рефераты конспекты курсовые дипломные лекции шпоры

Реферат Курсовая Конспект

Головна передача

Головна передача - Курсовой Проект, раздел Транспорт, До виконання курсового проекту з дисципліни Автомобілі Автомобілі та автомобільне господарство На Основі Заданого Цільового Призначення Автомобіля, Що Проектується, Необхід...

На основі заданого цільового призначення автомобіля, що проектується, необхідно обрати та обгрунтувати тип головної передачі і, враховуючи її конструктивні особливості, накреслити її кінематичну схему.

Кінематичні схеми найбільш поширених конструкцій головних передач автомобілів представлені на рис.19.

Вихідними даними для розрахунку головної передачі є: передаточне число, визначене при проведенні тягового розрахунку автомобіля, крутний момент на валу ведучої шестерні, а також обрана кінематична схема. Результатами розрахунків головної передачі повинні бути визначені кількість зуб’їв шестерень, їх модулі, габаритні розміри.

 

Рис.19. Кінематична схема головної передачі

а – одинарної; б – подвійної.

 

Кількість зуб’їв шестерень визначають, виходячи з передаточного числа головної передачі, визначеного при проведенні тягового розрахунку uo, кінематичної схеми та мінімальної кількості зуб’їв ведучої шестерні (приймають = 5…11). У випадку використання двоступінчастої (подвійної) головної передачі її передаточне число:

; (63)

де - передаточне число конічної пари;

- передаточне число циліндричної пари,

; (64)

Прийнявши значення за формулою (64), визначають кількість зуб’їв веденої шестерні циліндричної пари .

Модулі зуб’їв конічних шестерень за більшим радіусом:

 

;

де - розрахунковий момент для розрахунку першого конічного ступеня головної передачі;

- коефіцієнт запасу зчеплення;

- максимальний крутний момент двигуна;

- передаточне число першої передачі;

- кут нахилу спіралі зуба ведучої шестерні;

- коефіцієнт форми зуба ( визначений за табл. 12, виходячи з приведеної кількості зуб’їв)

;

- половина кута при вершині первісного конуса ведучої шестерні;

мм – довжина твірної конуса;

, ( в – довжина зуба ); ;

МПа – напруга згину зуба.

 

Довговічність зуб’їв шестерень оцінюють за контактними напругами:

; (65)

де P – умовне колове зусилля, що діє на середньому радіусі ;

E – модуль поздовжньої пружності матеріалу ( для сталі E = =210 ГПа );

- довжина лінії контакту зуб’їв;

, - середні радіуси відповідно первісного конуса ведучої та веденої шестерень;

;

, - радіуси основ первісних конусів ведучої та веденої шестерень;

- кут зачеплення;

, - радіуси еквівалентних циліндричних шестерень, що відповідають ведучій та веденій шестерням;

; ; (66)

Обчислене значення не повинно перевищувати припустимої (1000 Мпа).

У гіпоїдній головній передачі кут нахилу спіралі зуб’їв ведучої шестерні приймають рівним ; веденої шестерні - для легкових автомобілів і вантажних автомобілів особливо малої вантажопідйомності; для вантажних автомобілів середньої, великої та особливо великої вантажопідйомності .

Розміри шестерень конічного ступеня головної передачі знаходять з умов:

; (67)

а розміри циліндричних шестерень другого ступеня головної передачі:

; (68)

де Д1, Д2 - відповідно середні значення діаметрів первісних конусів конічних шестерень;

Д3, Д4 - діаметри первісних обводів відповідно ведучої та веденої шестерень циліндричних косозубих шестерень;

b1, b2 - кути нахилу спіралей відповідно ведучої та веденої конічних шестерень;

b3, b4 - кути нахилу зуб’їв ведучої та веденої циліндричних косозубих шестерень.

 

Середній діаметр первісного конуса дорівнює:

Д1 =

Д2 =

Діаметри первісних обводів циліндричних косозубих шестерень:

Д3 =

Д4 =

В разі отримання завдання на детальну розробку конструкції головної передачі необхідно додатково розрахувати діаметри валів і здійснити підбір підшипників ведучого та веденого вузлів.

3.1.5. Диференціал

На основі цільового призначення і умов експлуатації автомобіля, що проектується, необхідно здійснити вибір та обгрунтування типу і конструкції диференціала та накреслити його кінематичну схему (рис. 20).

 

Рис.20. Кінематична схема диференціала

а – конічного малого тертя; б – підвищеного тертя (кулачково-плунжерного)

 

Визначення максимального значення коефіцієнта розподілу крутного моменту між ведучими колесами автомобіля здійснюються за виразом:

(69)

де - внутрішнє передаточне число диференціала;

Кб - коефіцієнт блокування.

В залежності від типу і конструкції диференціала:

Кб = 0…0,2 – для диференціалів з малим внутрішнім тертям;

Кб = 0,2…0,6 - для диференціалів підвищеного тертя;

Кб = 0,6 – для самоблокованих диференціалів.

