момент сопротивления сечения изгибу, м3

где b, h -высота и ширина сечения вилки карданного шарнира, м.

h = D+2·в, мм;

h = 23,823+2·10 = 43,823 мм;

lи= в = с =10 мм =0,01 м;

Допустимые напряжения изгиба - [из]= 60 - 80 МПа;

Напряжение кручения вилки определяют по формуле:

где кр - напряжение кручения, Па;

а - плечо кручения, м;

Wкр - момент сопротивления сечения кручению, м3.

где k - коэффициент принимаем из таблицы 7.2

Таблица 4.2 Значения коэффициента

Коэффициент k - 0,282;

Плечо кручения - а, можем найти из рис.6.

Допустимые напряжения кручения - [кр]= 120 - 150 МПа.

4 .4 Расчет подшипников карданного шарнира

Игольчатые подшипники карданных шарниров рассчитывают по допустимой нагрузке:

Zи- количество иголок в подшипнике;

lи- длина иголки, см;

dи - диаметр иголки, см;

nм - частота вращения коленчатого вала двигателя при максимальном крутящем моменте двигателя, об/мин;

iтр передаточное число трансмиссии до рассчитываемой карданной передачи.

После расчета допустимой нагрузки необходимо проверить полученное значение на соответствие условию:

Условие выполнилось.

5 . Расчёт главных передач

5 .1 Ра счет гипоидной главной передачи

Рис. 7. Расчетная схема гипоидной главной передачи.

Число зубьев шестерни гипоидной главной передачи выбираем из таблицы 8.1

Таблица 5.1 - Число зубьев шестерни гипоидной главной передачи

Минимальное число зубьев шестерни для легковых автомобилей: - Z1min= 8 - 12;

Принимаем Z1min=10;

где Р - окружное усилие, Н;

y - коэффициент формы зуба;

b - длина зуба по образующей конуса, м;

tнср - нормальный шаг в среднем сечении конуса, м;

Мр - расчетный момент, Нм;

rср средний радиус начального конуса зубчатого колеса, м.

Половину угла при вершине начального конуса определяют из выражения:

Однако для гипоидных передач должно выполняться условие:

1+2< 90; поэтому принимаем;

Z2 = i0·Z1 = 3,57*10 = 35,7=36;

Длину образующей конуса колеса рассчитывают по формуле:

где L2 - длина образующей конуса колеса, мм;

А - коэффициент;

Ме мах - максимальный крутящий момент двигателя, кгм.

Коэффициент для гипоидных передач - А= 25.

Длину зуба по образующей конуса можно приближенно определить по формуле:

где L2 - длина образующей конуса колеса, м.

Угол наклона спирали зубьев для ведущей шестерни и ведомого колеса, соответственно:

Коэффициент формы зуба определяют исходя из эквивалентного приведенного числа зубьев:

Торцовый модуль рассчитывают по формуле:

Торцовый шаг по основанию начального конуса определяют по формуле:

где ms- торцовый модуль, м.

где D2 - диаметр ведомого колеса по образующей начального конуса, м.

Средний радиус начального конуса ведущей шестерни определяют по формуле:

где D1 - диаметр ведущей шестерни по образующей начального конуса, м.

где ts - торцовый шаг по основанию начального конуса, мм;

rcp 2 - средний радиус начального конуса ведомого зубчатого колеса, мм.

Расчетный момент для ведущей шестерни рассчитывают по формуле:

Н·м; (5.10)

Расчетный момент для ведомого колеса определяют по формуле:

Н·м; (5.11)

Окружное усилие рассчитывают по формуле:

Допустимые напряжения изгиба - [и]= 500 - 700 МПа.

Контактные напряжения определяют по формуле:

где 1, 2 - радиус кривизны по поверхности зубьев ведущей шестерни и ведомого колеса, соответственно, м;

Е - модуль упругости первого рода, Па.

Радиус кривизны по поверхности зубьев ведущей шестерни определяют по формуле:

Радиус кривизны по поверхности зубьев ведомого колеса рассчитывают по формуле:

Допустимые контактные напряжения - [к]=1000 - 1200 МПа;

6 . Расчёт дифференциала

Рис. 8. Расчетная схема симметричного конического дифференциала.

При выборе основных параметров зубчатых колес конических дифференциалов могут быть использованы данные таблицу 7.1

Таблица 6.1 Геометрические параметры конических дифференциалов.

