- •Автомобили Теория эксплуатационных свойств. Анализ конструкции, элементы расчета
- •Предисловие
- •З а д а н и я
- •Задание № 3 Тема: «Анализ конструкций, элементы расчета главной передачи»
- •Задание № 4 Тема: «Анализ конструкций, элементы расчета дифференциала»
- •З а д а н и е
- •1. Тяговый и динамический расчет автомобиля
- •1.1. Тяговый расчет автомобиля
- •1.1.1. Потребная мощность двигателя при заданной максимальной скорости и грузоподъемности автомобиля (точка «а») определяется (кВт):
- •1.1.2. Номинальная мощность двигателя (точка «в»)
- •1.1.3. Определение других параметров внешней скоростной характеристики
- •1.1.4. Построение внешней скоростной характеристики двигателя
- •1.1.5. Передаточное число главной передачи
- •1.1.6. Передаточное число на первой передаче
- •1.1.7. Число ступеней коробки передач
- •1.1.8. Передаточные числа промежуточных передач.
- •1.1.9. График тягового баланса автомобиля на высшей /прямой/передаче
- •1.2. Динамический расчет автомобиля
- •1.2.1. Динамическая характеристика снаряженного (порожнего) автомобиля
- •1.2.2. Универсальная динамическая характеристика
- •1.2.3. Анализ построенной универсальной динамической характеристики
- •Раздел 2. Анализ процесса работы сцепления автомобилей и определение его основных параметров Задание 2.1
- •2.1.1. Определение основных параметров сцепления
- •2.1.2. Расчет работы трения сцепления на изнашивание и нагревание
- •2.1.3. Расчет привода управления сцеплением
- •Задание 2.2 Определение основных параметров коробок передач
- •2.2. Определение основных параметров коробок передач
- •2.2.1. Определение межосевого расстояния и параметров зубчатого зацепления
- •2.2. Расчет валов коробки передач
- •2.3. Расчет подшипники коробок передач.
- •2.4. Расчет сил, действующих на зубчатые колеса.
- •2.5. Расчет валов коробки передач на прочность.
- •2.5.1. Расчет ведомого вала трехвальной кпп и ведущего вала двухвальной кпп
- •2.7. Определение динамической грузоподъемности и долговечности подшипников
- •Задание 2.3 Определение основных параметров главной передачи
- •2.3.1. Коническая главная передача
- •2.3.2. Гипоидная главная передача
- •2.3.3. Двойная центральная главная передача
- •2.3.4. Разнесенная главная передача
- •2.3.5. Расчет валов и подшипников главной передачи
- •2.3.5.1. Силы в зацеплении конической пары
- •2.3.5.2. Силы в зацеплении гипоидной пары
- •2.3.5.3. Определение реакции опор
- •2.3.5.4. Расчет ведущего вала главной передачи на жесткость
- •Задание 2.4 Дифференциалы
- •2.4.1. Конический дифференциал
- •2.4.2. Самоблокирующиеся дифференциалы
- •2.4.2.1.Конический дифференциал с дисками трения
- •2.4.2.2. Кулачковый дифференциал
- •Список литературы
- •Содержание, объем и оформление проекта
- •Автомобили
- •428032, Г. Чебоксары, к. Маркса, 29
2.3.5.2. Силы в зацеплении гипоидной пары
2.3.5.2.1. Шестерня (рис. 2.6. и 2.7.)
Силы определяются по формулам (3.7), (3.8), (3.9) (с учетом β).
2.3.5.2.2. Колесо
Окружная сила , (3.10)
Осевая сила , (3.11)
Радиальная сила . (3.12)
Рисунок 2.7. - Схема сил, действующих на зубья гипоидной пары |
После определения реакций опор, шестерни зубчатого колеса проверяют на прочность, валы главной передачи - на прочность и жесткость по формулам (2.41), (2.43) и (2.44). Долговечность подшипников можно определить по методике, изложенной в пункте 2.2.7. |
2.3.5.3. Определение реакции опор
При консольном расположении ведущей шестерни (рисунок 2.6.а)
; (3.13)
. (3.14)
При расположении ведущей шестерни с дополнительной опорой
; (3.15)
. (3.16)
Напряжения на зубьях шестерен:
1. Напряжение изгиба , (3.17)
- коэффициент формы зуба, l - длина образующей
конуса (рисунок 6, в), tm – нормальный торцевой модуль.
