Расчет зубчатых колес коробки передач на прочность и долговечность

Стр 1 из 4Следующая ⇒

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное государственное бюджетное образовательное

учреждение высшего профессионального образования

«Кузбасский государственный технический университет

имени Т.Ф. Горбачева»

А.В. Буянкин

В.Г. Ромашко

ОСНОВЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ АВТОМОБИЛЕЙ

(МЕТОДИЧЕСКИЕ УКАЗАНИЯ К ПРАКТИЧЕСКИМ ЗАНЯТИЯМ)

Рекомендовано учебно-методической комиссией направления подготовки бакалавров 190700.62 «Технология транспортных процессов» профилей 190701.62 «Организация перевозок на автомобильном транспорте» и 190709.62 «Организация и безопасность движения» в качестве электронного издания для использования в учебном процессе

Кемерово 2013

ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИЯ

Цель дисциплины «Основы конструирования автомобилей» - дать студентам инженерные знания, необходимые для объективной оценки конструкций автотранспортных средств, их агрегатов и систем. Для этого в данном курсе решаются следующие задачи:

* знакомство с основными требованиями к конструкциям автомобилей, их агрегатов и систем, изучение выходных и оценочных параметров агрегатов и систем;

* изучение условий эксплуатации и нагрузочных режимов агрегатов и систем автомобилей;

* изучение рабочих процессов агрегатов и систем автомобилей, оценка влияния конструктивных и эксплуатационных факторов на рабочие процессы и выходные параметры агрегатов и систем;

* знакомство с основами расчета агрегатов и систем автомобилей на прочность и долговечность.

При изучении данной дисциплины необходимо выделить требования, предъявляемые к конструкции агрегатов и систем автомобилей, и проанализировать, как эти требования выполняются в существующих конструкциях.

Основное внимание следует уделить изучению рабочих процессов и выходных параметров агрегатов и систем автомобилей. При этом необходимо выявить связи между рабочими процессами, нагрузочными режимами и требованиями к конструкции, а также отметить влияние конструктивных и эксплуатационных факторов на рабочие процессы, выходные параметры, надежность и долговечность автомобилей.

Знание теории рабочих процессов и теории прочности при конструировании и оценке эксплуатационных свойств автомобилей, методов и основных принципов расчета деталей и узлов на прочность и долговечность, умение применять их на практике, необходимо для объективной оценки совершенства конструкций автомобилей, правильного выбора типов подвижного состава и их оптимальной эксплуатации в различных условиях.

Проектирование трансмиссии автомобиля обычно осуществляется в такой последовательности: в зависимости от назначения автомобиля определить принципиальную схему трансмиссии, рассмотреть основные характеристики, выбрать принципиальные схемы агрегатов, провести их конструирование и выполнить расчеты на прочность основных деталей. При этом конструктор анализирует существующие конструкции, оценивает их конструктивные, производственные и эксплуатационные достоинства и недостатки, учитывает преемственность, особенности производства и возможности широкой унификации между существующими и проектируемыми образцами.

МЕТОДИЧЕСКИЕ УКАЗАНИЯ

Расчет сцепления с приводом

Сцепление – механизм трансмиссии автомобиля, передающий крутящий момент двигателя и позволяющий кратковременно отсоединить двигатель от ведущих колес и вновь плавно их соединить.

Определение основных параметров и показателей нагруженности сцепления

Выбор размеров сцепления производится из условия передачи максимального крутящего момента двигателя посредством трения с некоторым запасом.

Статический момент трения сцепления , Н×м, определяют по формуле

, (1.1)

где – максимальный крутящий момент двигателя, Н×м; – коэффициент запаса сцепления.

Значение коэффициента запаса сцепления выбирается с учетом неизбежного уменьшения коэффициента трения накладок в процессе эксплуатации, усадки нажимных пружин, наличия регулировки нажимного усилия, числа ведомых дисков. С другой стороны, пиковые нагрузки в трансмиссии, независимо от их происхождения, должны ограничиваться пробуксовыванием сцепления. По этой причине коэффициент запаса сцепления не должен превышать определенного значения.

Средние значения коэффициента запаса сцепления можно принять по рекомендациям [5]:

· для легковых автомобилей – = 1,2 ¸ 1,75;

· для грузовых автомобилей – = 1,5 ¸ 2,2;

· для АТС повышенной проходимости – = 1,8 ¸ 3,0.

Ориентировочно наружный диаметр дисков , см, определяют по формуле

, (1.2)

где – максимальный крутящий момент двигателя, кг×см; А – эмпирический коэффициент.

Величина эмпирического коэффициента выбирается в зависимости от типа транспортного средства [2]:

· для легковых автомобилей – А= 4,7;

· для грузовых автомобилей – А= 3,6;

· для АТС повышенной проходимости – А = 1,9.

При этом внутренний диаметр d, см, фрикционных накладок ориентировочно составляет:

. (1.3)

Рассчитанные величины необходимо привести в соответствие с требованиями ГОСТ 12238 – 76 (таблица 1.1) [5].

Таблица 1.1 – Диаметры фрикционных накладок

D, мм	180	200	215	240	250	280	300
d, мм	100, 120, 125	120, 130, 140	140, 150, 160	160, 180	155, 180	165, 180, 200	165, 175, 200

Продолжение табл. 1.1

D, мм	325	340	350	380	400	420
d, мм	185, 200, 220, 230	185, 195, 210	195, 200, 210, 240, 290	200, 220, 230	220, 240, 280	220, 240, 280

Средний радиус дисков , м, определяют по формуле

. (1.4)

Нажимное усилие пружин , Н, рассчитывают по формуле

(1.5)

где – расчетный коэффициент трения; i – число пар трения.

Расчетный коэффициент трения зависит от ряда факторов: параметров фрикционных материалов, состояния и относительной скорости скольжения поверхностей трения, давления, температуры.

Расчетный коэффициент трения – = 0,25 ¸ 0,3 [3].

Число пар трения [5]:

· для однодисковых сцеплений – i = 2;

· для двухдисковых сцеплений – i = 4.

Для сцепления с периферийными цилиндрическими пружинами (рис. 1.1) нажимное усилие пружин , Н, рассчитывают по формуле

(1.6)

где – диаметр проволоки пружины, м; – напряжение кручения пружины, Па; – число нажимных пружин; – диаметр пружины, м.

Рисунок 1.1 – Схема цилиндрической нажимной пружины

Обычно сцепление проектируется так, чтобы при выключении нажимное усилие пружин увеличивалось на 20 %, то есть:

(1.7)

где – усилие пружины при выключении сцепления, Н; – максимальное напряжение кручения, Па.

Максимальное напряжение кручения – = 700 ¸ 900 МПа [4].

Число пружин выбирается в зависимости от наружного диаметра фрикционных накладок (таблица 1.2) [2] и должно быть кратно числу рычагов выключения.

Таблица 1.2 – Число нажимных пружин

D, мм	180 ¸ 250	280	300; 325	350; 380	400; 420
	6	9	12	16	28

Нагрузка на пружину не должна превышать = 800Н [4].

