Определение показателей эксплуатационных свойств автомобиля Kia Cerato 1.6 и проверочный расчет раздаточной коробки автомобиля ГАЗ-66

;

;

где (у-1)D, (ф-1)D - пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении;

уа, фа - амплитуды напряжений цикла;

уm, фm - средние напряжения цикла;

шу, шф - коэффициенты чувствительности к ассиметрии цикла напряжений.

Рисунок 15 - Расчетная схема сил и эпюры моментов на промежуточном валу

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении определяются по зависимостям:

;

;

где у-1, ф-1 - пределы выносливости материала вала для гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения;

(Kу)D, (Kф)D - коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала.

Пределы выносливости материала вала у-1, ф-1 принимаются по таблицам [2, с.72] и для стали 40Х составляют у-1 = 410 МПа, ф-1 = 240 МПа.

Коэффициенты (Kу)D, (Kф)D вычисляются по формулам:

;

;

где Kу, Kф - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

Kd - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения вала (при диаметре вала d = 40 мм Kd = 0,73);

KF - коэффициент влияния шероховатости (при параметре шероховатости Ra = 3,2 ч 0,8 KF = 1,0 ч 1,15);

KV - коэффициент влияния поверхностного упрочнения (при закалке KV = 1,3 ч 1,5).

Числовые значения коэффициентов Kу и Kф выбираются по таблицам в зависимости от вида концентратора напряжений. Для шлицевых и резьбовых участков валов и для валов-шестерен по таблице [2, с.81] при пределе прочности уВ = 900 МПа Kу = 1,7 и Kф = 2,65.

Амплитуды напряжений цикла уа, фа и средние напряжения цикла уm, фm определяют в зависимости от цикла изменения напряжений.

При расчетах валов на усталостную прочность принимают, что напряжения изгиба меняются по симметричному циклу, а напряжения кручения - по отнулевому циклу.

При симметричном цикле напряжений изгиба

;

;

;

где МИУ - суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении;

Wнетто - осевой момент сопротивления сечения вала, определяемый по формуле:

.

При отнулевом цикле касательных напряжений

;

;

где Мкр - крутящий момент;

WK нетто - полярный момент сопротивления сечения вала, определяемый по формуле:

.

Коэффициенты чувствительности к ассиметрии цикла напряжений шу, шф определяются по таблицам [2, с.72] и для стали 40Х составляют шу = 0,1 и шф = 0,05.

Следовательно, коэффициент запаса прочности

в первом сечении

;

;

;

во втором сечении

;

;

.

2.2.3 Расчет валов на жесткость

Для правильной работы передач и подшипников валы должны быть достаточно жесткими. В первую очередь это относится к выходному валу, т.к. он имеет наименьшую жесткость из всех валов раздаточной коробки.

Параметры, характеризующие степень жесткости валов на изгиб:

Иmax - угол наклона поперечного сечения вала;

Ymax - наибольший прогиб вала.

Для обеспечения жесткости на изгиб вала необходимо, чтобы действительные значения И и Y не превышали допускаемых значений [И] и [Y]:

;

.

Действительные значения прогибов валов и углов наклона их упругой линии под зубчатыми колесами определяют по соответствующим формулам сопротивления материалов.

При данной схеме нагружения вала применяются следующие формулы:

;

;

где E = (2,0 ч2,2) · 105 МПа - модуль упругости материала вала;

I - осевой момент инерции площади сечения вала, рассчитываемый по формуле

.

Существуют следующие нормы допускаемых прогибов и углов наклона поперечных сечений валов [2, с.86]:

- прогиб в месте установки зубчатого колеса [Y] ? (0,01 ч 0,03) · m,

где m - модуль зубчатых колес;

- угол наклона под зубчатыми колесами [И] ? 0,001 радиан.

Следовательно,

;

;

2.3 Расчет подшипников

2.3.1 Расчет шариковых подшипников 307

1) Расчет динамической грузоподъемности.