	Число зубьев		Конусное
Автомобиль	Сател-литов	шестерен	окружной модуль, мм	расстояние, мм		венца, мм	сателлитов
Урал - 375 Н
КамАЗ - 5320
КрАЗ - 257 Б1
БелАЗ - 540А
БелАЗ - 548А

Принимаем осевые параметры:

Число зубьев сателлитов Zс- 10;

Число зубьев шестерен Zш- 16;

Внешний окружной модуль - 5,0;

Конусное расстояние -47,20;

Угол профиля - 20030";

Ширина венца - 20 мм;

Число сателлитов nc - 2;

Шип крестовины под сателлитом испытывает напряжения смятия и среза.

Напряжения смятия рассчитывают по формуле:

где - напряжения смятия шипа сателлита, Па;

Мд - момент на корпусе дифференциала, Нм;

r1 - радиус приложения осевой силы, действующей на ось сателлита, м;

d1 - диаметр оси сателлита (диаметр шипа крестовины), м;

l - длина оси, на которой вращается сателлит, м.

Момент на корпусе дифференциала определяют по формуле:

Радиус приложения осевой силы, действующий на ось сателлита, определяют по формуле:

Диаметр шипа крестовины рассчитывают по формуле:

где Рдоп.с. - допустимое давление между шипами и сателлитами, Па.

Для легковых автомобилей - Рдоп.с.=80 МПа;

Длина оси, на которой вращается сателлит, может быть приближенно определена по формуле:

где b - ширина зубчатого венца сателлита, м;

с - половина угла начального конуса сателлита, град.

где Zс - число зубьев сателлита.

Допустимые напряжения смятия - =50 - 60 МПа;

Напряжение среза оси сателлита определяют по формуле:

где - напряжение среза оси сателлита, Па.

Допустимые напряжения среза - = 100 - 120 МПа;

Осевую силу определяют по формуле:

где Qс - осевая сила, действующая на торец сателлита, Н;

r2 - радиус приложения окружной силы в зацеплении, м.

Угол зацепления - =20

Диаметр торцевой поверхности сателлита, воспринимающей осевую нагрузку, определяют по формуле:

Напряжение смятия торца сателлита рассчитывают по формуле:

где с - напряжение смятия торца сателлита, Па;

d2 - диаметр торцевой поверхности сателлита, воспринимающей осевую нагрузку, м.

Допустимые напряжения смятия - [с]= 10 - 20 МПа;

Осевую силу, действующую на полуосевую шестерню, определяют по формуле:

где Qп - осевая сила, действующая на полуосевую шестерню, Н.

Напряжение смятия торца полуосевой шестерни рассчитывают по формуле:

где п - напряжение смятия торца полуосевой шестерни, Па;

r3, r4 - наименьший и наибольший радиусы торцовой поверхности шестерни, воспринимающей осевую нагрузку, соответственно, м.

Наименьший радиус торцовой поверхности шестерни приближенно может быть определен по формуле:

где rп/о - радиус полуоси, м. Принимаем rп/о- 14мм;

r3 = r1 = 0,04 м;

Допустимые напряжения смятия - [п]= 40 - 70 МПа;

Расчетный момент на сателлите и на полуосевой шестерне, рассчитывают по формуле:

Расчет зубьев сателлитов по напряжениям изгиба производят по формулам для конических главных передач:

Z2 =i0 · Z1 = 10·3,57 = 35,7=36;

Определение торцевого модуля:

Торцевой шаг по основанию начального конуса:

Диаметр ведущей шестерни по образующей начального конуса рассчитывают по формуле:

Диаметр ведомого колеса по образующей начального конуса определяют по формуле:

Средний радиус начального конуса ведомого колеса определяют по формуле:

Нормальный шаг в среднем сечении конуса определяют по формуле:

Напряжения изгиба определяют по формуле:

Допустимые напряжения изгиба - [и]= 500 - 800;

7 . Расчёт полуосей

Максимальный крутящий момент по двигателю определяют по формуле:

где Мд - максимальный крутящий момент по двигателю, Нм;

iдн - передаточное число дополнительной коробки на низшей ступени (учитывается в том случае, если в трансмиссии установлена дополнительная коробка);

Кб - коэффициент блокировки дифференциала

Число симметричных дифференциалов в трансмиссии = 1

Для дифференциалов легковых автомобилей - Кб принимаем 0,1;

Максимальный крутящий момент по сцеплению определяют по формуле:

где М - максимальный крутящий момент по сцеплению, Нм;

Мi - сцепная масса (масса, приходящаяся на ведущий мост), кг; mвед коэффициент динамического изменения нормальных реакций на ведущих колесах.

Продольную реакцию определяют по формуле:

Принимаем, Н;

Нормальную реакцию рассчитывают по формуле:

где индекс "" означает, что данный параметр используется при экстренном торможении.