Принимается = 3 ¸ 10 [4].

После выбора отношения по формуле определяются диаметры проволоки и пружины, после чего согласовываются в соответствии с [5]:

– 1,0; 1,2; 1,6; 2,0; 2,5; 3,0; 4,0; 5,0; 6,0; 7,0; 8,0; 9,0; 10,0.

– 16,0; 18,0; 20,0; 22,0; 25,0; 28,0; 32,0; 36,0; 40,0; 45,0; 50,0; 55,0; 60,0; 70,0.

После согласования уточняют нажимное усилие пружин по формуле (1.6).

Диафрагменная пружина (рисунок 1.2) представляет собой пружину Бельвиля, модифицированную для использования в автомобильных сцеплениях.

Рисунок 1.2 – Расчетная схема диафрагменной пружины

Нажимное усилие , Н, диафрагменной пружины определяют по формуле

, (1.8)

где Е – модуль упругости первого рода, Па; d – толщина диафрагменной пружины, м; – перемещение пружины в месте приложения силы, действующей со стороны ведомого диска, м; k₁, k₂ – коэффициенты; h – высота сплошного кольца диафрагменной пружины, м; – коэффициент Пуассона; – наружный диаметр сплошного кольца диафрагменной пружины, м.

Модуль упругости 1-го рода – Е = 2·10⁵ МПа [4].

Толщина диафрагменной пружины – d = 2,0 ¸ 2,5 мм [4].

Перемещение пружины в месте приложения силы – = 1,5 ¸ 2,0 мм [2].

Коэффициент Пуассона = 0,25 [4].

Коэффициенты определяют по формулам (1.9), (1.10):

, (1.9)

где – внутренний диаметр сплошного кольца диафрагменной пружины, м.

Поскольку в расчетах можно принять , то из рекомендуемого соотношения = 1,2 ¸ 1,5 [5] можно найти внутренний диаметр сплошного кольца.

, (1.10)

где – средний диаметр сплошного кольца диафрагменной пружины, м.

Средний диаметр , м, сплошного кольца диафрагменной пружины можно приближенно вычислить по формуле

. (1.11)

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

, (1.12)

где – внутренний диаметр лепестков диафрагменной пружины, м.

Внутренний диаметр лепестков , м, диафрагменной пружины можно определить из рекомендованного соотношения [4]:

2,5.

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

= 1,5 ¸ 2,0.

Отношение высоты сплошного кольца диафрагменной пружины к ее толщине определяет нелинейность пружины. При 1,6 на характеристике пружины имеется большая область с постоянной осевой силой; при 2,8 возможно «выворачивание» пружины.

Давление на фрикционные накладки , Па, рассчитывают по формуле

, (1.13)

где F – площадь поверхности одной стороны фрикционной накладки, м².

Допустимые давления на фрикционные накладки – [ ] = 0,15 ¸ 0,25 МПа [4].

Меньшие значения имеют сцепления грузовых автомобилей и автобусов или автомобилей, работающих в тяжелых дорожных условиях; большие значения – сцепления легковых автомобилей.

К показателям нагруженности деталей сцепления относятся удельная работа буксования (отражающая также износостойкость сцепления) и нагрев деталей сцепления при одном трогании с места.

Удельную работу буксования сцепления , Дж/м², рассчитывают по формуле

, (1.14)

где – работа буксования, Дж.

Работу буксования , Дж, определяют по формуле

, (1.15)

где – момент инерции приведенного к коленчатому валу двигателя маховика, заменяющего поступательно движущуюся массу автомобиля, кг×м²; – угловая скорость коленчатого вала, рад/с; – момент сопротивления движению автомобиля, приведенный к коленчатому валу двигателя, Н×м.

При определении работы буксования следует иметь в виду, что формула (1.15) выведена при следующих допущениях:

· для исключения влияния водителя предполагается, что сцепление включается мгновенно;

· угловая скорость коленчатого вала двигателя в процессе включения постоянна;

· крутящий момент двигателя, равный передаваемому сцеплением моменту, растет пропорционально времени;

· момент сопротивления движению – величина постояная.

Такая идеализация процесса включения сцепления позволяет проводить лишь ориентировочные расчеты. Для повышения точности результатов следует учитывать упругие свойства трансмиссии как колебательной системы и изменение переменных, входящих в формулу (1.15) в реальных условиях эксплуатации.

Момент инерции условного маховика , кг×м², заменяющего собой поступательно движущуюся массу автомобиля, рассчитывают по формуле

, (1.16)

где – момент инерции маховика двигателя, кг×м²; – момент инерции условного маховика, приведенного к ведущему валу коробки передач, кг×м².

Величины момента инерции маховиков приведены в таблице 1.4 [6].

Таблица 1.4 – Момент инерции маховика двигателя

Автомобиль	ЗАЗ-968	ВАЗ-2101	ВАЗ-2121	Москвич-2140	ГАЗ-24
, кг·м²	0,118	0,130	0,130	0,170	0,310

Продолжение табл. 1.4

Автомобиль	УАЗ-469	РАФ-2203	ПАЗ-3201	ЛиАЗ-677	ЛАЗ-695Е
, кг·м²	0,360	0,314	0,510	1,070	0,991

Продолжение табл. 1.4

Автомобиль	ЛАЗ-699Н	ГАЗ-52	ГАЗ-3307	ЗИЛ-431410	ЗИЛ-133
, кг·м²	1,740	0,491	0,510	0,991	0,991

Продолжение табл. 1.4

Автомобиль	КамАЗ-5320	Урал-375	КрАЗ-257	МАЗ-5551	МАЗ-5432
, кг·м²	2,070	1,740	4,61	2,60	4,61

Момент инерции условного маховика , кг×м², приведенного к ведущему валу коробки передач, рассчитывают по формуле

, (1.17)

где – полная масса автомобиля, кг; – радиус качения колеса, м; – передаточное число главной передачи; – передаточное число первой ступени коробки передач.

Угловую скорость коленчатого вала двигателя , рад/с, для автомобилей с бензиновыми двигателями рассчитывают по формуле

, (1.18)

где – угловая скорость при максимальном крутящем моменте, рад/с.

Для автомобилей с дизелями угловую скорость коленчатого вала двигателя , рад/с, определяют по формуле

, (1.19)

где – угловая скорость при максимальной мощности, рад/с.

Угловую скорость коленчатого вала двигателя , рад/с, определяют по формуле

, (1.20)

где – частота вращения коленчатого вала двигателя, об/мин.

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

, (1.21)

где g – ускорение свободного падения, м/с²; – коэффициент общего дорожного сопротивления; – КПД трансмиссии.

Ускорение свободного падения – g = 9,8 м/с² [5].

Коэффициент общего дорожного сопротивления – = 0,02 [4].

КПД механической трансмиссии принимают согласно данным таблицы 1.5 [5] в зависимости от типа АТС и типа главной передачи.

