Анализ конструкции в соответствии с требованиями

Курсовой проект

«Анализ конструкции и методика расчета автомобиля ВАЗ-2108»

 

Выполнил:

студент гр. АР-513

Солдатов П.В

Проверил:

проф. Железнов Е.

 

Волгоград 2010

Содержание

 

Техническая характеристика автомобиля

1 Трансмиссия автомобиля

1.1 Сцепление

1.2 Коробка передач автомобиля

1.3 Главная передача автомобиля

1.4 Дифференциалы трансмиссии автомобиля

1.5 Силовые приводы, валы и полуоси трансмиссии автомобиля

2 Ходовая часть шасси автомобиля

2.1 Подвески автомобиля

2.2 Колеса и шины автомобиля

2.3 Полуоси и балка

2.4 Несущая система автомобиля

3 Система управления шасси автомобиля

3.1Тормозная система автомобиля

3.2 Рулевое управление автомобиля

Список использованных источников

Технические характеристики автомобилей семейства ваз 2108

Таблица 1 – Технические характеристики автомобиля ВАЗ 2108

Общие данные
Модель	ВАЗ-2108
Год выпуска	1984-1994
Тип кузова	Хэтчбэк
Количество дверей/мест	3/5
Снаряженная масса, кг	900
Полная масса, кг	1325
Максимальная скорость, км/ч	148
Время разгона с места до 100 км/ч, с	16,0
Объем багажника, min/max, л	330/600
Размеры, мм
Длина	4006
Ширина	1650
Высота	1402
Колесная база	2460
Колея передняя/задняя	1400/1370
Дорожный просвет	170
Двигатель
Тип	Бензиновый с карбюратором
Расположение	Cпереди поперечно
Рабочий объем, куб.см	1300
Степень сжатия	9,9
Число и расположение цилиндров	4 в ряд
Диаметр цилиндра х ход поршня, мм	76 x 71
Число клапанов	8
Мощность, л.с./ об/мин	64/5600
Максимальный крутящий момент, Нхм / об/мин	94/3500
Трансмиссия
Тип	Механическая 5-ступенчатая
Привод	На передние колеса
Подвеска
Передних колес	Независимая, амортизационные стойки, треугольные поперечные рычаги, стабилизатор поперечной устойчивости
Задних колес	Полузависимая, продольные взаимосвязанные рычаги, винтовые пружины, телескопические амортизаторы
Размер шин	165/70 SR13
Размер дисков	4.5Jx13
Тормоза
Передние	Дисковые
Задние	Барабанные
Расход топлива
Городской цикл, л/100 км	8,6
Топливо	Бензин А-92
Емкость топливного бака, л	43

Трансмиссия автомобиля

Сцепление

 

Устройство сцепления автомобиля ВАЗ-2108

1. Картер сцепления; 2. Опорная втулка вала вилки выключения сцепления; 3. Вилка выключения сцепления; 4. Подшипник выключения сцепления; 5. Нажимная пружина; 6. Ведомый диск; 7. Маховик; 8. Нажимной диск; 9. Шкала для проверки момента зажигания; 10. Болт крепления сцепления к маховику; 11. Кожух сцепления; 12. Опорные кольца нажимной пружины; 13. Направляющая втулка муфты подшипника выключения сцепления; 14. Сальник первичного вала коробки передач; 15. Подшипник первичного вала; 16. Первичный вал; 17. Втулка вала вилки выключения сцепления; 18. Защитный чехол вилки выключения сцепления; 19. Фрикционные накладки ведомого диска; 20. Передняя пластина демпфера; 21. Фрикционные кольца демпфера; 22. Ступица ведомого диска; 23. Упор демпфера; 24. Задняя пластина демпфера; 25. Пружина демпфера; 26. Опорное кольцо пружинной шайбы; 27. Пружинная шайба демпфера; 28. Пластина, соединяющая кожух сцепления с нажимным диском; 29. Муфта подшипника выключения сцепления; 30. Соединительная пружина вилки и муфты подшипника выключения сцепления.

Анализ конструкции в соответствии с требованиями

Надежная передача крутящего момента от двигателя к трансмиссии

Максимальное значение передаваемого сцеплением момента определяется уравнением

M_Cmax = M_Kmax β .

