Размещено на http://www.allbest.ru/

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



Содержание

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

, (1.1)

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.

Memax, Hм	100 - 250	250 - 600	700 - 1800
	1,75	2,2	2,5

Средний радиус дисков определяют по формуле:

(1.2)

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

(1.3)



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;

см;

При этом внутренний радиус фрикционных накладок:

, (1.4)

где Rв - внутренний радиус дисков, м.

см;

м;

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

Таблица 1.2 - 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
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

Диаметры фрикционных накладок:

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

Нажимное усилие пружин рассчитывают по формуле:

(1.5)

где Р - нажимное усилие пружин, Н;

i - число пар трения.

Число пар трения для однодисковых сцеплений - i= 2;

Расчетный коэффициент трения - = 0,25;

Н

Нажимное усилие диафрагменной пружины определяют по формуле

, (1.6)

PУ=

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 [4].

Толщина диафрагменной пружины - = 2,0 мм [4].

Перемещение пружины в месте приложения силы -

l1= 2,0 мм [2].

Коэффициенты определяют по формуле

, (1.7)

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.

, (1.8)

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

, м, (1.9)

Dc=(0,215+0,14)/2=0,1775 м.

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

, (1.10)

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:

, (1.11)

где Р0 - давление на фрикционные накладки, МПа;

F- площадь поверхности одной стороны фрикционной накладки, мм2.

, МПа;

Допустимые давления на фрикционные накладки - [P0]= 0,15 - 0,25 МПа.

Удельную работу буксования сцепления рассчитывают по формуле:

, Дж/см2 (1.12)

Где

Lб- работа буксования, Дж;

F - площадь поверхности одной стороны фрикционной накладки, м2.

Работу буксования определяют по формуле:

, Дж; (1.13)

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:

, (1.14)

где Jа - момент инерции условного маховика, кгм2;

Jм- момент инерции маховика двигателя, кгм2;

Jм = 0,13

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.

кгм2;

кгм2;

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:

, (1.17)

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

, рад/с;

, рад/с;

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

, Нм; (1.18)

где g - ускорение свободного падения, кг/мс2;

тр - КПД трансмиссии.

=0,02.

, Нм;

,Дж;

,Дж /см2;

Допустимая удельная работа буксования:

для легковых автомобилей - [qб]= 50 - 70 Дж/см2;

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

(1.19)

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;

, кг;

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:

, м;(1.20)

где Sд - толщина дисков, м.

м;

кг;

,С

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



2. Расчёт 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

, (2.1)

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;

, Н;

Полный ход педали сцепления при гидроприводе рассчитывают по формуле:

(2.2)

Где:

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 основных параметров коробки передач

Межосевое расстояние можно определить по формуле:

, (3.1)

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

, мм;

Устанавливаем значения нормального модуля зубчатых колёс коробок передач:

Нормальный модуль определяется по формуле:

, мм;(3.2)

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.

М кр, Нм	mн, 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
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)

Принимаем mн = 2,75 мм;

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

(3.3)

где b - рабочая ширина венца зубчатого колеса, м.

b = 7·2,75 = 19мм = 0,019 м.

Угол наклона спирали зуба:

= 20;

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:

;(3.5)

, мм;

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 колёс коробки передач на прочность

Окружное усилие рассчитывают по формуле:

, (3.6)

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;

, Н.

Последующие расчёты сведены в таблицу 5.1

Коэффициент формы зуба приближенно определяют по формуле:

;

;

Последующие расчёты сведены в таблицу 5.1

Напряжения изгиба рассчитываются по формуле:

, (3.7)

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

y - коэффициент формы зуба.