Таблица 1.5 – КПД механической трансмиссии

Легковые АТС

Грузовые АТС

и автобусы

Много-

приводные АТС

классической компоновки

передне-приводные

с одинарной главной передачей

с двойной главной передачей

0,92

0,95

0,9

0,86

0,84

Допустимая удельная работа буксования [4]:

· для легковых автомобилей – [ ] = 50 ¸ 70 Дж/см²;

· для грузовых автомобилей – [ ] = 15 ¸ 120 Дж/см²;

· для автопоездов – [ ] = 10 ¸ 40 Дж/см².

При определении теплового режима сцепления рассчитывается нагрев ведущего диска. Маховик имеет значительно большую массу, чем нажимной диск, и поэтому температура его нагрева сравнительно невелика.

При расчете нагрева ведущего диска принимается допущение, что теплопередача в окружающую среду отсутствует и вся работа буксования используется на нагрев диска.

Нагрев ведущего диска , °С, при одном трогании с места рассчитывают по формуле

, (1.22)

где – доля теплоты, поглощаемая диском; – масса нажимного диска, кг; – удельная теплоемкость стали, Дж/(кг×град).

Доля теплоты, поглощаемая диском [4]:

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

· для наружного нажимного диска двухдискового сцепления – = 0,25.

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

. (1.23)

Удельная теплоемкость стали – = 481,5 Дж/(кг×град) [5].

Плотность стали – = 7600 ¸ 7800 кг/м³ [5].

Допустимый нагрев нажимного диска – [ ] = 10 ¸ 15 °С [4].

Полученная расчетная температура является условной (определение ее проведено при одном трогании автомобиля с места) и используется при сравнительной оценке конструкций сцеплений различных типов. В действительности же процесс нагрева дисков значительно сложнее, и поэтому температура деталей сцепления в процессе работы автомобиля значительно выше.

При выборе основных параметров сцеплений и их приводов могут быть использованы данные таблицы 1.6 [5].

Расчет привода сцепления

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

1. Оптимальную величину перемещения педали, не более [5]:

· для легковых автомобилей – = 160 мм;

· для грузовых автомобилей – = 190 мм.

2. Максимальную величину усилия на педали, не более [3]:

· сцепления с усилителем – = 150 Н;

· сцепления без усилителя – = 250 Н.

Механические приводы (рисунок 1.3, а) в настоящее время применяются только на легковых автомобилях особо малого класса; на грузовых автомобилях, автобусах и легковых автомобилях малого класса и выше применяют гидропривод (рисунок 1.3, б).

Таблица 1.6 – Основные параметры фрикционных дисковых сцеплений

Параметр, размерность	МеМЗ-968	АЗЛК-412	ВАЗ-2101	ВАЗ-2103	ВАЗ-2121	ГАЗ-24	ГАЗ-53	ЗИЛ-130	ЯМЗ
Параметр, размерность	МеМЗ-968	АЗЛК-412	ВАЗ-2101	ВАЗ-2103	ВАЗ-2121	ГАЗ-24	ГАЗ-53	ЗИЛ-130	14	236К	238
1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11	12
Максимальный крутящий момент двигателя, Н·м	74,5	111,8	87,3	105,9	121,6	186,3	284,4	402,1	637,4	666,9	882,6
Число ведомых дисков	1	1	1	1	1	1	1	1	2	2	2
Коэффициент запаса сцепления	2,08	1,57	2,05	1,62	1,44	1,55	1,81	2,15	2,0	2,35	2,14
Допустимая частота вращения, об/мин	4400	5800	7000	7000	7000	4500	3200	3200	2600	2100	2100
Фрикционные накладки, мм: наружный диаметр внутренний диаметр толщина	190 130 3,5	204 146 3,3	200 142 3,3	200 142 3,3	200 130 3,3	225 150 3,5	300 164 4,0	342 186 4,0	350 200 4,5	400 220 4,0	400 220 4,0
Максимальный диаметр кожуха сцепления, мм	245	270	263	263	263	279	352	400	410	464	460
Число рычагов выключения	3	18¹	18¹	18¹	18¹	3	3	4	4	4	4
Нажимные пружины: число усилие в выключенном сцеплении, кН усилие во включенном сцеплении, кН радиус установки, мм	6 4,07 3,72 80	1 – – 194²	1 – – 195²	1 – – 187,5²	1 – – 187,5²	9 2 5,50 5,14 89	12 8,39 7,54 108	16 12,00 10,90 126	12 13,30 11,18 125	14 2 11,84 11,06 168 и 128	12 2 13,78 12,90 168 и 128

Продолжение табл. 1.6

1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11	12
Параметры нажимной пружины: жесткость, Н/мм диаметр проволоки, мм средний диаметр, мм усилие в рабочем состоянии, Н число рабочих витков	40,2 4,0 25 623 4,0	– 2,29³ – 3340⁴ –	– 2,2³ – 3494⁴ –	– 2,2³ – 3089⁴ –	– 2,32³ – 3620⁴ –	5,7 и 10,1 3,0 28,5 и 21,5 257 и 314 7 и 9,5	28,5 4,2 24,8 628 7	38,1 4,5 25,5 682 8,5	21,2 5,5 38,5 931 7,5	14,4 4,5 31,5 461 9	14,4 4,5 31,5 461 9
Давление на фрикционные накладки, МПа	0,235	0,210	0,224	0,198	0,200	0,233	0,153	0,165	0,167	0,140	0,115
Расчетный коэффициент трения	0,3	0,3	0,3	0,3	0,3	0,3	0,3	0,3	0,22	0,25	0,25
Передаточные числа: рычагов вилки	4,5 1,69	3,5 1,8	3,5 2,5	2,43 2,45	2,43 2,45	3,79 1,44	4,68 1,68	5,33 2,12	4,85 1,67	4,7 ¸ 5,4 1,86	4,7 ¸ 5,4 1,86
Ход муфты выключения, мм: холостой рабочий	2 ¸ 3 10	4,5 ¸ 5,5 7,1	2 8	2 8 ¸ 9	2 8 ¸ 9	2,5 10	4 11,7	3 ¸ 4 9,6	3,6 16	3,6 15	3,6 16
Масса сцепления (без маховика, картера и механизма привода), кг	4,1	6,1	4,38	5,52	5,55	14,0	20,0	20,5	–	63,8	64,2

Примечание:

¹число лепестков диафрагменной пружины.

²диаметр приложения нагрузки диафрагменной пружины.

³толщина диафрагменной пружины.

⁴рабочее усилие на нажимном диске.

а) б)

Рисунок 1.3 – Схемы приводов сцепления:

а – механический привод; б – гидравлический привод

При расчете привода рассчитываются его передаточное число, усилие на педали и ход педали.

Общее передаточное число привода от педали до нажимного диска можно определить по формуле

, (1.24)

где – передаточное число педали сцепления; – передаточное число вилки выключения; – передаточное число рычагов выключения; a, b – плечи педали; c, d – плечи вилки выключения; е, f – плечи рычагов.