 

Обычно принимают коэффициент запаса β = 1,2...2,5 в зависимости от типа сцепления и его назначения. Сцепления с диафрагменными пружинами имеют наиболее низкое значение коэффициента запаса. Большие значения β принимают для сцеплений грузовых автомобилей и автобусов.

Момент М_с, передаваемый сцеплением, создается в результате взаимодействия поверхностей трения ведомого диска с контртелом (маховиком, нажимным диском). Рассмотрим процесс этого взаимодействия, используя рис. 2

 

Рисунок 2. Схема к определению расчетного момента сцепления

 

Выделив на поверхности ведомого диска элементарную площадку ds , найдем элементарную силу трения

dT = p_o μ ds = p_o μ p dp dα

 

и элементарный момент

dM = p ₀ μ p ² dp dα ,

 

где  - давление, характеризуемое отношением усилия Р_пр пружин к площади ведомого диска; μ — коэффициент трения.

Момент, передаваемый одной парой поверхностей трения,

 

.

 

Подставив значение р₀в это уравнение, получим

М'_с = Р_пр µ R _ср ,

 

где  — радиус приложения результирующей сил трения или средний радиус ведомого диска, который с достаточной степенью приближения может быть принят R _ср = 0,5 ( R + r ). Момент, передаваемый сцеплением, у которого i пар трения,

M_C = M_Kmax β = P_np μ R _ср i .

Предохранение трансмиссии от динамических нагрузок.Динамические нагрузки в трансмиссии могут быть единичными (пиковыми) и периодическими.

Пиковые нагрузки возникают в следующих случаях: при резком изменении скорости движения (например, при резком торможении с невыключенным сцеплением); при резком включении сцепления; при наезде на неровность.

Наибольшие пиковые нагрузки элементы трансмиссии испытывают при резком включении сцепления. В этом случае трансмиссия закручивается не только крутящим моментом двигателя М_К,но в большей степени моментом касательных сил инерции М_И вращающихся частей двигателя

М_С=М_К + М_И.

 

При условии, что момент касательных сил инерции полностью используется на закручивание валов,

М_И = с_β α_ТР,

 

где с_β — крутильная жесткость трансмиссии; α_ТР — угол закручивания валов трансмиссии.

Элементарная работа по закручиванию валов трансмиссии dL = с_β α_ТР dα_ТР или после интегрирования

L = с_β /2.

 

С учетом принятого выше допущения в момент резкого включения сцепления

J_e /2 = с_β /2

 

Подставив α_ТР = М_И / (с_β), получим

 

.

 

Таким образом, инерционный момент зависит от угловой скорости коленчатого вала в момент резкого включения сцепления и от крутильной жесткости трансмиссии.

Периодические нагрузки возникают в результате неравномерности крутящегомомента двигателя. Они являются источником шума в зубчатых передачах, повышенного напряжения в элементах трансмиссии, а часто — причиной поломок деталей от усталости, особенно при резонансе.

Для гашения крутильных колебаний трансмиссии в сцеплении устанавливают гаситель крутильных колебаний.

Работа трения гасителя определяется усилием Р_r, сжимающим его фрикционные кольца, коэффициентом трения ц, средним радиусом r_ср фрикционных колец, относительным углом φ перемещения элементов (углом буксования), числом пар трения i гасителя крутильных колебаний:

 

L _{т p} ._г = Р_г μ r_cp φ i = М_тр._г i .

 

Момент трения М_тр._г = (0,15...0,20)М_кmах. По мере износа фрикционных колец М_тр._г снижается, что может привести к полному прекращению выполнения этим механизмом функций гасителя.

Привод сцепления.

Для гидравлического привода

 

; ;

 

Ход педали зависит от величины s, на которую отводится нажимной диск при выключении сцепления, и зазора Δ₂ между рычагами выключения и выжимным подшипником

S _пед = su _п.с + Δ₂ u ₁ .

Нагрузки в сцеплении

Диафрагменная нажимная пружина. Расчетная схема для определения параметров диафрагменной пружины приведена на рис.3.

 

Рис. 3. Расчетная схема диафрагменной пружины

 

Усилие пружины:

 

где E ' = E / (1 — μ ² ) (Е— модуль упругости первого рода; μ — коэффициент Пуассона, μ = 0,25); Н — высота пружины; h — толщина пружины.