Расчет динамической грузоподъемности шариковых подшипников, работающих при постоянных по величине и направлению или приводимых к ним нагрузках, при частотах вращения ниже предельных, при рабочей температуре не более 100 °С и выходящих из строя по усталостному разрушению, производится по формулам эквивалентной динамической нагрузки и с учетом коэффициента безопасности и температурного коэффициента.

Динамическая грузоподъемность шариковых радиальных и радиально-упорных подшипников рассчитывается по формуле:

,

где Z - число шариков в одном ряду (принимается по данным из табл. 96 [6] равным Z = 8);

DT - диаметр шарика (принимается по данным из табл. 96 [6] равным DT = 15,08 мм);

i = 1 - число рядов шариков в подшипнике;

б = 45є - номинальный угол контакта, равный углу между линией действия результирующей нагрузки на тело качения и плоскостью, перпендикулярной оси подшипника.

Числовые значения коэффициента fс приведены в табл. 42-44 [6].

Находим .

При по табл. 43 [6] находим fс = 10,2.

Диаметр окружности dm, проходящей по центрам шариков, определяется по формуле:

,

где д = 1,0…1,5 мм - суммарный зазор между шариками.

Определяем величину динамической грузоподъемности:

.

2) Расчет эквивалентной динамической нагрузки.

Эквивалентная динамическая нагрузка для шариковых радиально-упорных подшипников рассчитывается по формуле:

,

где Х - коэффициент радиальной нагрузки (принимается по табл. 52 [6] равным Х = 1);

Y - коэффициент осевой нагрузки (принимается по табл. 52 [6] равным Y = 0,5).

3) Расчет долговечности.

Номинальная долговечность подшипника (в миллионах оборотов) рассчитывается по формуле:

,

где р - степенной показатель (для шариковых подшипников р = 3);

С - динамическая грузоподъемность, кгс;

Р - эквивалентная динамическая нагрузка, кгс.

Долговечность подшипника (в часах) рассчитывается по формуле:

,

где n - частота вращения подшипника, об/мин.

Долговечность подшипника (в тыс. км пробега) будет равна:

.

2.3.2 Расчет шариковых подшипников 209*

1) Расчет динамической грузоподъемности.

Расчет динамической грузоподъемности шариковых подшипников, работающих при постоянных по величине и направлению или приводимых к ним нагрузках, при частотах вращения ниже предельных, при рабочей температуре не более 100 °С и выходящих из строя по усталостному разрушению, производится по формулам эквивалентной динамической нагрузки и с учетом коэффициента безопасности и температурного коэффициента.

Динамическая грузоподъемность шариковых радиальных и радиально-упорных подшипников рассчитывается по формуле:

,

где Z - число шариков в одном ряду (принимается по данным из табл. 96 [6] равным Z = 17);

DT - диаметр шарика (принимается по данным из табл. 96 [6] равным DT = 8,73 мм);

i = 1 - число рядов шариков в подшипнике;

б = 45є - номинальный угол контакта, равный углу между линией действия результирующей нагрузки на тело качения и плоскостью, перпендикулярной оси подшипника.

Числовые значения коэффициента fс приведены в табл. 42-44 [6].

Находим .

При по табл. 43 [6] находим fс = 8,3.

Диаметр окружности dm, проходящей по центрам шариков, определяется по формуле:

,

где д = 1,0…1,5 мм - суммарный зазор между шариками.

Определяем величину динамической грузоподъемности:

.

2) Расчет эквивалентной динамической нагрузки.

Эквивалентная динамическая нагрузка для шариковых радиально-упорных подшипников рассчитывается по формуле:

,

где Х - коэффициент радиальной нагрузки (принимается по табл. 52 [6] равным Х = 1);

V - коэффициент вращения (при внутреннем кольце, вращающемся по отношению к нагрузке, принимается V = 1);

Y - коэффициент осевой нагрузки (принимается по табл. 52 [6] равным Y = 0,5).

3) Расчет долговечности.