Полный ход педали механического привода складывается из свободного хода педали, рабочего хода и упругих деформаций элементов привода. Полный ход педали , мм, механического привода рассчитывается по формуле

, (1.25)

где – свободный ход педали, мм; – рабочий ход педали, мм; d – зазор в механизме выключения (между муфтой и рычагами выключения), мм; DS – ход нажимного диска, мм.

Величина зазора в механизме выключения [2]:

· сцепления с периферийными цилиндрическими пружинами – d = 1,5 ¸ 2,0 мм;

· сцепления с центральной диафрагменной пружиной – d = 3,5 ¸ 4,0 мм.

Ход нажимного диска [5]:

· однодисковых сцеплений – DS = 1,5 ¸ 2,0 мм;

· двухдисковых сцеплений – DS = 2,4 ¸ 2,8 мм.

Выполненные конструкции приводов имеют обычно следующие значения передаточных чисел:

= 30 ¸ 45; = 3,8 ¸ 5,5; = 1,4 ¸ 2,2 [5].

Передаточное число гидропривода определяют по формуле

, (1.26)

где – диаметр главного цилиндра, мм; – диаметр исполнительного цилиндра, мм.

Диаметры главного и исполнительного цилиндров выполняются обычно равными:

1,0.

Полный ход педали сцепления при гидроприводе рассчитывают аналогично (формула (1.25)).

Усилие на педали , Н, определяют по формуле

, (1.27)

где – КПД привода сцепления.

КПД привода сцепления [3]:

· механического привода – = 0,7 ¸ 0,8;

· гидравлического привода – = 0,8 ¸ 0,9.

Если усилие на педали больше допустимого, то в привод необходимо устанавливать усилитель.

2 Расчет коробки передач

Коробка передач – механизм трансмиссии автомобиля, предназначенный для изменения силы тяги на ведущих колесах путем изменения передаточного числа, длительного отсоединения двигателя от ведущих колес, а также обеспечения движения автомобиля задним ходом.

2.1 Определение основных параметров коробки передач

Основные размеры коробки передач определяют после выбора ее схемы (рисунок 2.1).

а) б)

Рисунок 2.1 – Принципиальная кинематическая схема четырехступенчатой коробки передач:

а – двухвальной, б – трехвальной;

1 – ведущий вал, 2 – ведомый вал, 3 – промежуточный вал.

В первую очередь оценивается межосевое расстояние.

Межосевое расстояние А, мм, приближенно можно определить по формуле:

, (2.1)

где а – эмпирический коэффициент.

Величина эмпирического коэффициента зависит от типа транспортного средства [3]:

· для легковых автомобилей – a = 14,5 ¸ 16,0;

· для грузовых автомобилей – a = 17,0 ¸ 19,5;

· для транспортных средств с дизелями – a = 20,5 ¸ 21,5.

Для коробок передач легковых автомобилей:

А = 65 ¸ 80 мм [5].

Для коробок передач грузовых автомобилей рекомендуется следующий рациональный ряд межосевых расстояний (таблица 2.1) [5].

Таблица 2.1 – Рекомендуемые значения параметров коробок передач

, Н·м	170	260	340 ¸ 420	700 ¸ 850	900 ¸ 1150
А, мм	85	105	125	140	160
Число передач	4	5	5	5	10

Затем устанавливается нормальный модуль зубчатых колес. Нормальный модуль определяется из условий изгибной прочности на усталость или статической прочности при действии максимального момента.

При выборе модуля необходимо учитывать, что его уменьшение при увеличении ширины зубчатого венца зубчатых колес приводит к уменьшению уровня шума. Для уменьшения массы коробки передач следует увеличивать модуль путем уменьшения ширины венцов (при том же межосевом расстоянии).

Для грузовых автомобилей уменьшение уровня шума имеет меньшее значение, чем для легковых, и следует большее внимание уделять уменьшению массы зубчатых передач.

Нормальный модуль , мм, определяют по формуле:

, (2.2)

где d – диаметр начальной окружности, мм; b – угол наклона спирали зубьев, град; Z – число зубьев зубчатого колеса.

Торцевой модуль , мм, рассчитывают по формуле:

. (2.3)

Как правило, модуль принимается одинаковый для всех зубчатых колес коробки передач, что дает некоторые технологические преимущества. Величина модуля зависит от передаваемого момента и типа транспортного средства (таблица 2.2) [4].

Таблица 2.2 – Значения нормального модуля зубчатых колес коробок передач

, Н×м	, мм	Тип транспортного средства
100 ¸ 200	2,25 ¸ 2,75	Легковые автомобили особо малого и малого класса
200 ¸ 400	2,75 ¸ 3,5	Легковые автомобили среднего класса и грузовые малой грузоподъемности
400 ¸ 600	3,5 ¸ 4,25	Грузовые автомобили средней грузоподъемности

Продолжение табл. 2.2

600 ¸ 800	4,25 ¸ 5,0	Грузовые автомобили большой грузоподъемности
800 ¸ 1000	5,0 ¸ 6,0	Первая передача в коробках передач грузовых автомобилей большой грузоподъемности при малом числе зубьев шестерни (Z=12)

Стандартные значения нормального модуля, мм [5]:

= 1,0; 1.25; 1,5; 2,0; 2,5; 3,0; 4,0; 5,0; 6,0; 8,0; и т. д.

Большинство зубчатых колес в коробках передач выполняют косозубыми для уменьшения шума при работе и повышения прочности. При выборе угла наклона учитывают ряд факторов: необходимость обеспечения достаточного осевого перекрытия зубьев; ограничение осевой силы, действующей на подшипники валов; необходимость выдержать заданное межосевое расстояние; условие уравновешивания осевых сил на промежуточном валу (для трехвальных коробок передач).

Угол наклона линии зубьев [5]:

· для зубчатых колес двухвальных коробок передач легковых автомобилей – b = 20 ¸ 25°;

· для зубчатых колес трехвальных коробок передач легковых автомобилей – b = 22 ¸ 34°;

· для зубчатых колес коробок передач грузовых автомобилей – b = 18 ¸ 26°.

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

. (2.4)

При определении ширины венцов зубчатых колес следует учитывать, что при применении зубчатых колес большей ширины повышаются требования к жесткости валов коробки передач.

Число зубьев колес определяется по известному передаточному числу коробки передач (при условии равенства модулей).

Так, например, для второй передачи трехвальной четырехступенчатой коробки передач (рисунок 2.1, б):

, (2.5)

где – передаточное число привода промежуточного вала; – передаточное число зубчатой пары второй передачи.

В обозначении числа зубьев принято следующее: нечетные индексы относятся к ведущим зубчатым колесам, четные – к ведомым. Меньшее из пары зубчатых колес называют шестерней, большее – колесом.

Число зубьев шестерни первичного вала = 17 ¸ 27 [5], передаточное число привода промежуточного вала = 1,6 ¸ 2,5 [2].

Задаваясь числом зубьев шестерни первичного вала и передаточным числом привода промежуточного вала, можно определить число зубьев зубчатого колеса привода промежуточного вала.