Усилие выключения может быть подсчитано из условия равновесия

Р_вык (с — е) = Р_пр ( b — с) ; .

 

Ход подшипника муфты выключения определяется суммой перемещений сечения пружины (принимается недеформируемым в осевом направлении) и лепестков при их деформации:

f _пр = f ₁ + f ₂ ; f ₁ = ( c — e ) Δα ; f ₂ = P _вык / с_л,

 

где Δα — угловое перемещение; с_л — жесткость лепестков.

Наибольшие напряжения испытывает элемент пружины со стороны малого торца при повороте пружины на угол α, т. е. когда пружина становится плоской. Здесь суммируются напряжения растяжения σ_р и напряжения изгиба σ_и лепестков:

σ_р + σ_и = σ _max ; .

 

В свободном состоянии α ≈10...12°.

Лепестки диафрагменной пружины испытывают наибольшее изгибающее напряжение у основания:

 

,

 

где n_л — число лепестков; ω_и — момент сопротивления изгибу в опасном сечении.

Фрикционные диски . Основным расчетным параметром является давление

 

.

 

В выполненных конструкциях р₀= 0,15...0,25 МПа.

Пружины гасителя крутильных колебаний

Максимальное усилие, сжимающее одну пружину гасителя:

,

 

где r_пр.г — радиус приложения усилия к пружине; z_пр.г — число пружин гасителя. Принимая во внимание большую жесткость пружин гасителя, напряжение пружины следует вычислять с учетом кривизны витка:

 

,

 

где k_к.в — коэффициент, учитывающий кривизну витка пружины:

 

; .

 

Для пружинной стали допускаемое напряжение [τ] =700...900 МПа.

Рычаги выключения сцепления. Изгибающий момент от действия силы, приложенной на концах рычагов, вызывает напряжение изгиба

 

,

 

где Р'_пр— усилие пружин сцепления при выключении; l — расстояние до опасного сечения; u_р— передаточное число рычага; n_р— число рычагов; ω_и — момент сопротивления изгибу.

Допускаемое напряжение [σ_и]=300 МПа. Материал рычагов — сталь 10, сталь 15. Иногда материалом рычагов служит ковкий чугун. В этом случае допускаемое напряжение примерно вдвое ниже, чем для стали.

Ступица ведомого диска. Шлицы испытывают смятие и изгиб. Напряжение смятия

,

 

где P _ш = M _{к max} β / r _ср ; r _ср = ( d _н + d _в )/4; F = 0,5( d _н — d _в ) l _ш i _ш ,

l _ш — длина шлицев; i _ш —число шлицев; α = 0,75 — коэффициент точности прилегания шлиц; d_н и d_в — соответственно наружный и внутренний диаметр шлицев.

Напряжение среза

 

,

 

где b_ш — ширина шлица.

Материал ступицы — легированная сталь типа 40Х, допускаемое напряжение смятия [σ_c] = 15...30 МПа, допускаемое напряжение [τ] =5...15 МПа.

Работа буксования сцепления. Для расчета работы буксования используют формулы, базирующиеся на статической обработке экспериментальных данных. Приведем варианты этих формул.

 

1) ,

 

где М_ψ — момент сопротивления движению при трогании, приведенный к ведущему валу коробки передач, J_а — момент инерции автомобиля (автопоезда), приведенный к ведущему валу коробки передач; ω_e = 0,75ω_N — для дизелей; ω_e = ωD/3 + 50 π — для карбюраторных двигателей; b = 0,72 — для дизелей, b = 1,23 — для карбюраторных двигателей. Расчет производится для легковых автомобилей и автопоездов на первой передаче; для грузовых одиночных автомобилей на второй передаче.

2) .

 

Удельная работа буксования сцепления

L _б0 = L _б / F _н.с ,

 

где F_н.с — суммарная площадь накладок сцепления.

Удельная работа буксования при указанных выше условиях трогания автомобиля с места для легковых автомобилей [L_б0] = 50...70 Дж/см²; для грузовых автомобилей [L_б0] = 15...120 Дж/см²; для автопоездов [L_б0] = 10...40 Дж/см².

Нагрев деталей сцепления . Чрезмерный нагрев деталей сцепления при буксовании может вывести его из строя.