, МПа;

Контактные напряжения определяют по формуле:

,(3.8)

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;

r1= ;

r2= ;

r3= ;

r4= ;

r5= ;

r6= ;

r7= ;

r8= ;

r9= ;

r10= ;

r11= ;

r12= ;

, МПа;

Последующие расчёты сведены в таблицу 5.1

Таблица 3.2

	P, H	У	усж, МПа	уи, МПа
1	7143,478	0,106817	1207,7	338,0653319
2	3911,905	0,126602		156,1986834
3	6319,231	0,111618	1108,7	286,1926303
4	4212,821	0,124651		170,8470104
5	5665,517	0,115546	1034,6	247,8650443
6	4563,889	0,122403		188,4836101
7	5134,375	0,118814	986,78	218,4480208
8	5134,375	0,118814		218,4480208
9	4694,286	0,121576	1041,2	195,1880479
10	5665,517	0,115546		247,8650443
11	4212,821	0,124651	1108,7	170,8470104
12	6319,231	0,111618		286,1926303

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:

, (3.9)

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:

, (3.10)

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:

, (3.11)

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):

,(3.12)

где J - момент инерции, кгм2;

M - масса диска, кг;

R - радиус диска, м.

, кг·м2;

Диаметр ведущего вала коробки передач определяют:

,(3.13)

где dвщ - диаметр ведущего вала, мм;

k - коэффициент.

Коэффициент - k= 4,0 - 4,6

Принимаем k=4;

, мм;

Из рекомендуемого отношения диаметра ведущего вала к его длине, можно найти длину вала:



, (3.14)

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;

;

кг·м2;

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.

n==, с-1;

е = 0,8·659,4=527,5, с-1;

, Дж;

Площадь поверхности трения синхронизатора определяют по формуле:

(3.16)

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

bc- ширина кольца трения по образующей конуса, м.

(3.17)

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.

, (3.18)

где tс - время синхронизации, с.

Принимаем tс - 0,5 с.

,Н·м;

Осевую силу определяют по формуле:

; (3.19)

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



, Н;

, м;

Ширину кольца трения по образующей конуса определяют по формуле:

, (3.20)

где РN- допустимое давление на поверхность конуса, Па.

Принимаем: РN= 1,5 МПа;

, м;

Площадь поверхности трения синхронизатора определяют по формуле:

, (3.21)

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

bc- ширина кольца трения по образующей конуса, м.

, м2;

, МДж/м2.

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:

,(4.1)

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.

, об/мин;

Расчетный крутящий момент на карданном валу определяют по формуле:

, (4.2)

где Мк - расчетный момент на карданном валу, Нм;

i1 передаточное число первой ступени коробки передач.

,Нм;

Критическую частоту вращения карданного вала определяют по формуле:



, (4.3)

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;

Момент сопротивления сечения кручению - 32,93 см3;

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	см3		100 - 120 МПа	25 - 55 МПа	3000 об/мин	4000 об/мин	5000 об/мин
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

, об/мин;

Коэффициент запаса по критической частоте вращения:

;

;

Напряжение кручения трубчатого вала рассчитывают по формуле:

, (4.4)

где кр - напряжение кручения трубчатого вала, Па;

Wкр - момент сопротивления сечения кручению, м3;

Момент сопротивления сечения кручению - 32,93 см3;

, МПа;

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

На жесткость карданный вал рассчитывают по углу закручивания:

, (4.5)

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 ;

, град;

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

4.2 Расчёт 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:

, (4.6)

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

, см;

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



, (4.7)

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;

, м;

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

, (4.8)

, мм;

Максимальную нагрузку на шип крестовины карданного шарнира рассчитывают по формуле:



, (4.9)

где r - плечо приложения максимальной нагрузки, м;

- угол наклона осей карданной передачи, град.

Угол наклона осей карданной передачи - = 15 - 20

Принимаем 17;

, Н;

Момент сопротивления сечения шипа изгибу определяют по формуле:

, (4.10)

где dш- диаметр шипа крестовины, м.

, м;

, м;

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

, (4.11)

где и - напряжение изгиба шипа, Па;

Qmax- максимальная нагрузка на шип крестовины, Н;

lш - длина шипа, м;

Wш- момент сопротивления сечения шипа изгибу, м3.