После этого необходимо проверить межосевое расстояние по числу зубьев:

. (2.6)

При определении числа зубьев необходимо учитывать, что нечетное число суммы зубьев передачи предпочтительнее, так как уменьшается возможность получения суммы чисел зубьев с общим множителем, что приводит к неравномерности износа зубьев.

Путем варьирования углом наклона спирали зубьев в заданных пределах необходимо добиться точного совпадения определяемого межосевого расстояния с вычисленным по формуле (2.1). В крайнем случае можно изменять модуль зубчатых колес.

Передаточное число зубчатой пары , можно определить из формулы (2.5)

. (2.7)

Число зубьев зубчатого колеса на промежуточном валу можно рассчитать по формуле

, (2.8)

где – угол наклона спирали зубьев для данной зубчатой пары.

Затем определяется число зубьев шестерни на ведомом валу, после чего необходимо проверить межосевое расстояние по числу зубьев рассчитанной зубчатой пары. При этом необходимо помнить, что число зубьев зубчатого колеса должно быть целым числом. После определения числа зубьев для каждой пары зубчатых колес необходимо уточнить передаточные числа коробки передач на каждой передаче.

Число зубьев шестерни первой передачи, располагающейся на промежуточном валу коробки передач, выбирается минимальным – = 13 ¸ 17 [3], что обусловливается применением шестерни первичного вала с достаточно большим диаметром (для размещения в ней подшипника вторичного вала).

Передаточное число пары зубчатых колес должно быть [2]:

· на низшей передаче – 3,5 ¸ 4,0;

· на высшей – 0,6 ¸ 0,8.

Для двухвальной коробки передач расчет ведется аналогично, однако в формулах отсутствует передаточное число привода промежуточного вала и по формуле (2.8) определяется число зубьев зубчатых колес с четными индексами.

При выборе основных параметров зубчатых колес коробки передач могут быть использованы данные таблицы 2.3 [5].

Расчет зубчатых колес коробки передач на прочность и долговечность

При расчете коробки передач расчетный момент определяется по максимальному крутящему моменту двигателя. Расчет зубчатых колес производится: на прочность – по напряжениям изгиба зубьев и на долговечность – по контактным напряжениям.

Напряжение изгиба , Па, рассчитывают по формуле

, (2.9)

где Р – окружное усилие, Н; y – коэффициент формы зуба.

Окружное усилие Р, Н, рассчитывают по формуле

, (2.10)

где – передаточное число до рассчитываемого зубчатого колеса; r – радиус начальной окружности зубчатого колеса, м.

Таблица 2.3 – Параметры зубчатых колес механических ступенчатых коробок передач

Шестерни передачи	Межосевое расстояние, мм		Число зубьев ведущих шестерен	Число зубьев ведомых колес	Рабочая ширина венцов, мм	Нормальный модуль, мм	Угол наклона линии зубьев, град
1	2		3	4	5	6	7
ЗАЗ-968
Первой Второй Третьей Четвертой	72,88		10 17 22 27	38 36 31 26	13,0 14,0 14,0 15,0	2,75 2,50 2,50 2,50	25 24 24 24
ВАЗ-2101
Привода промежуточного вала Первой Второй Третьей	68,00		17 15 20 24	29 33 27 21	16,0 15,5 15,0 16,0	2,50	31 27 29 31
ГАЗ-24
Привода промежуточного вала Первой Второй Третьей	77,00		16 15 20 25	29 29 25 20	15,5 17,5 16,5 16,5	2,75 3,00 3,00 2,75	34º22'31'' 29º8'42'' 29º8'42'' 34º22'31''
ГАЗ-53А
Привода промежуточного вала Первой Второй Третьей	110,63		17 14 25 34	41 38 32 24	20,0 24,0 20,0 22,0	3,50 4,25 3,50 3,50	23º26'5'' 0 23º26'5'' 23º26'5''
ЗИЛ-130
Привода промежуточного вала Первой Второй Третьей Четвертой	123,25	20 13 22 31 38		43 45 42 33 26	25,0 30,0 29,0 28,0 26,0	3,50 4,25 3,50 3,50 3,50	24º40'15'' 0 24º40'15'' 24º40'15'' 24º40'15''

Продолжение табл. 2.3

1	2	3	4	5	6	7
ЯМЗ-238А
Привода промежуточного вала Первая Второй Четвертой	165,75	28 27 33 44	38 39 34 23	35,0 37,0 32,0 32,0	4,50 4,50 4,50 4,50	26º22'20'' 24 23 23º30'
ЯМЗ-236Н
Привода промежуточного вала Первой Второй Третьей Пятой	165,75	28 16 22 33 47	38 62 47 37 23	25,0 32,0 32,0 32,0 32,0	4,50 4,25 4,25 4,25 4,25	26º22'20'' 0 26 24 24
КамАЗ, тип 15
Привода промежуточного вала Первой Второй Третьей Четвертой	160,00	25 12 21 28 36	46 51 46 38 30	31,5 38,0 33,5 31,0 30,0	4,25 5,00 4,50 4,50 4,50	18 0 17 19º31' 21

Коэффициент формы зуба у, приближенно определяют по формуле

. (2.11)

Допустимые напряжения изгиба зубьев приведены в таблице 2.4 [2].

Таблица 2.4 – Допустимые напряжения изгиба зубьев, МПа

Передача	Легковые автомобили	Грузовые автомобили
Первая, задний ход	350 ¸ 400	500 ¸ 900
Высшие передачи	180 ¸ 350	150 ¸ 400

В основу расчета по контактным напряжениям положена зависимость Беляева-Герца для наибольших нормальных напряжений в зоне контакта, возникающих при сжатии двух цилиндров.

Контактные напряжения , Па, определяют по формуле:

, (2.12)

где a – угол зацепления шестерен, град; , – радиусы начальных окружностей шестерен в паре, м; «+» – для внешнего зацепления; «-» – для внутреннего зацепления.

Угол зацепления шестерен – a = 20° [5].

Допустимые напряжения сжатия приведены в таблице 2.5 [2].

Таблица 2.5 – Допустимые напряжения сжатия, МПа

Передача	Легковые автомобили и грузовые малой грузоподъемности	Грузовые автомобили
Первая, задний ход	1500 ¸ 2000	3000 ¸ 4000
Высшие передачи	1000 ¸ 1400	2000 ¸ 2800

Расчет синхронизаторов

Цель расчета синхронизатора (рисунок 2.2) - определение углов наклона конусов поверхностей выравнивающих и блокирующих элементов, обеспечивающих соблюдение условия невключения передачи до полного выравнивания угловых скоростей соединяемых зубчатого колеса и вала, а также момента трения и времени синхронизации.

Рисунок 2.2 – Расчетная схема инерционного конусного синхронизатора

При расчетах синхронизатора пренебрегают влиянием сопротивления масла на снижение частоты вращения зубчатых колес, так как оно при нормальном температурном режиме не оказывает существенного влияния на процесс синхронизации. Предполагается также, что скорость автомобиля за время синхронизации не изменяется.

Синхронизаторы принято оценивать по удельной работе буксования.