Нагрев деталей за одно включение при трогании с места

Δ T = γ L _б / ( m _дет с_дет),

 

где γ — коэффициент перераспределения теплоты между деталями (γ = 0,5 — для нажимного диска однодискового сцепления и среднего диска двухдискового сцепления; γ = 0,25 — для наружного диска двухдискового сцепления); с_дет—теплоемкость детали; m_дет— масса детали.

Допустимый нагрев нажимного диска за одно включение

[ Δ T ] =10...15°С.

 

Коробка передач

Устройство коробки передач автомобиля ВАЗ-2108

1. Задняя крышка; 2. Ведущая шестерня V передачи; 3. Картер коробки передач; 4. Ведущая шестерня IV передачи; 5. Шарик фиксатора; 6. Пружина фиксатора; 7. Сухарь фиксатора; 8. Ведущая шестерня III передачи; 9. Ведущая шестерня II передачи; 10. Ведущая шестерня заднего хода; 11. Ведущая шестерня I передачи; 12. Картер сцепления; 13. Первичный вал коробки передач; 14. Ведущая шестерня главной передачи; 15. Вторичный вал; 16. Ось сателлитов; 17. Сателлит; 18. Полуосевая шестерня; 19. Сальник полуоси; 20. Шестерня привода спидометра; 21. Коробка дифференциала; 22. Ведомая шестерня главной передачи; 23. Шток выбора передач; 24. Рычаг штока выбора передач; 25. Трехплечий рычаг выбора передач; 26. Фиксатор вилки заднего хода; 27. Вилка заднего хода; 28. Выключатель фонаря заднего хода; 29. Промежуточная шестерня заднего хода; 30. Ось промежуточной шестерни заднего хода; 31. Регулировочное кольцо; 32. Ведомая шестерня I передачи; 33. Скользящая муфта включения 1, II передач и заднего хода; 34. Ведомая шестерня II передачи; 35. Ведомая шестерня III передачи: 36. Блокирующее кольцо синхронизатора III и IV передач; 37. Ступица муфты синхронизатора III и IV передач; 38. Скользящая муфта синхронизатора III и IV передач; 39. Ведомая шестерня IV передачи; 40. Ведомая шестерня V передачи; 41. Скользящая муфта синхронизатора V передачи; 42. А выступ блокирующего кольца; а, в, с зазоры; 43. I.Схема работы синхронизатора; 44. II.Нейтральное положение; 45. III.Начало включения; 46. IV.передачи; 47. IV.Завершение выравнивания угловых скоростей шестерни 39 и вала 15; 48. V.Полное включение IV передачи.

Анализ конструкции в соответствии с требованиями

Для анализа и оценки конструкций коробок передач служит ряд оценочных параметров, которые определяются требованиями, предъявляемыми к коробкам передач различного типа.

Диапазон передаточных чисел.Одним из важных оценочных параметров коробки передач является отношение передаточного числа низшей и высшей! передач

Д = u _{КП m ах} / u _{КП min} .

 

Это отношение называется диапазоном передаточных чисел или диапазоном коробки передач.

В легковых автомобилях и автобусах малой вместимости на их базе Д = 3…4;в грузовых автомобилях в зависимости от грузоподъемности и назначения Д = 5…8. Такой же диапазон имеют автобусы средней и большой вместимости с механической коробкой передач; автомобили-тягачи и автомобили высокой проходимости имеют Д = 9…13. В этих пределах находится диапазон передаточных чисел коробки передач для автомобилей технологического назначения, у которых должна быть предусмотрена скорость порядка 2...3 км/ч. Устойчивое движение с такой скоростью может быть обеспечено только при большом значении передаточного числа низшей передачи. Следует иметь в виду, что такая скорость может быть получена также, если применяется раздаточная коробка с понижающей передачей.

Синхронизаторы

 

Рисунок 5. Схема динамической системы синхронизатора

 

Проанализируем рабочий процесс инерционного синхронизатора, рассмотрев последовательно выравнивание угловых скоростей синхронизирующих деталей, блокировку включения передачи до полной синхронизации, включение передачи.