Номинальная долговечность подшипника (в миллионах оборотов) рассчитывается по формуле:

,

где р - степенной показатель (для шариковых подшипников р = 3);

С - динамическая грузоподъемность, кгс;

Р - эквивалентная динамическая нагрузка, кгс.

Долговечность подшипника (в часах) рассчитывается по формуле:

,

где n - частота вращения подшипника, об/мин.

Долговечность подшипника (в тыс. км пробега) будет равна:

.

Следовательно, по сравнению с другими деталями автомобиля ресурс шариковых подшипников можно считать достаточным.

2.3.3 Расчет шариковых подшипников 308*

1) Расчет динамической грузоподъемности.

Расчет динамической грузоподъемности шариковых подшипников, работающих при постоянных по величине и направлению или приводимых к ним нагрузках, при частотах вращения ниже предельных, при рабочей температуре не более 100 °С и выходящих из строя по усталостному разрушению, производится по формулам эквивалентной динамической нагрузки и с учетом коэффициента безопасности и температурного коэффициента.

Динамическая грузоподъемность шариковых радиальных и радиально-упорных подшипников рассчитывается по формуле:

,

где Z - число шариков в одном ряду (принимается по данным из табл. 96 [6] равным Z = 8);

DT - диаметр шарика (принимается по данным из табл. 96 [6] равным DT = 12,3 мм);

i = 1 - число рядов шариков в подшипнике;

б = 45є - номинальный угол контакта, равный углу между линией действия результирующей нагрузки на тело качения и плоскостью, перпендикулярной оси подшипника.

Числовые значения коэффициента fс приведены в табл. 42-44 [6].

Находим .

При по табл. 43 [6] находим fс = 10,2.

Диаметр окружности dm, проходящей по центрам шариков, определяется по формуле:

,

где д = 1,0…1,5 мм - суммарный зазор между шариками.

Определяем величину динамической грузоподъемности:

.

2) Расчет эквивалентной динамической нагрузки.

Эквивалентная динамическая нагрузка для шариковых радиально-упорных подшипников рассчитывается по формуле:

,

где Х - коэффициент радиальной нагрузки (принимается по табл. 52 [6] равным Х = 1);

V - коэффициент вращения (при внутреннем кольце, вращающемся по отношению к нагрузке, принимается V = 1);

Y - коэффициент осевой нагрузки (принимается по табл. 52 [6] равным Y = 0,5).

3) Расчет долговечности.

Номинальная долговечность подшипника (в миллионах оборотов) рассчитывается по формуле:

,

где р - степенной показатель (для шариковых подшипников р = 3);

С - динамическая грузоподъемность, кгс;

Р - эквивалентная динамическая нагрузка, кгс.

Долговечность подшипника (в часах) рассчитывается по формуле:

,

где n - частота вращения подшипника, об/мин.

Долговечность подшипника (в тыс. км пробега) будет равна:

.

2.3.4 Расчет роликовых подшипников 2207

1) Расчет динамической грузоподъемности.

Динамическая грузоподъемность роликовых радиальных и радиально-упорных подшипников рассчитывается по формуле:

,

где Z - число роликов в одном ряду (принимается по данным из табл. 108 [6] равным Z = 13);

DT - диаметр ролика (принимается по данным из табл. 108 [6] равным DT = 6,5 мм);

leff - длина ролика (принимается по данным из табл. 108 [6] равным leff = 6,5 мм);

i = 1 - число рядов роликов в подшипнике;

б = 0є - номинальный угол контакта, равный углу между линией действия результирующей нагрузки на тело качения и плоскостью, перпендикулярной оси подшипника.

Числовые значения коэффициента fс приведены в табл. 42-44 [6].

Находим

.

При по табл. 44 [6] находим fс = 7,87.

Диаметр окружности dm, проходящей по центрам роликов, определяется по формуле:

,

где д = 1,0…1,5 мм - суммарный зазор между роликами.

Определяем величину динамической грузоподъемности:

.

2) Расчет эквивалентной динамической нагрузки.