Удельную работу буксования , Дж/м², рассчитывают по формуле

, (2.13)

где – работа буксования при выравнивании угловых скоростей вала и установленного на нем зубчатого колеса, Дж; – площадь поверхности трения синхронизатора, м².

Работу буксования , Дж, определяют по формуле

, (2.14)

где – суммарный приведенный момент инерции, кг·м²; – расчетная угловая скорость коленчатого вала двигателя при переключении передач, рад/с; – передаточное число выключаемой передачи; – передаточное число включаемой передачи.

Для трехвальной коробки передач суммарный приведенный момент инерции , кг·м², можно определить следующим образом:

, (2.15)

где – момент инерции ведомого диска сцепления, кг·м²; – момент инерции ведущего вала коробки передач, кг·м²; – момент инерции ведущей шестерни привода промежуточного вала, кг·м²; – момент инерции промежуточного вала, кг·м²; – момент инерции шестерен постоянного зацепления на промежуточном валу, кг·м²; – момент инерции зубчатого колеса на ведомом валу коробки передач, кг·м².

При расчетах необходимо учитывать, что в пятиступенчатых коробках передач грузовых автомобилей синхронизированы только высшие передачи, а первая передача и передача заднего хода включаются кареткой.

Для двухвальной коробки передач:

, (2.16)

где – суммарный момент инерции зубчатых колес на ведущем валу, кг·м².

Момент инерции J, кг×м², диска (шестерни, вала) относительно оси, проходящей через его центр и перпендикулярной плоскости его вращения, в общем случае можно определить по формуле

, (2.17)

где M – масса диска, кг; R – радиус диска, м.

Для нахождения моментов инерции валов необходимо определить их размеры. Размеры валов коробок передач выбираются, исходя из условия обеспечения достаточной их жесткости. Диаметр ведущего вала , мм, коробки передач приближенно определяют по формуле

, (2.18)

где k – эмпирический коэффициент.

Эмпирический коэффициент – k = 4,0 ¸ 4,6 [5].

Длину ведущего (ведомого) валов , м, двухвальной коробки передач приближенно рассчитывают по формуле

. (2.19)

Длину ведущего вала , м, трехвальной коробки передач можно найти из рекомендуемого отношения диаметра ведущего вала к его длине [2]:

= 0,16 ¸ 0,18,

где – диаметр ведущего вала, м.

Ведомый и промежуточный валы трехвальной коробки передач – ступенчатые, и их диаметр , м, в средней части определяют по формуле

. (2.20)

Отношения диаметров валов трехвальной коробки к их длинам для промежуточного и ведомого валов соответственно [2]:

= 0,16 ¸ 0,18;

= 0,18 ¸ 0,21.

Расчетная угловая скорость коленчатого вала двигателя при переключении передач приведена в таблице 2.6 [5].

Таблица 2.6 – Расчетная угловая скорость коленчатого вала двигателя при переключении передач, рад/с

Направление переключения передач	Бензиновый двигатель		Дизель
Направление переключения передач	легкового автомобиля	грузового автомобиля	грузового автомобиля
С низшей на высшую	(0,6 ¸ 0,7)	(0,7 ¸ 0,8) , не менее	(0,75 ¸ 0,85)
С высшей на низшую	(0,4 ¸ 0,5)	(0,5 ¸ 0,6) , не менее	(0,9 ¸ 1,0)

Площадь поверхности трения выравнивающего элемента синхронизатора , м², определяют по формуле

, (2.21)

где r – средний радиус поверхности трения конуса синхронизатора, м; – ширина кольца трения по образующей конуса, м.

Средний радиус поверхности трения выравнивающего элемента синхронизатора r, м, рассчитывают по формуле

, (2.22)

где – момент трения на поверхности конуса, Н·м; d – половина угла при вершине конуса, град; m – коэффициент трения; S – осевая сила, Н.

Момент трения на поверхности конуса рассчитывают по формуле

, (2.23)

где – время синхронизации, с.

Время синхронизации приведено в таблице 2.7 [5].

Таблица 2.7 – Время синхронизации, с

Передачи	Легковые автомобили	Грузовые автомобили
Низшие	0,5 ¸ 0,8	1,0 ¸ 1,5
Высшие	0,15 ¸ 0,3	0,3 ¸ 0,8

Одним из важнейших конструктивных параметров синхронизатора является угол конусности поверхностей трения. Низший предел половины угла конусности для пары «сталь – бронза» – d = 6 ¸ 12° [4]. Из-за возможного заклинивания поверхностей трения половина угла конусности должна быть больше угла трения, который связан с коэффициентом трения зависимостью:

, (2.24)

где r – угол трения, град.

Коэффициент трения для пары «сталь – бронза» – m = 0,06 ¸ 0,1 [4].

Осевую силу S, Н, определяют по формуле

, (2.25)

где – усилие, прикладываемое водителем к рычагу коробки передач, Н; – передаточное число рычага переключения передач (отношение хода рукоятки к ходу муфты).

Усилие, прикладываемое водителем к рычагу коробки передач [5]:

· легковых автомобилей и автобусов – £ 60 Н;

· грузовых автомобилей – £ 100 Н.

Передаточное число рычага переключения передач [5]:

· легковых автомобилей – = 2 ¸ 5;

· грузовых автомобилей – = 7 ¸ 13.

Ширину кольца трения по образующей конуса , м, определяют по формуле

, (2.26)

где – допустимое давление на поверхность конуса, Па.

Допустимое давление – = 1,0 ¸ 1,5 МПа [5].

Допустимая удельная работа буксования [4]:

· для синхронизаторов легковых автомобилей – [ ] = 0,03 ¸ 0,1 МДж/м²;

· для синхронизаторов грузовых автомобилей – [ ] = 0,05 ¸ 0,4 МДж/м².

Нижние пределы соответствуют высшим передачам, верхние – низшим.

При выборе основных параметров синхронизаторов коробок передач могут быть использованы данные таблицы 2.8 [5].

Таблица 2.8 – Основные размеры и показатели напряженности инерционных синхронизаторов механических коробок передач

Модель коробки передач	Передача	Средний радиус поверхности трения, мм	Ширина кольца трения, мм	Угол трения, град	Момент трения, Н·м	Время синхронизации, с	Удельная работа буксования, Дж/см²
ВАЗ-2101	I / II III / IV	37,0	7,0	42	4,97	0,98 / 0,64 0,57 / 0,31	11,2 / 10,0 9,82 / 6,57
ГАЗ-24	I / II III / IV	30,5 27,5	9,5	35	4,61 / 7,61 3,81	0,94 / 0,83 0,50 / 0,28	7,90 / 8,15 6,30 / 4,87
ГАЗ-53	III / IV	31,0	10,0	35	5,08	1,70 / 0,92	21,1 / 18,6
ЗИЛ-130	II / III IV / V	45,8 40,0	11,0	30	12,2 9,27	2,26 / 0,88 0,57 / 0,34	17,34 / 8,42 5,65 / 4,28
ЯМЗ-236Н	II / III IV / V	75,0 59,0	16,0	26	47,2 29,2	1,59 / 0,57 0,61 / 0,26	19, 42 / 9,03 11,65 / 4,82
КамАЗ, тип 15	II / III IV / V	92,0 65,0 / 57,0	17,0 / 15,0 15,0	30	75,7 / 67,0 33,4 / 25,7	1,18 / 1,02 0,84 / 0,61	19,48 / 11,17 12,18 / 9,70

3 Расчет карданной передачи

Карданная передача – механизм трансмиссии автомобиля, предназначенный для передачи крутящего момента между агрегатами, оси валов которых не совпадают или могут изменять свое относительное положение при движении автомобиля.