Выравнивание угловых скоростей можно проиллюстрировать динамической системой, принятой для анализа работы инерционного синхронизатора. К подсистеме, имеющей суммарный приведенный момент инерции J_п,относятся детали, связанные с включаемым зубчатым колесом при выключенном сцеплении и нейтральном положении коробки передач: ведомый диск сцепления с ведущим валом и шестерней; промежуточный вал со всеми зубчатыми колесами, закрепленными на нем; зубчатые колеса, свободно устанавливаемые на ведомом валу и находящиеся в постоянном зацеплении с зубчатыми колесами промежуточного вала, а в ряде конструкций и зубчатые колеса заднего хода. Суммарный приведенный момент инерции J_а имеет подсистема, включающая детали, связанные с ведомым (вторичным) валом коробки передач.

Для выравнивания угловых скоростей соединяемых элементов необходимо на поверхностях конусов создать момент трения М_тр. Уравнение динамики J_пdω/dt = М_трподсистемы с моментом инерции J_пможно проинтегрировать:

.

 

Считая момент трения М_тр постоянным в течение процесса синхронизации, получим

М_тр = J_п (ω₁ — ω₂) / t. (1)

 

Здесь ω₂ = ω_e/u_КПi — угловая скорость ведомого вала до переключения (принято, что за время переключения передачи ω₂=const); ω₁ = ω_e/u_КПi+1 — угловая скорость включаемого зубчатого колеса более высокой передачи; t — время выравнивания угловых скоростей (время синхронизации). После подстановки в уравнение (1) значений ω₁ и ω₂получим

 

. (2)

 

Рассмотрим силовое взаимодействие элементов синхронизатора автомобиля ВАЗ 2108.

 

Рисунок 6. Схема инерционного синхронизатора

Момент трения, создаваемый на конусных поверхностях, может быть выражен через нормальную силу Р_пна конусах синхронизации:

М_тр = Р_п μ r _ср , (3)

 

где Р_п— нормальная сила на поверхности трения; μ — коэффициент трения; r_ср — средний радиус конуса.

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

Р_п = Q / sinδ . (4)

 

Приравняв правые части уравнений (2) и (3), используя зависимость (4), найдем связь между усилием, создаваемым на муфте синхронизатора, и параметрами, характеризующими синхронизатор:

 

. (5)

 

В частности, из этого выражения видно, что усилие Q связано с временем синхронизации обратной зависимостью: чем больше усилие Q, тем меньше время синхронизации; усилие Q тем меньше, чем больше плотность ряда коробки передач.

Работа, затрачиваемая на выравнивание угловых скоростей, т. е. работа трения, затрачиваемая на поглощение кинетической энергии вращающихся деталей:

 

.

Из этого уравнения следует, что работа трения (работа буксования) синхронизатора пропорциональна квадрату разности угловых скоростей соседних передач и не зависит от времени. Для уменьшения работы буксования синхронизатора необходимо увеличивать число передач в коробке, чтобы сблизить передаточные числа соседних передач; при этом также улучшаются тягово-экономические свойства автомобиля. Однако при увеличении числа передач возрастает момент инерции вращающихся деталей и, следовательно, работа буксования синхронизатора, а также усложняется управление коробкой передач. В выполненных конструкциях коробок передач рациональное согласование влияния рассмотренных противоречивых факторов нашло отражение в том, что шаг ряда передаточных чисел выбирают в пределах 1,1... 1,5.

Принято оценивать синхронизатор по удельной работе трения (буксования)

L ' _C = L_C / F_C ,

 

где F_c — площадь конуса синхронизатора. По расчетным данным, удельная работа трения (в МДж/см²) синхронизатора автомобилей находится в следующих пределах.

Работа трения синхронизатора сопровождается выделением теплоты. За одно включение температура синхронизатора повышается

Δ T = γ_cL_c /( m_cc ),

 

где γ_c — коэффициент перераспределения теплоты между деталями (для синхронизаторов γ_c = 0,5); т_с — масса синхронизатора; с — коэффициент теплоемкости

За одно выключение синхронизатор может нагреваться на 15...30°С.

Блокировка осуществляется блокирующими устройствами синхронизаторов, препятствующими включению передачи до полного выравнивания угловых скоростей соединяемых элементов.

