Основы конструирования автомобилей

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.

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
									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	18^1	18^1	18^1	18^1	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   –   – 194^2	1   –   – 195^2	1   – – 187,5^2	1   –   – 187,5^2	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	– 2,29^3 – 3340^4 –	– 2,2^3 – 3494^4 –	– 2,2^3 – 3089^4 –	– 2,32^3 – 3620^4 –	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; D S – 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 – D S = 1,5 ¸ 2,0 мм;

· двухдисковых сцеплений – D S = 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 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
	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/см^2
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