Продольные реакции определяют по формуле:

Нормальная реакция на режиме заноса определяется по формуле:

где hд - высота центра масс, м;

y max - коэффициент сцепления в поперечном направлении;

В - колея ведущих колес, м; "+" - внутренняя полуось (в сторону заноса); "-" - внешняя полуось.

Коэффициент сцепления в поперечном направлении - y max= 0,9;

Где hд - 1,4 м;

Боковую реакцию определяют по формуле:

где Ryi - боковая реакция, Н.

На режиме переезда через неровности с учетом динамических нагрузок, динамическую реакцию рассчитывают по формуле:

где Rziд - динамическая реакция, Н;

Кд - коэффициент динамичности.

Принимаем Кд - 1,5

Список используемой литературы

Бочаров Н. Ф., Цитович И. С., Полунгян А. А. Конструирование и расчет машин высокой проходимости: Учеб.для втузов. - М.: Машиностроение, 1983. - 299 с.

Бухарин Н. А., Прозоров В. С., Щукин М. М. Автомобили. - М.: Машиностроение, 1973. - 501 с.

Лукин П. П., Гаспарянц Г. А., Родионов В. Ф. Конструирование и расчет автомобиля: Учеб.для студентов втузов, обучающихся по специальности "Автомобили и тракторы". - М.: Машиностроение, 1984. - 376 с.

Осепчугов В. В., Фрумкин А. К. Автомобиль: Анализ конструкции, элементы расчета: Учеб.для студентов вузов по специальности "Автомобили и автомобильное хозяйство". - М.: Машиностроение, 1989. - 304 с.

Размещено на Allbest.ru

Подобные документы

Основные виды зубчатых редукторов. Передаточное число и КПД редукторов. Назначение сцепления, коробки передач, карданного вала, главной передачи и дифференциала грузового автомобиля. Устройство и рабочий процесс одноковшового экскаватора. Типы сверл.

контрольная работа , добавлен 09.01.2012


Расчёт механизмов, выбор и обоснование параметров сцепления, определение суммарного усилия нажимных пружин. Расчёт привода сцепления, определение свободного и полного хода педали при его выключении. Кинематический расчёт коробки передач автомобиля ВАЗ.

курсовая работа , добавлен 06.02.2013


Устройство, работа и техническое обслуживание карданной передачи автомобиля ГАЗ 32217. Анализ работоспособности и надежности карданной передачи. Технологический процесс и расчет себестоимости восстановления крестовины карданного вала автомобиля.

дипломная работа , добавлен 11.08.2011


Предназначение, конструктивные особенности и диагностика сцепления, коробки передач, раздаточной коробки, карданной и главной передач, дифференциала, полуосей. Виды и порядок проведения технического обслуживания трансмиссии, устранение ее неисправностей.

курсовая работа , добавлен 28.04.2012


Структура автомобильного парка РФ. Тенденции развития конструкций автомобилей. Характеристики симметричного и ассимметричного циклов. Определение передаточного числа привода сцепления и выбор параметров его звеньев. Расчет крестовины шарнира передачи.

реферат , добавлен 26.01.2011


В данной курсовой работе рассчитывается мост автомобиля КамАЗ-5511. По данному агрегату производится расчёт вала ведомой конической шестерни, зубчатой передачи и двух подшипников. Расчёт деталей коробки передач. Проверочный расчёт конической передачи.

курсовая работа , добавлен 03.01.2010


Определение параметров двигателя: максимальной и минимальной частоты вращения коленвала, вращающего момента и мощности. Расчет тягового и мощностного баланса автомобиля. Методика проектирования карданной передачи автомобиля, размеров карданного шарнира..

курсовая работа , добавлен 13.05.2009


Анализ особенностей конструкций коробок передач. Определение мощности двигателя и построение его характеристики. Разработка конструкции и расчёт двухвальной коробки передач для автомобиля на грузовой платформе. Выбор и расчёт подшипников на долговечность.

курсовая работа , добавлен 27.02.2013


Расчет и построение внешней скоростной характеристики двигателя. Определение передаточных чисел главной передачи и коробки передач. Оценка приемистости автомобиля. Разработка кинематической схемы трансмиссии. Определение модуля шестерен коробки передач.

курсовая работа , добавлен 13.06.2014


Классификация зубчатых главных передач автомобиля. Принцип работы гипоидной главной передачи. Устройство, принцип действия и применение дифференциалов. Конструкция межосевого конического симметричного блокируемого дифференциала легкового автомобиля.