 

Рисунок 7. Схемы блокирующих устройств синхронизаторов:

а — с блокирующими зубьями; б — с блокирующими вырезами в цилиндрах; в — с блокирующими пальцами

 

Окружная сила, прижимающая блокирующие элементы,

P _б = М_тр / r _б ,

 

где r₆ — радиус расположения блокирующих элементов

Эта сила вызывает реакцию на блокирующих поверхностях

P_x = М_тр / ( r ₆ tgβ ).

 

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

Q < P_x .

 

С увеличением силы Q растет момент М_тр, а следовательно, увеличивается сила Р_х (силы трения на блокирующих поверхностях не учитываются).

Выразив силу Q через параметры синхронизатора, характеризуемые уравнением (5), получим

tgβ = μ r _ср / ( sinδ r ₆ ).

 

Следует особо подчеркнуть, что резкое увеличение усилия Q (при правильно выбранных параметрах синхронизатора) не может привести к преждевременному включению передачи до полной синхронизации и обычно приводит или к ускоренному изнашиванию блокирующих деталей, или к их поломкам.

Если учесть трение на блокирующих поверхностях, то осевая реакция увеличится на величину

 

P'_x = P'_п μ'sinβ,

 

где μ'— коэффициент трения блокирующих поверхностей; Р'_п— нормальная сила давления на блокирующих поверхностях. Чтобы не произошло преждевременного включения передачи, достаточно обеспечить неравенство Q < P_x — Р'_х, которое после преобразований можно записать в следующем виде:

 

.

 

В этом случае угол β несколько больше, чем рассчитанный без учета трения на блокирующих поверхностях.

Параметры синхронизаторов выбирают в следующих пределах: μ = 0,06...0,1; δ = 6...12°; β = 25...40°. В качестве материала для конусных колец используют бронзу. На трущиеся поверхности колец наносят канавки для разрушения масляной пленки и увеличения коэффициента трения.

Нагрузки в коробке передач.

Рисунок 8. Схема сил, действующих в двухвальной коробке передач

 

На рисунке 8 представлена простейшая схема двухвальной коробки передач при включении одной передачи и схемы сил, действующих на зубчатые колеса и валы. На зубья пары постоянного зацепления привода промежуточного вала действуют следующие силы:

 

- окружная: P _п.з = M _{к max} / r _ωп.з ;

- осевая (при косозубых колесах): P _хп.з = P _п.з tgβ ;

- радиальная: P_{R п.з} = P _п.з tga α_ω / cosβ;

- нормальная: P_{n п.з} = P _п.з /( cos α_ω cosβ ).

 

Здесь α_ω — угол профиля зуба; (β — угол наклона зубьев; r _ωп.з — радиус делительной окружности шестерни ведущего вала. На зубья пары при включении j'-й передачи действуют силы:

 

- окружная P_i = M _{к max} u_i / r _{ω i} ;

- осевая P _{х i} = P ₁ tgβ ;

- радиальная P_Ri = P_i tga α_ω / cosβ ;

- нормальная P_ni = P_i /( cos α_ω cosβ ).

Здесь u_i — передаточное число включенной передачи; r_ωi— радиус делительной окружности зубчатого колеса ведомого

При вычислении сил, действующих на зубья дополнительной коробки (мультипликатор или демультипликатор), следует учитывать передаточные числа этих коробок.

Зубчатые колеса . Зубчатые зацепления характеризуют следующие основные соотношения: прямозубое m_n = d_w / z , косозубое m_s = d_wcosβ/ z ; cos β = m_n / m ₅, где m_n — нормальный модуль, мм; m_s—торцовый модуль, мм; d_w — диаметр делительной окружности колеса; z — число зубьев.

Ширина зубчатого колеса зависит от передаваемого момента и от расстояния между осями валов. Приближенно ширина зубчатого колеса может быть определена по формуле:

b = (5...8) m_n .

 

При применении зубчатых колес большой ширины повышаются требования к жесткости валов. При недостаточной жесткости валов изгиб последних вызывает концентрацию напряжений на краях зубьев.

Расстояние между осями валов коробки передач

А₀ = m_n ( z ₁ + z ₂ )/(2 cosβ ), где z₁ + z₂ — сумма чисел зубьев пары, находящейся в зацеплении.