Розрахунок зубчастих диференціалів має деякі особливості. Більшу частину пробігу автомобіля зубчасті колеса диференціалів знаходяться відносно корпуса в нерухомому стані або мають малі переміщення, викликані різними значеннями кінематичних радіусів коліс. З причини майже повної відсутності циклічного характеру зміни напруг в зубчастих колесах диференціалу під дією тривалих робочих навантажень їх розрахунок проводиться тільки на статичну міцність.

Середній модуль зубчастих коліс диференціала в середньому перерізі визначається з виразу:

; (70)

де - кількість сателітів ( =2 – для легкових автомобілів; =4 – для вантажних автомобілів і автобусів);

- кількість зуб’їв сателіта ( = 10…14);

- динамічний коефіцієнт ( =1,2…1,6);

- максимальний крутний момент двигуна;

b - коефіцієнт запасу зчеплення;

, , - передаточні числа відповідно першої передачі коробки передач, головної передачі, роздаточної коробки;

- коефіцієнт блокування диференціала;

- коефіцієнт форми зуб’їв (визначається по еквівалентному числу зуб’їв Zпр = Z1/cos b за табл. 12 при - для прямозубих коліс);

- коефіцієнт навантаження ( = 1,8…3,2);

- коефіцієнт ширини ( = 4,2…6);

- допустима напруга вигину зуб’їв сателітів.

Шипи хрестовин диференціалу розраховують на зім’яття та зріз.

Діаметр шипа хрестовини визначається із виразу:

(71)

де b- коефіцієнт запасу зчеплення;

- максимальний крутний момент двигуна;

uk1, u0, - передаточні числа відповідно коробки передач (перша передача); головної передачі, роздаточної коробки;

=1,4…2,0 - коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження між сателітами;

q - кількість сателітів;

- відстань від центра хрестовини до середини сателіта ( = 0,02..0,05 м для легкових і =0,04..0,08м - для вантажних автомобілів);

- припустима напруга зім’яття ( = 80 Мпа - для легкових; = 100 МПа - для вантажних автомобілів).

Одержане значення округлюється в бік збільшення до стандартизованої величини: 10, 12, 14, 15, 16, 18 , 20, 22, 24, 25, 26, 28, 30, 32, 34, 35, 36, 38, 40.

Схема сил, які діють на радіально-розташований плунжер кулачкового диференціала, представлена на рис. 21. На плунжер діють такі сили: з боку зовнішньої кулачної обійми - N1, з боку внутрішньої шайби - N2, з боку ведучої обійми (водила) - R. Кут тертя позначений через jТ

З трикутника сил (рис.21) за теоремою синусів можна записати:

(72)

звідки:

(73)

 

Моменти М² на внутрішній шайбі, зв’язаній з відстаючим колесом:

(74)

Момент на зовнішній обоймі, зв’язаній із забігаючим колесом:

(75)

Коефіцієнт блокування Кб:

 

(76)

 

Підставивши значення N2 з (73) до виразу (76), одержимо:

 

(77)

 

Графік для диференціала із співвідношення і кутом тертя jТ=60 представлений на рис. 21.

Розрахунок плунжерів і кулачкових шайб здійснюється на зминання в контакті з кулачками для випадку прямолінійного руху автомобіля:

(78)

де N1 і N2 - результуючі сили, які діють на плунжери з боку зовнішньої кулачкової обійми і внутрішньої шайби, віднесені до одного плунжера;

Е - модуль пружності першого роду;

l - довжина контакту між плунжерами і обіймами;

r1, r2 - відповідно радіуси кривизни плунжера і кулачка, що дотикається до нього.

Значення N1(2), l, r1, r2 обчислюються з урахуванням крутного момента, який передається диференціалом, і компоновочних розмірів диференціала.

Знак плюс в останній формулі відповідає випадку, коли центри кіл деталей, що дотикаються, розташовані з різних боків від точки дотикання, а знак мінус, коли центри кіл деталей, що дотикаються, розташовані з одного боку відносно точки дотику.

При розрахунку по максимальному моменту зчеплення коліс з грунтом слід мати на увазі, що такі високі значення sс мають місце нетривалий час.

3.1.6. Привод ведучих коліс

Передача крутного момента від диференціала до ведучих коліс в залежності від типу підвіски коліс здійснюється за допомогою суцільних валів півосей або карданних передач. Півосі використовуються в приводі ведучих некерованих коліс; карданні передачі з простими карданними шарнірами - в приводі некерованих коліс з підресореною головною передачею; карданні передачі з синхронними шарнірами - в приводі керованих коліс. Привод до ведучих коліс повинен забезпечити відсутність пульсацій момента і частоти обертання як до керованих, так і до некерованих коліс при повному ході колеса, що допускається підвіскою автомобіля.