Эквивалентная динамическая нагрузка для роликовых радиально-упорных подшипников рассчитывается по формуле:

,

где Х - коэффициент радиальной нагрузки (принимается по табл. 53 [6] равным Х = 1);

V - коэффициент вращения (при внутреннем кольце, вращающемся по отношению к нагрузке, принимается V = 1);

Y - коэффициент осевой нагрузки (принимается по табл. 53 [6] равным Y = 0).

3) Расчет долговечности.

Номинальная долговечность подшипника (в миллионах оборотов) рассчитывается по формуле:

,

где р - степенной показатель (для роликовых подшипников р = 10/3);

С - динамическая грузоподъемность, кгс;

Р - эквивалентная динамическая нагрузка, кгс.

Долговечность подшипника (в часах) рассчитывается по формуле:

,

где n - частота вращения подшипника, об/мин.

Долговечность подшипника (в тыс. км пробега) будет равна:

.

Следовательно, по сравнению с другими деталями автомобиля ресурс подшипников дифференциала можно считать достаточным.

2.4 Расчет шлицевых соединений

В данном случае необходимо рассчитать шлицевые соединения шестерен с валами раздаточной коробки.

1) Шлицевое соединение шестерни с ведущим валом.

Расчетный диаметр вала - d = 36 мм.

Рабочая длина соединения - lp = 100 мм.

Передаваемый крутящий момент - Т = 290 Н·м.

Материал шестерни и вала - сталь 40Х. Рабочие поверхности зубьев термически обработаны.

По справочным таблицам [6] находим размеры данного шлицевого соединения: для диаметра вала 36 мм получаем zЧdЧD = 8Ч32Ч36, f = 0,4, r = 0,3.

По таблице для подвижного соединения при данных условиях эксплуатации принимаем [у]см = 80 МПа.

Средний диаметр соединения:

.

Площадь смятия рабочей поверхности одного зуба соединения рассчитывается по формуле:

.

Принятые размеры шлицевого соединения проверяем на смятие по формуле:

.

Т.к. в данном случае полученное значение усм меньше допускаемого [усм], следовательно, рассчитанное шлицевое соединение можно признать годным по условию смятия.

2) Шлицевое соединение шестерни с выходным валом.

Расчетный диаметр вала - d = 30 мм.

Рабочая длина соединения - lp = 50 мм.

Передаваемый крутящий момент - Т = 290 Н·м.

Материал шестерни и вала - сталь 40Х. Рабочие поверхности зубьев термически обработаны.

По справочным таблицам [6] находим размеры данного шлицевого соединения: для диаметра вала 30 мм получаем zЧdЧD = 6Ч26Ч30, f = 0,3, r = 0,2.

По таблице для подвижного соединения при данных условиях эксплуатации принимаем [у]см = 80 МПа.

Средний диаметр соединения:

.

Площадь смятия рабочей поверхности одного зуба соединения рассчитывается по формуле:

.

Принятые размеры шлицевого соединения проверяем на смятие по формуле:

.

Т.к. в данном случае полученное значение усм меньше допускаемого [усм], следовательно, рассчитанное шлицевое соединение можно признать годным по условию смятия.

3) Шлицевое соединение шестерни с ведущим валом.

Расчетный диаметр вала - d = 36 мм.

Рабочая длина соединения - lp = 75 мм.

Передаваемый крутящий момент - Т = 290 Н·м.

Материал шестерни и вала - сталь 40Х. Рабочие поверхности зубьев термически обработаны.

По справочным таблицам [6] находим размеры данного шлицевого соединения: для диаметра вала 30 мм получаем zЧdЧD = 8Ч32Ч36, f = 0,4, r = 0,3.

По таблице для подвижного соединения при данных условиях эксплуатации принимаем [у]см = 80 МПа.

Средний диаметр соединения:

.

Площадь смятия рабочей поверхности одного зуба соединения рассчитывается по формуле:

.

Принятые размеры шлицевого соединения проверяем на смятие по формуле:

.