 

Это расстояние связано с передаваемым крутящим моментом следующей зависимостью:

,

 где а=14,5...16 для легковых автомобилей и а=17,0...21,5 для грузовых автомобилей. В автомобильных коробках передач, как правило, применяются колеса с корригированными зубьями, что позволяет увеличить прочность зуба. Угол профиля зуба обычно α_ω = 20°. Нормальный модуль т_п выбирают из гостированного размерного ряда; его значение зависит от передаваемого крутящего момента.

 

М_кmах, Н∙м .   .   100...200 201...400

m_n, мм   .   .   .   2,25...2,5        2,6...3,75

М_кmах, Н∙м . . 401...600 601...800 800...1000

m_n, мм   .   .   . 3,76...4,25 4,26...4,5 4,6...6

 

Во многих коробках передач нормальный модуль зубчатых колес не одинаков на всех передачах; на низших передачах нормальный модуль имеет более высокое значение.

Угол наклона зубьев β = 25...40° для легковых автомобилей и β = 20...25° для грузовых автомобилей.

 

Рисунок 9. Схема сил, действующих на зубчатые колеса промежуточного вала коробки передач

 

Исходя из равенства осевых сил,

Р_х1 = Р_х2; Р_х1 = P ₁ tg β ₁ ; Р_х2 = P ₂ tg β ₂ ;

Р_х1 = М_{к max} u _п.з / r_{ω 1} ; Р_х2 = М_{к max} u _п.з / r_{ω 2} .

 

где u_п.з — передаточное число пары постоянного зацепления; r_ω1 и r_ω2 — радиусы делительных окружностей колес промежуточного вала.

Из равенства осевых сил находим

 

tgβ₁ / tgβ₂ = r_ω1 / r_ω2.

Если модули обоих зубчатых колес одинаковы, то

 

tgβ₁ / tgβ₂ = z₁ / z₂.

 

Полностью уравновесить осевые силы удается практически не всегда, так как угол наклона зубьев зависит от нормального модуля и расстояния между осями валов. В этом случае подшипники должны быть рассчитаны на восприятие неуравновешенной осевой силы.

На прочность зубчатые передачи рассчитывают в соответствии с ГОСТ 21354—87.

Материалом зубчатых колес служат легированные стали:

- цементуемые — 12ХН3А, 20ХН3А, 18ХГТ, 30ХГТ, 20ХГР и др. (глубина цементуемого слоя 0,8...1,5 мм);

- цианируемые — 35Х, 40Х, 40ХА и др. (глубина цианируемого слоя 0,2...0,4 мм);

- закаливаемые ТВЧ — 45, 55П.

Твердость поверхности зуба 57...64 HRC_э, сердцевины 30...46 HRC_э. Для этих материалов допускаемое напряжение изгиба σ_FP = 700...800 МПа; допускаемое контактное напряжение σ_HP = 1000...1200.

Валы.Валы коробок передач воспринимают скручивающие и изгибающие нагрузки. Кроме того, они должны быть достаточно жесткими, чтобы их прогиб не вызывал перекоса зубчатых колес, находящихся в зацеплении. Последовательность определения напряжений в валах: в трехвальных коробках передач — ведомый, промежуточный вал, ведущий вал; в двухвальных коробках передач расчет можно начинать с любого из валов. Пользуясь схемой, определяют силы, действующие на зубчатые колеса на всех передачах, по формулам, приведенным выше. Затем для каждой передачи находят реакции в опорах. После этого строят эпюры моментов и определяют наибольший изгибающий и крутящий моменты.

Результирующее напряжение

,

 

где d_в.o — диаметр вала в опасном сечении.

Шлицованный вал рассчитывают по внутреннему диаметру.

Жесткость валов определяется по их прогибу. Силы P _{х l} и P_Rl дают прогиб f_в валов в плоскости, в которой лежат оси валов, сила Р₁дает прогиб в перпендикулярной плоскости. Прогиб вала в каждой плоскости должен лежать в пределах 0,05...0,1 мм. Полный прогиб

 

, f_п ≤0,2 мм.

 

Валы должны обладать достаточной жесткостью, поэтому напряжения в них невысокие (200...400 МПа).

Шлицы валов проверяют на смятие [τ_см]=200 МПа.

Для изготовления валов применяют обычно те же материалы, что и для зубчатых колес.