3.1 Расчет карданной передачи с шарнирами неравных угловых скоростей

При расчете карданных передач с шарнирами неравных угловых скоростей рассчитываются карданный вал, крестовина, вилки и подшипники карданного шарнира.

Для определения основных размеров карданного вала необходимо определить максимальную частоту вращения карданного вала, соответствующую максимальной скорости автомобиля.

Максимальную частоту вращения карданного вала , об/мин, соответствующую максимальной скорости автомобиля, рассчитывают по формуле

, (3.1)

где – передаточное число высшей ступени коробки передач; k – коэффициент.

Значения коэффициента [6]:

· для бензиновых двигателей без ограничителя максимальной частоты вращения коленчатого вала – k = 1,2;

· для дизелей и бензиновых двигателей с ограничителем максимальной частоты вращения коленчатого вала – k = 1,0.

Для определения основных размеров карданного вала необходимо также определить расчетный крутящий момент на карданном валу на низшей ступени в коробке передач.

Расчетный крутящий момент на карданном валу , Н×м, определяют по формуле

. (3.2)

После определения максимальной частоты вращения карданного вала и расчетного крутящего момента на карданном валу из таблицы 3.1 [5], выбирают соответствующие размеры сечений труб карданных валов.

Критическую частоту вращения карданного вала , об/мин, определяют по формуле

, (3.3)

где – внешний диаметр карданного вала, м; – внутренний диаметр карданного вала, м; – длина карданного вала, м.

Расчетная критическая частота вращения карданного вала обычно превосходит действительное значение вследствие податливости опор, неточной балансировки вала, наличия зазоров в шлицевых соединениях. Опыт эксплуатации показал, что для удовлетворительной работы карданной передачи необходимо вводить коэффициент запаса по критической частоте вращения:

= 1,5 ¸ 2,0. (3.4)

Таблица 3.1 – Размеры сечений труб карданных валов и их нагрузочная способность

Размеры сечения		Момент сопротивления сечения кручению, см³	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	Момент сопротивления сечения кручению, см³	Полярный момент инерции сечения, см⁴	100 ¸ 120 МПа	25 ¸ 55 МПа	3000 об/мин	4000 об/мин	5000 об/мин
45	2,5	8,44	21,10	844 ¸ 1000	211 ¸ 464	134	116	104
46	2,5	8,81	22,46	881 ¸ 1050	220 ¸ 484	137	119	106
55	2,0	9,87	29,13	977 ¸ 1180	247 ¸ 543	149	129	115
55	2,5	12,47	37,40	1247 ¸ 1500	312 ¸ 686	150	130	116
55	3,5	17,82	55,23	1783 ¸ 2140	445 ¸ 979	151	131	117
63	3,5	23,16	81,06	2316 ¸ 2780	579 ¸ 1273	161	139	125
66	2,0	14,12	49,43	1412 ¸ 1700	353 ¸ 776	162	140	126
71	1,6	12,97	48,11	1297 ¸ 1560	324 ¸ 712	168	145	130
71	1,8	14,63	54,57	1463 ¸ 1750	366 ¸ 805	168	146	130
71	2,0	16,30	61,14	1630 ¸ 1950	407 ¸ 895	168	146	130
71	2,1	17,15	64,48	1775 ¸ 2060	429 ¸ 943	169	146	131
71	2,2	17,99	67,83	1779 ¸ 2180	450 ¸ 990	169	147	131
71	2,5	20,54	78,05	2054 ¸ 2460	513 ¸ 1128	169	147	131
71	3,0	24,84	95,63	2484 ¸ 2980	621 ¸ 1366	170	147	132
82	2,5	27,26	118,60	2726 ¸ 3280	621 ¸ 1366	181	157	140
82	3,0	32,93	144,90	3293 ¸ 3950	621 ¸ 1366	182	158	141
82	3,5	38,67	172,10	3867 ¸ 4640	621 ¸ 1366	182	158	141
82	4,0	44,51	200,30	4451 ¸ 5340	621 ¸ 1366	183	159	142
94	3,5	50,51	255,10	5051 ¸ 6050	621 ¸ 1366	195	169	151
94	4,0	58,08	296,20	5808 ¸ 6950	621 ¸ 1366	195	169	151
100,5	6,0	101,50	571,00	10150 ¸12200	621 ¸ 1366	202	175	157
104	4,0	70,76	396,30	7076 ¸ 8500	621 ¸ 1366	205	178	159
104	4,5	80,03	452,20	8003 ¸ 9600	621 ¸ 1366	206	178	159
104	5,0	89,40	509,60	8940 ¸10700	621 ¸ 1366	206	178	160

Напряжение кручения трубчатого вала , Па, рассчитывают по формуле

, (3.5)

где – момент сопротивления сечения кручению, м³.

Допустимые напряжения кручения карданных валов [4]:

* легковых автомобилей - [ ] = 25 ¸ 55 МПа;

* грузовых автомобилей - [ ] = 100 ¸ 120 МПа.

На жесткость карданный вал рассчитывают по углу закручивания Q, град

, (3.6)

где – полярный момент инерции сечения, м⁴; G – модуль упругости при кручении, Па.

Модуль упругости при кручении – G = 8,5×10⁴ МПа [5].

Допустимый угол закручивания – [Q] = 7 ¸ 8° на один метр длины [4].

Размеры крестовины карданного шарнира (рисунок 3.1) определяют размеры всего карданного шарнира.

Рисунок 3.1 – Расчетная схема крестовины карданного шарнира

Размеры крестовины находят из условий, что крестовина не будет иметь остаточных деформаций под действием меньшей из величин: максимального расчетного крутящего момента на карданном валу, определенного по двигателю или по сцеплению.

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

. (3.7)

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

, (3.8)

где – вес, приходящийся на мост, к которому подводится крутящий момент через рассчитываемую карданную передачу, кН; – продольный коэффициент сцепления.

Продольный коэффициент сцепления – = 0,85 [5].

По определенной высоте крестовины из таблицы 3.2 [5] выбирают соответствующий типоразмер карданного шарнира.

Шипы крестовины карданного шарнира рассчитывают по напряжениям изгиба и среза. Напряжение изгиба шипа , Па, в опасном сечении А–А определяют по формуле

, (3.9)

где – максимальная нагрузка на шип крестовины, Н; – длина шипа, м; – момент сопротивления сечения шипа изгибу, м³.