, мПа;

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

Напряжение среза шипа крестовины определяют по формуле

, (4.12)

где - напряжение среза шипа крестовины, Па.

, мПа;

Допустимые напряжения - []= 60 - 80 МПа.

4.3 Расчет вилки карданного шарнира

Рис. 6 Расчетная схема вилки карданного шарнира.

Напряжение изгиба вилки рассчитывают по формуле:

, (4.13)

где из - напряжение изгиба, Па;

с - плечо изгиба, м;

Wиз- момент сопротивления сечения изгибу, м3

, (4.14)

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;

, м3;

, мПа;

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

Напряжение кручения вилки определяют по формуле:

, (4.15)

где кр - напряжение кручения, Па;

а - плечо кручения, м;

Wкр - момент сопротивления сечения кручению, м3.

, м3; (4.16)



где k - коэффициент принимаем из таблицы 7.2

Таблица 4.2 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

Коэффициент k - 0,282;

, м3;

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

а, мм;

а, мм;

, мПа;

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

4.4 Расчет подшипников карданного шарнира

Игольчатые подшипники карданных шарниров рассчитывают по допустимой нагрузке:

,

где Рдоп - допустимая нагрузка на подшипник, Н;

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.

, Н;

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

Pдоп>Qmax

Условие выполнилось.



5. Расчёт главных передач

5.1 Расчет 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

i0	2,5	3	4	5	6
Z1	15	12	9	7	6

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

Принимаем Z1min=10;

Напряжения изгиба определяют по формуле:

, (5.1)

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 ;

i0 = Z2/Z1;

Z2 = i0·Z1 = 3,57*10 = 35,7=36;

Длину образующей конуса колеса рассчитывают по формуле:

, (5.2)

где L2 - длина образующей конуса колеса, мм;

А - коэффициент;

Ме мах - максимальный крутящий момент двигателя, кгм.

Коэффициент для гипоидных передач - А= 25.

, мм;

Длину зуба по образующей конуса можно приближенно определить по формуле:

, (5.3)

где L2 - длина образующей конуса колеса, м.

, мм;

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

1= 45°,

2= 20°;

Коэффициент формы зуба определяют исходя из эквивалентного приведенного числа зубьев:

, (5.4)

,

;

,

;

Торцовый модуль рассчитывают по формуле:

, мм; (5.5)

, мм;

Торцовый шаг по основанию начального конуса определяют по формуле:

, (5.6)

где ms- торцовый модуль, м.

, м;

Диаметр ведущей шестерни по образующей начального конуса рассчитывают по формуле:

, мм;

, мм;

Диаметр ведомого колеса по образующей начального конуса определяют по формуле:

, мм;

, мм;

Средний радиус начального конуса ведомого колеса определяют по формуле:

(5.7)

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

, мм;

Средний радиус начального конуса ведущей шестерни определяют по формуле:

(5.8)

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

, мм;

Нормальный шаг в среднем сечении конуса определяют по формуле:

, (5.9)

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

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

, мм;

Расчетный момент для ведущей шестерни рассчитывают по формуле:

, Н·м; (5.10)

, Н·м;

Расчетный момент для ведомого колеса определяют по формуле:

, Н·м; (5.11)

, Н·м;

Окружное усилие рассчитывают по формуле:

, Н; (6.12)

, Н;

, Н;

, Н;

, Н;



, мПа;

, мПа;

, мПа;

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

Контактные напряжения определяют по формуле:

, (5.13)

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:

м; (5.14)

мм;

Радиус кривизны по поверхности зубьев ведомого колеса рассчитывают по формуле:



м; (5.15)

, мм;

, мПа;

,мПа;

