Расчет валов и подшипников главной передачи

 

Валы главной передачи рассчитывают на прочностьи жесткость под действием максимально возможного крутящего момента.

Для этого определяют силы, действующие в зацеплении конической пары (изобразив предварительно схему).

 

Силы в зацеплении конической пары

 

2.3.3.1.1. Шестерня. Окружная сила (рис. 2.6.)

(3.7)

где r ₀ - средний радиус, r ₀ = r _н+ 0,5b sin δ = 48,96 мм; r _н - радиус основания начального конуса; b - ширина шестерни; δ - половина угла начального конуса.

Осевая сила

=

(3.8)

где «-» - при одноименных направлениях вращения и спирали; «+» - при разноименных.

Радиальная сила

=

(3.9)

Положительным направлением принимается: «+» - к основанию конуса,

«-» - к оси вала.

 

Рисунок 2.6. - Схема для определения нагрузок на коническую шестерню главной передачи: а - консольная установка; б - установка с дополнительной опорой; в – начальный конус ведущей шестерни.

 

2.3.3.1.2. Зубчатое колесо.

Окружная сила Р ₂ = Р ₁ = 596808,47 Н,

Осевая сила Р _Х2 = Р _R1 = 650932,13 Н,

Радиальная сила Р _R2 = P _Х1 = 493780,37 Н.

 

Силы в зацеплении гипоидной пары

 

2.3.3.2.1. Шестерня (рис. 2.6. и 2.7.)

Силы определяются по формулам (3.7), (3.8), (3.9) (с учетом β).

2.3.3.2.2. Колесо

Окружная сила (3.10)

Осевая сила =

(3.11)

Радиальная сила =

(3.12)

 

Рисунок 2.7. - Схема сил, действующих на зубья гипоидной пары

После определения реакций опор, шестерни зубчатого колеса проверяют на прочность, валы главной передачи - на прочность и жесткость по формулам (2.41), (2.43) и (2.44). Долговечность подшипников можно определить по методике, изложенной в пункте 2.2.7.

Определение реакции опор

 

При консольном расположении ведущей шестерни (рисунок 2.6.а)

=

Напряжения на зубьях шестерен:

1. Напряжение изгиба

(3.17)

- коэффициент формы зуба, l - длина образующей

Конуса; t_m – нормальный торцевой модуль.

Допустимые напряжения зависят от ряда факторов (материала, термической обработки и др.) и находятся в пределах 700…900 МПа, большие значения относятся к гипоидным шестерням.

2. Контактные напряжения:

=

(3.18)

 

где (3.19)

(3.20)

Допустимы напряжения до 1000 МПа.

Применяемые материалы шестерен: 20ХН3А, (МАЗ); 20ХНМ (ГАЗ); 30ХГС (ЗИЛ).

 

Расчет ведущего вала главной передачи на жесткость

 

Ведущий вал главной передачи автомобиля рассчитать на жесткость по величине прогиба в вертикальной плоскости у_в, горизонтальной плоскости у_г и по углу поворота j сечения I – I (рис. 2.6. в) при передаче максимального крутящего момента М_д.мах. В приложении 5 приведены параметры главных передач некоторых моделей отечественных автомобилей.

Расчетная схема (рис. 2.6.а):

(3.21)

(3.22)

(3.23)

Дифференциалы

Конический дифференциал

 

Для конического дифференциала (рис. 2.8.) внутреннее передаточное число, т.е. кинематический параметр

, (4.1)

где z₁ и z₂ – число зубьев полуосевых шестерен; знак «-» указывает на вращение выходящих валов в разные стороны при остановленном водиле (в корпусе дифференциала).

Кинематические соотношения в дифференциале:

для симметричного (4.2)

для несимметричного (4.3)

Здесь - кинематический параметр.

Число зубьев сателлитов и полуосевых шестерен может быть четным и нечетным, но для обеспечения сборки должно выполняться условие

, (4.4)

где z_ш – число зубьев полуосевой шестерни; n – число сателлитов;

k – целое число.

 

Рисунок 2.8. - Схемы конических дифференциалов: а – симметричного, б - несимметричного

 

Силовые соотношения в дифференциале без учета потерь

М ₁ = М ₂ = 0,5 М _д = 376,78 Нм (для симметричных дифференциалов).

Моменты на полуосях: =753,56 Нм (4.5)

Моменты на забегающей полуоси: . (4.6)

Моменты на отстающей полуоси: М _от.= 0,5(М _д + М _тр). (4.7)

Здесь М _тр – момент трения в зацеплениях дифференциала.

С достаточным приближением можно считать, что коэффициент блокировки для конического симметричного дифференциала равен единице:

, (4.8)

к = 1 при прямолинейном движении; к = , если М _заб = 0.

 

Недостаток симметрического дифференциала – снижение проходимости автомобиля, если одно колесо находится в условиях малого сцепления.