Т.к. в данном случае полученное значение усм меньше допускаемого [усм], следовательно, рассчитанное шлицевое соединение можно признать годным по условию смятия.

Исследование влияния крутящего момента двигателя на величину прогиба выходного вала

Зависимость прогиба вала от силы в зацеплении выражается формулой

;

где F - сила в зацеплении;

n, m - расстояния от опор вала до зубчатого колеса;

E = (2,0 ч2,2) · 105 МПа - модуль упругости материала вала;

I - осевой момент инерции сечения вала.

Поскольку сила в зацеплении прямо пропорциональна крутящему моменту двигателя, то и прогиб вала тоже находится в прямой зависимости от крутящего момента

.

Графиком такой зависимости является прямая, проходящая через начало координат.

Координаты контрольных точек приведены в таблице 14.

Таблица 14 - Координаты контрольных точек

Крутящий момент двигателя, Нм	Прогиб вторичного вала, мм
200	0,013
250	0,016
300	0,019
350	0,023
400	0,026

По данным таблицы строим график зависимости прогиба выходного вала от крутящего момента двигателя



Рисунок 14 - Зависимость прогиба выходного вала от крутящего момента двигателя

Заключение

Целью курсового проекта является определение показателей эксплуатационных свойств автомобиля Kia Cerato 1.6 и проверочный расчет раздаточной коробки автомобиля ГАЗ-66.

В ходе проектирования были решены следующие задачи:

1. В разделе «Расчет показателей эксплуатационных свойств автомобиля Kia Cerato 1.6» были определены показатели и характеристики (обзор модели, краткая техническая характеристика автомобиля, внешняя скоростная характеристика двигателя, тяговая характеристика автомобиля и тяговый баланс, динамический фактор и динамическая характеристика автомобиля, ускорение, время и путь разгона, топливно-экономическая характеристика автомобиля, тормозная характеристика и тормозная динамика автомобиля, проходимость автомобиля, управляемость автомобиля, устойчивость автомобиля) основных эксплуатационных свойств автомобиля Kia Cerato 1.6.

2. В разделе «Проверочный расчет раздаточной коробки автомобиля ГАЗ-66» было приведено описание конструкции агрегата и принцип его действия. В следующих параграфах раздела были выполнены расчеты (особенности устройства раздаточной коробки автомобиля, расчет валов, проверочный расчет шлицевых соединений, проверочный расчет зубьев шестерен на прочность, проверочный расчет подшипников валов), подтверждающие работоспособность агрегата.

3. Третий раздел курсового проекта носит исследовательский характер. При его выполнении было проанализировано исследование влияния крутящего момента двигателя на величину прогиба выходного вала. При увеличении крутящего момента двигателя, увеличивается прогиб выходного вала.

Список использованных источников

1 Вахламов В.К. Автомобили: Теория и конструкция автомобиля и двигателя [текст]/Под ред. А.А. Юрчевского. М.:Академия, 2003. 816с.

2 Богатырёв А.В. Автомобили [текст]/А.В. Богатырёв, Ю.К. Есеновский-Лашков [и др.]. М.:Колос,2001. 496 с.

3 Вахламов В.К. Техника автомобильного транспорта: Подвижной состав и эксплуатационные свойства [текст]/В.К. Вахламов. М.:Академия, 2004. 528с.

4 Копотилов В.И. Автомобили: Теоретические основы: Учебное пособие |текст]/В.И. Копотилов. Тюмень: ТюмГНГУ, 1999. 403с.

5 Учаев П.Н. Основы расчётов деталей машин с задачами и примерами расчётов, 2009 г. 203 с.

6 Лукин П.П. Конструирование и расчет автомобиля [текст]/ Лукин П.П. Москва Машиностроение 1984. 378с.

7 Расчёт показателей эксплуатационных свойств автомобиля [Текст]: методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине «Автомобили»/сост.: В.И.Козликин; Курск. гос. техн. ун-т. Курск, 2006. 63 с.: ил.27, табл. 16. Библиогр.: с.63.

Размещено на Allbest.ru