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	Внешний	Конусное	Угол	Ширина	Число
Автомобиль	Сател-литов	шестерен	окружной модуль, мм	расстояние, мм	профиля	венца, мм	сателлитов
ЗАЗ - 968	10	20	3,50	39,13	2030	11,0	2
М - 2140	10	14	4,13	35,53	2230	12,6	2
ВАЗ - 2101	10	16	4,0	37,77	2230	12,0	2
ГАЗ - 24	10	16	5,0	47,20	2330	---	2
УАЗ - 469	10	16	4,75	44,90	2230	35,0	4
ГАЗ - 53А	11	22	5,75	62,62	2230	21,0	4
ЗИЛ - 130	11	22	6,35	78,09	2230	27,0	4
Урал - 375 Н	11	22	6,35	78,09	20	27,0	4
КамАЗ - 5320	11	22	6,35	78,09	2230	27,0	4
МАЗ - 5335	11	20	5,50	62,77	20	22,5	4
КрАЗ - 257 Б1	11	22	8,0	98,39	20	30,2	4
БелАЗ - 540А	11	22	8,0	98,39	20	30,2	4
БелАЗ - 548А	11	22	9,0	110,68	20	37,0	4

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:

, (6.1)



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:

, Н·м; (6.2)

, Н·м;

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

, м;(6.3)

, м;

Диаметр шипа крестовины рассчитывают по формуле:

, (6.4)

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

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

, м;

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



, (6.5)

где b - ширина зубчатого венца сателлита, м;

с - половина угла начального конуса сателлита, град.

, (6.6)

где Zс - число зубьев сателлита.

,

, м;

, мПа;

Допустимые напряжения смятия - []=50 - 60 МПа;

Напряжение среза оси сателлита определяют по формуле:

, (6.7)

где - напряжение среза оси сателлита, Па.

, мПа;

Допустимые напряжения среза - []= 100 - 120 МПа;

Осевую силу определяют по формуле:



, (6.8)

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

r2 - радиус приложения окружной силы в зацеплении, м.

Угол зацепления - =20

, H;

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

, м; (6.9)

, м;

Напряжение смятия торца сателлита рассчитывают по формуле:

, (6.10)

где с - напряжение смятия торца сателлита, Па;

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

, мПа;

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

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



, (6.11)

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

, Н;

Напряжение смятия торца полуосевой шестерни рассчитывают по формуле:

, (6.12)

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:

, (6.13)

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

, м;

r3 = r1 = 0,04 м;

, мПа;

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

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

Н·м; (6.14)

Н·м;

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

Zc = Z1 = 10;

Z2 =i0 · Z1 = 10·3,57 = 35,7=36;

Определение торцевого модуля:

, м;

, м;

Торцевой шаг по основанию начального конуса:

= , м;

Диаметр ведущей шестерни по образующей начального конуса рассчитывают по формуле:

= , м;



Диаметр ведомого колеса по образующей начального конуса определяют по формуле:

= , м;

Средний радиус начального конуса ведомого колеса определяют по формуле:

м;

м;

м;

Нормальный шаг в среднем сечении конуса определяют по формуле:

, м;

Напряжения изгиба определяют по формуле:

,

,

,

, мПа;

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



7. Расчёт полуосей

Максимальный крутящий момент по двигателю определяют по формуле:

, (7.1)

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;

, H·м;

Максимальный крутящий момент по сцеплению определяют по формуле:

, (7.2)

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.

Цmax=0,8;

mвед= 1,2;

, H·м;

Нормальную реакцию рассчитывают по формуле:

, Н; (7.3)

, Н;

Продольную реакцию определяют по формуле:

, Н;(7.4)

, Н;

, Н;(7.5)

, Н;

Принимаем , Н;

Нормальную реакцию рассчитывают по формуле:

, Н;(7.6)

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

, Н;

Продольные реакции определяют по формуле:

, Н; (7.7)

, Н;

Нормальная реакция на режиме заноса определяется по формуле:

, (7.8)

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;

, Н;

, Н;

Боковую реакцию определяют по формуле:

, (7.9)

где Ryi - боковая реакция, Н.

, Н;

, Н;

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

, (7.10)

где Rziд - динамическая реакция, Н;

Кд - коэффициент динамичности.

Принимаем Кд - 1,5

, Н;



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