Необходимый коэффициент блокировки для заданных условий:

. (4.9)

где , - коэффициенты сцепления колес автомобиля, находящихся в худших и в лучших условиях сцепления с дорогой соответственно;

f – коэффициент сопротивления качению, если f = 0, то к _блок = 4…5.

В коническом дифференциале определяют нагрузки на зубья сателлитов, полуосевых шестерен, крестовину и нагрузки со стороны сателлитов на корпус дифференциала.

Окружная сила, действующая на один сателлит (рис. 2.9.):

(4.10)

где r ₁ – радиус приложения; n _c – число сателлитов.

Напряжения изгиба зубьев могут быть определены по ГОСТ 21354-87. Для сателлита и полуосевых шестерен = (500…800) МПа. Для изготовления зубчатых колес дифференциала используются обычно такие же материалы, что и для главной передачи (цементирование стали марок 18ХГТ, 25ХГТ). Число зубьев сателлитов равно 10…14, а полуосевых шестерен 14…22 с передаточным числом 1,4…2,0.

Шип крестовины под сателлитом испытывает:

Рисунок 2.9. - Схема сателлита

1) напряжение смятия 2) (4.11) где d –диаметр шипа крестовины, l 1- длина посадочного места сателлита, МПа напряжение среза (4.12) =(100…120) МПа,

 

3) напряжение смятия в месте крепления в корпусе дифференциала под действием окружной силы

(4.13)

где r ₂ - радиус приложения.

(4.14)

где l ₂ - длина крестовины в корпусе дифференциала. [ ] = (50…60).

Давление торца сателлита на корпус дифференциала (рисунок 9) определяется напряжением смятия

(4.15)

где - опорная поверхность сателлита; - угол зацепления, = 30…40° - половина угла конуса сателлита, МПа.

 

Список литературы

1. Акимов А.П. Справочное пособие по автотранспорту. Чебоксары, 1998,–93с.

2. Акимов А.П. Методическое пособие по курсовому проекту для студентов специальности 150200 «Автомобили и автомобильное хозяйство». Чебоксары, 2001,-69 с.

3. Анохин В.И. Отечественные автомобили. М.: Машиностроение, 1977.-707 с.

4. Анурьев В.И. Справочник конструктора – машиностроителя. в 3 томах. Т. 3,6-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 2003,-557 с.

5. «Автомобиль. Основы конструкции». Учебник 2 –е изд. Вишнякова Н.Н., Вахламова В.К., Нарбут А.Н., Шлипе И.С., Островцева А.Н. М.: Машиностроение, 1986.-304 с.

6. Высоцкий М.С. и др. Грузовые автомобили. Проектирование и основы конструирования. М.: Машиностроение, 1995. -256 с.

7. Краткий автомобильный справочник. НИИАТ. М.: Трансконсалтинг, 1994,-570 с.

8. Конструирование и расчет автомобиля.// под ред. Лукина П.Н., Гаспарянца Г.А., Родионова В.Ф. - М.: Машиностроение, 1984.-472 с.

9. Осепчугов В.В., Фрумкин А.К. Автомобиль: Анализ конструкций и элементы расчета. Учебник. М.: Машиностроение, 1989.-304 с.

10. Осипов В.И., Архипов А.И. Тормозные системы. М.: МАДИ, 1993.-20 с.

11. Осипов В. И. и др. Методические указания к курсовому проекту. под ред. Осипова В.И. М.: МАДИ.1989.-52 с.

12. Осипов В.И., Архипов А.И. Трансмиссия М.: МАДИ, 1992.-32 с.

13. Нарбут А.Н., Квасновская Н.П. Методические указания к практическим занятиям по рабочим процессам механизмов и систем автомобиля. М.: МАДИ, 2003.-40 с.

14. Нарбут А.Н., Квасновская Н.П. Методические указания к курсовому проекту по автомобилям. М.: МАДИ, 2005.-47 с.

15. Курсовое проектирование по деталям машин. 2 –е изд. перераб. и доп. под ред. Чернавского С.А. – М.: Машиностроение, 1988.–416 с.

16. Вахламов В.К. Автомобили. Конструкция и элементы расчета. 2-е издание, стереотипное. М.: Академия, 2008.-480с.

17. Вахламов В.К. Конструкция, расчет и эксплуатационные свойства автомобилей. М.: Академия, 2007.-560с.

18. Сокол Н.А., Попов С.И. Основы конструкции и расчета автомобиля. Ростов-на-Дону.: Феникс, 2006.-302с.

19. Акимов А.П., Медведев В.И., Ильин В.В. Колесный движитель с кантующим устройством. Сборник статей Кировской ГСХА.

20. Медведев В.И., Акимов А.П., Ильин В.В., Батманов В.Н. Колесом с «кантующимся» центром вращения с реактивным тормозным устройством. №2007||7975/|| бюллетень ФИПС №33.

21. Иванов А.Н. Основы конструкции автомобиля. М.: «За рулем», 2005.-336с.