Долговечность подшипников.Критерием оценки эксплуатационных свойств подшипников является базовая долговечность, соответствующая 90 %-ной надежности.

Для определения долговечности подшипника необходимо иметь следующие данные: радиальные и осевые силы, действующие на подшипник на каждой передаче; ресурс коробки передач до капитального ремонта (в километрах пробега автомобиля или часах); среднюю техническую скорость движения; распределение пробега на передачах.

Однако при расчете подшипника на долговечность в этих формулах вместо максимального значения крутящего момента двигателя М_кmах следует принимать расчетную величину крутящего момента аМ_ктах (где а — коэффициент использования крутящего момента). Этот коэффициент зависит от отношения мощности двигателя к весу автомобиля и может быть определен по эмпирической формуле:

а = 0,96 — 0,136 ∙ 10^-2 + 0,41 ∙ 10^-6 N²_уд,

 

где N_уд — удельная мощность, Вт/Н.

Базовая долговечность подшипника определяется в соответствии с ГОСТ 18865—82 по ресурсу (в млн. оборотов)

 

L₁₀ = (C/P)ⁿ

 

где С — динамическая грузоподъемность подшипника (определяют по каталогу); Р — эквивалентная динамическая нагрузка; р — показатель степени (шариковые подшипники — р = 3, роликовые — р = 3,33).

Эквивалентная динамическая нагрузка на подшипник определяется для условий работы на каждой передаче:

 

радиальные P_r = ( XVF_r + YF_a ) K _б K_t

радиально-упорные, P_a = ( XF_r + YF_a ) K _б K_t

 

где F_r, F_a — соответственно радиальная и осевая нагрузки; X , Y — коэффициенты радиальной и осевой нагрузок (по каталогу); V — коэффициент вращения (при вращении внутреннего кольца V = l, при вращении наружного кольца V = l,2); K _б — коэффициент безопасности (для коробок передач K _б = 1); K_t — температурный коэффициент K_t = 1,10 при 150 °С). Следует иметь в виду, что коэффициенты X и Y различны в зависимости от типа подшипника и соотношения осевой и радиальной нагрузок.

Для вычисления эквивалентной динамической нагрузки на подшипник коробки передач необходимо вначале определить долю работы подшипника на каждой передаче, учитывая нагрузку и соответствующее число оборотов за время работы на данной передаче. Суммируя по всем передачам, можно вычислить эквивалентную динамическую нагрузку по формуле:

,

 

где P_I, Р_II, Р_III, ... , Р_n— эквивалентные нагрузки на подшипник на каждой передаче при долговечности соответственно

L_I ; L_II , L_III ..., L_n ; ,

L_i = S_i / (2 πr _к u _тр ∙ 10⁶),

 

где S_i — пробег автомобиля на каждой передаче; u_тр — передаточное число части трансмиссии от вала, на котором установлен подшипник, до вала ведущего колеса автомобиля).

Динамическая грузоподъемность подшипника

 

.

 

Главная передача

 

Применяемая при поперечном расположении двигателя в переднеприводных автомобилях, цилиндрическая главная передача размещается в общем картере с коробкой передач и сцеплением. Шестерня главной передачи закрепляется на ведомом валу коробки передач, а иногда выполняется за одно целое с этим валом и устанавливается консольно. При консольной установке шестерни главная передача и дифференциал могут быть несколько сдвинуты в сторону двигателя, тем самым уменьшается разница длины полуосей. С той же целью колесо закрепляется на картере дифференциала, обычно с левой по ходу автомобиля стороны.

В существующих конструкциях зубья цилиндрической передачи выполняются прямыми («Форд Фиеста»), косыми (ВАЗ-2108, «Фиат Уно»), шевронными (Хонда).

Передаточное число цилиндрической пары обычно принимают 3,5...4,2. Так как число зубьев шестерни для обеспечения плавности зацепления должно быть не менее десяти, то при большем передаточном числе размеры зубчатого колеса увеличиваются, в результате чего снижается дорожный просвет и повышается уровень шума при работе главной передачи. КПД цилиндрической пары — не менее 0,98.

---

Дата добавления: 2019-07-15; просмотров: 268; Мы поможем в написании вашей работы!

Поделиться с друзьями:

---

---

Мы поможем в написании ваших работ!