При расчете максимальной нагрузки на шип крестовины принимают, что условно сосредоточенная сила действует в середине шипа.

Максимальную нагрузку , Н, на шип крестовины карданного шарнира рассчитывают по формуле

, (3.10)

где r – плечо приложения максимальной нагрузки, м; g – угол наклона осей карданной передачи, град.

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

, (3.11)

где , - расстояние между внутренними и наружными плоскостями вилки карданного шарнира соответственно, м.

Угол наклона осей карданной передачи – g = 15 ¸ 20° [2].

Высоту шипа можно приближенно принять равной длине иглы подшипника карданного шарнира.

Момент сопротивления сечения шипа изгибу, , м³, определяют по формуле

, (3.12)

где – диаметр шипа крестовины, м.

Допустимые напряжения изгиба – [ ] = 250 ¸ 300 МПа [4].

Напряжение среза шипа крестовины , Па, определяют по формуле

. (3.13)

Допустимые напряжения среза – [ ] = 60 ¸ 80 МПа [4].

Вилка карданного шарнира (рисунок 3.2) под действием максимальной нагрузки на шип крестовины испытывает изгиб и кручение.

Таблица 3.2 – Основные размеры крестовин карданных шарниров неравных угловых скоростей

Размеры, мм	Типоразмер
Размеры, мм	I	II	III	III	IV	V	VI	VII	VIII
Высота крестовины по шипам	57,170	74,20	80,0	80,0	90,0	108,0	127,0	147,0	165,0
Диаметр шипа крестовины	14,725	15,23	16,3	16,3	22,0	25,0	33,65	33,65	45,0
Расстояние между внутренними плоскостями вилки	64,260	55,00	60,0	–	–	–	–	–	–
Расстояние между наружными плоскостями вилки	–	–	–	–	98,0	118,0	135,0	155,0	173,0
Диаметр отверстия под подшипник	23,823	28,00	30,0	30,0	35,0	39,0	50,0	50,0	62,0
Подшипник	904902	704902	704702K2	Т04702КУ2	804704	804805	804907	804707	804709
Количество иголок	22	22	29	20	26	29	38	38	50
Диаметр иголки	2,4	2,5	2,0	3,0	3,0	3,0	3,0	3,0	3,0
Длина иголки	10,0	12,5	13,8	13,5	18,0	18,1	18,0	24,0	24,0

Рисунок 3.2 – Расчетная схема вилки карданного шарнира

Напряжение изгиба вилки , Па, рассчитывают по формуле

, (3.14)

где с – плечо изгиба, м; – момент сопротивления сечения изгибу, м³.

Момент сопротивления изгибу , м³, для прямоугольного сечения определяют по формуле

, (3.15)

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

Высоту сечения вилки можно принять равной длине иглы подшипника карданного шарнира.

Допустимые напряжения изгиба – [ ] = 60 ¸ 80 МПа [4].

Напряжение кручения вилки , Па, определяют по формуле

, (3.16)

где а – плечо кручения, м; – момент сопротивления сечения кручению, м³.

Момент сопротивления сечения кручению , Па, рассчитывают по формуле

, (3.17)

где k – эмпирический коэффициент.

Данный коэффициент зависит от отношения ширины сечения вилки к его высоте (таблица 3.3) [4].

Таблица 3.3 – Значения коэффициента

h / b	1,0	1,5	1,75	2,0	2,5	3,0	4,0	10,0
k	0,208	0,231	0,239	0,246	0,258	0,267	0,282	0,312

Допустимые напряжения кручения – [ ] = 120 ¸ 150 МПа [4].

Игольчатые подшипники карданных шарниров рассчитывают по допустимой нагрузке.

Допустимую нагрузку , Н, на подшипник карданного шарнира определяют по формуле

, (3.18)

где – количество иголок в подшипнике; – длина иголки, см; – диаметр иголки, см; - передаточное число до рассчитываемой карданной передачи.

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

> . (*)

3.2 Расчет карданной передачи с шарнирами равных угловых скоростей

Расчетная схема шарикового шарнира равных угловых скоростей (синхронного) приведена на рисунке 3.3.

Рисунок 3.3 – Расчетная схема шарикового карданного шарнира равных угловых скоростей:

1 – шарик; 2 – наружная обойма; 3 – сепаратор; 4 – внутренняя обойма.

Максимальный момент по сцеплению , Н×м, передаваемый шарниром, определяют по формуле

, (3.19)

где – вес, приходящийся на колесо, Н.

Продольный коэффициент сцепления – = 1,0 [3].

По рассчитанному крутящему моменту из таблицы 3.4 [5] выбирают диаметр шарика шарнира равных угловых скоростей, а также наружный диаметр вала.

Таблица 3.4 – Параметры карданных шарниров равных угловых скоростей

Параметр	Значение
Расчетный крутящий момент, кН·м	1,37	2,20	4,50	7,75
Диаметр шарика, мм	25,32 (25,50)	29,50	40,0	42,86
Максимальный диаметр вращения шарнира, мм	98	109	142	156
Расстояние между наружными торцами, мм	96	109	134	144
Наружный диаметр вала, мм	32,0	35,0	44,5	50,0
Нагрузка на передний мост не более, кН	10,0	15,0	27,5	30,0

Для обеспечения необходимой плавности работы и равномерного распределения нагрузки число шариков в шариковом карданном шарнире с делительным механизмом должно быть четным, поэтому на практике устанавливают четыре (шесть) шариков, равномерно распределенных по окружности.

Допустимое окружное усилие[ ], Па, рассчитывают по формуле

, (3.20)

где Р – окружная сила, действующая на шарик, Н.

Окружную силу Р, Н, действующую на шарик, определяют по формуле

, (3.21)

где R – радиус расположения шариков, м.

Размеры внутренней обоймы должны обеспечить надежную связь с ведущим валом, и это предопределяет радиус расположения шариков.

Соотношение между радиусом расположения шариков и их диаметрами для обеспечения заданного срока службы рекомендуют [3] определять по эмпирической зависимости:

= 1,71.

Угол между осями валов - g = 35 ¸ 40°.

Карданный вал в приводе передних колес – цельнолитой. Поэтому рассчитывают его только по углу закручивания по формуле (3.6), при этом полярный момент инерции для сплошного сечения определяют по формуле

. (3.22)

Длину карданного вала можно принять равной половине колеи передних колес.

При выборе основных параметров элементов карданных передач могут быть использованы данные таблицы 3.5 [5].

Расчет главной передачи

Главная передача служит для постоянного увеличения крутящего момента.

Расчетным моментом для АТС общего назначения для главной передачи служит передаваемый максимальный крутящий момент на первой ступени. Для полноприводных АТС за расчетный момент принимается момент по сцеплению, причем считается, что он распределен по мостам пропорционально весу.

Дата добавления: 2018-02-28; просмотров: 3541; Мы поможем в написании вашей работы!

Поделиться с друзьями:

12 3 4 Следующая ⇒

Мы поможем в написании ваших работ!