Допустимые напряжения зависят от ряда факторов (материала, термической обработки и др.) и находятся в пределах 700…900 МПа, большие значения относятся к гипоидным шестерням.
Контактные напряжения:
, (3.18)
где ; (3.19)
. (3.20)
Допустимы напряжения до 1000 МПа.
Применяемые материалы шестерен: 20ХН3А, (МАЗ); 20ХНМ (ГАЗ); 30ХГС (ЗИЛ).
2.3.5.4. Расчет ведущего вала главной передачи на жесткость
Ведущий вал главной передачи автомобиля рассчитать на жесткость по величине прогиба в вертикальной плоскости ув, горизонтальной плоскости уги по углу поворотасеченияI–I(рис. 2.6.в) при передаче максимального крутящего момента Мд.мах. В приложении 5 приведены параметры главных передач некоторых моделей отечественных автомобилей.
Расчетная схема (рис. 2.6.а):
; (3.21)
; (3.22)
. (3.23)
Расчетная схема (рис. 2.6.б):
; (3.24)
; (3.25)
. (3.26)
- экваториальный момент инерции сечения сплошного вала.
Задание 2.4 Дифференциалы
2.4.1. Конический дифференциал
Для конического дифференциала (рис. 2.8.) внутреннее передаточное число, т.е. кинематический параметр
, (4.1)
где z1 иz2 – число зубьев полуосевых шестерен; знак «-» указывает на вращение выходящих валов в разные стороны при остановленном водиле (в корпусе дифференциала).
Кинематические соотношения в дифференциале:
для симметричного (4.2)
для несимметричного (4.3)
Здесь - кинематический параметр.
Число зубьев сателлитов и полуосевых шестерен может быть четным и нечетным, но для обеспечения сборки должно выполняться условие , (4.4)
где zш– число зубьев полуосевой шестерни;n– число сателлитов;
k– целое число.
|
|
Рисунок 2.8. - Схемы конических дифференциалов: а– симметричного,б - несимметричного
Силовые соотношения в дифференциале без учета потерь
М1 = М2 = 0,5 Мд (для симметричных дифференциалов).
Моменты на полуосях: . (4.5)
Моменты на забегающей полуоси: . (4.6)
Моменты на отстающей полуоси: Мот .= 0,5(Мд + Мтр). (4.7)
Здесь Мтр – момент трения в зацеплениях дифференциала.
С достаточным приближением можно считать, что коэффициент блокировки для конического симметричного дифференциала равен единице:
, (4.8)
к = 1 при прямолинейном движении; к = , еслиМзаб = 0.
Недостаток симметрического дифференциала – снижение проходимости автомобиля, если одно колесо находится в условиях малого сцепления.
Необходимый коэффициент блокировки для заданных условий:
. (4.9)
где ,- коэффициенты сцепления колес автомобиля, находящихся в худших и в лучших условиях сцепления с дорогой соответственно;
f – коэффициент сопротивления качению, если f = 0, то кблок = 4…5.
В коническом дифференциале определяют нагрузкина зубья сателлитов, полуосевых шестерен, крестовину и нагрузки со стороны сателлитов на корпус дифференциала.
Окружная сила, действующая на один сателлит (рис. 2.9.):
, (4.10)
где r1– радиус приложения;nc– число сателлитов.
Напряжения изгиба зубьев могут быть определены по ГОСТ 21354-87. Для сателлита и полуосевых шестерен = (500…800) МПа. Для изготовления зубчатых колес дифференциала используются обычно такие же материалы, что и для главной передачи (цементирование стали марок 18ХГТ, 25ХГТ). Число зубьев сателлитов равно 10…14, а полуосевых шестерен 14…22 с передаточным числом 1,4…2,0.
Шип крестовины под сателлитом испытывает:
Рисунок 2.9. - Схема сателлита |
где d –диаметр шипа крестовины, l1- длина посадочного места сателлита, МПа напряжение среза (4.12) =(100…120) МПа,
|
3) напряжение смятия в месте крепления в корпусе дифференциала под действием окружной силы
, (4.13)
где r2- радиус приложения.
МПа (4.14)
где l2 - длина крестовины в корпусе дифференциала. [] = (50…60).
Давление торца сателлита на корпус дифференциала (рисунок 9) определяется напряжением смятия
, (4.15)
где - опорная поверхность сателлита;- угол зацепления,= 30…40° - половина угла конуса сателлита,МПа.