Півосі ведучого моста з жорсткою балкою в залежності від навантажень, що діють на них, умовно поділяються на піврозвантажені (рис. 22 а), розвантажені на три чверті (рис. 22 б) і повністю розвантажені (рис. 22 в).

 

Рис.22. Кінематична схема приводу ведучих коліс

А – навантажена піввісь; б – повністю розвантажена піввісь.

 

Піврозвантажена піввісь має зовнішню опору, встановлену в середені балки моста. При цьому з боку колеса піввісь сприймає всі зусилля і моменти, які діють від дороги.

Піввісь, розвантажена на три чверті, має зовнішню опору між маточиною колеса і балкою моста. При цьому згинаючі моменти від реакцій Rzk, Pk(Pt) i Ry, сприймаються одночасно і піввіссю, і балкою моста через підшипник.

Повністю розвантажена піввісь має зовнішню опору з маточиною колеса, встановлену на двох рознесених роликових або кулькових радіально-упорних підшипниках. Піввісь теоретично навантажується тільки крутним моментом, який передається від диференціала до коліс.

Для автомобіля, який конструюється в курсовому проекті, необхідно обрати і обгрунтувати тип і конструкцію приводу коліс. Потім креслять його кінематичну схему і описують особливості конструкції.

В загальному випадку руху на колесо діють крутний момент від тягової або гальмової сили Мк і Мt; тягова або гальмова сила при гальмуванні центральним гальмом Рк і Рt; бічна сила Ry, яка виникає під час поворотів або заносів, і нормована реакція Rzk. Одночасне виникнення максимальної поздовжньої і поперечної сили в контакті колеса з дорогою неможливе, оскільки їх спільна дія обмежується силою зчеплення:

(79)

Розрахунок півосей проводять на статичну міцність і втому. Розрахунок на міцність виконується за максимальним динамічним моментом, який має місце при різкому включенні зчеплення, або за зчепленням ведучих коліс з грунтом при максимальному значенні j.

Перший розрахунковий режим - прямолінійний рух

На піввісь діють сили Rzk і моменти:

(80)

або

(81)

або

Відповідні складні напруги згинання і кручення визначаються за такими формулами:

- для піврозвантаженої півосі (рис. 22 а):

(82)

- для півосі, розвантаженої на три чверті (рис. 22 б):

(83)

Для повністю розвантаженої півосі при обчисленні тільки кручення (рис. 22 в):

(84)

де d - діаметр півосі в небезпечному перерезі;

j - коефіцієнт зчеплення (jmax=0,8…0,9).

Другий розрахунковий режим - поворот або занос.

Найбільші значення осьової сили при повороті або заносі будуть мати місце при Рk, або Рt=0.

Діючі сили .

Відповідні напруги згинання визначаються за такими формулами:

- для піврозвантаженої півосі:

(85)

- для півосі, розвантаженої на три чверті:

(86)

Величина реакції на внутрішній кінець півосі з боку диференціала визначається за формулою:

(87)

Якщо не враховувати можливі деформації згинання, які виникають при встановленні півосі внаслідок технологічних неточностей, то повністю розвантажена піввісь під час повороту або заносу не піддається деформації згинання, розтягування або стискування, оскільки відповідні сили і моменти сприймаються підшипниками маточин коліс і балкою моста.

 

Третій розрахунковий режим - максимальне динамічне навантаження при різкому включенні зчеплення.

Момент, який діє на піввісь при різкому включенні зчеплення( для автомобіля типу 4´4):

(88)

де MTmax = bMemax максимальний крутний момент, який передається від двигуна до трансмісії;

- відповідно передаточні числа першої передачі коробки передач, головної передачі, роздаточної коробки;

- коефіцієнт динамічності, який приймається в залежності від умов експлуатації в межах =1,1…1,5;

- коефіцієнт блокування. При повністю заблокованому диференціалі =1, тобто момент від двигуна передається на одну піввісь.

Напруга згинання в небезпечному перерізі півосі:

(89)

Півосі також розраховуються на міцність в режимі переїзду ведучими колесами через перешкоду. В цьому випадку враховується тільки вертикальне зусилля:

(90)

де Кдд - коефіцієнт динамічності від дороги (для легкових автомобілів Кдд =1,75, для вантажних - Кдд =2,5).

 

Розміри півосей визначають, виходячи з найбільш небезпечного випадку навантажування. Небезпечний переріз для піврозвантаженої півосі знаходиться в зоні встановлення підшипника. При першому навантажувальному режимі еквівалентне напруження від згинання і крутіння:

(91)

де d - діаметр півосі в небезпечному перерізі.

Під час заносу згинаючі моменти і напруження, які діють на піввісь:

(92)

 

(93)

(верхні знаки відносяться до внутрішньої півосі, нижні - до зовнішньої по відношенню до напрямку заносу).

При переїзді ведучих коліс через перешкоду напруження:

(94)

Повністю розвантажена піввісь підлягає розрахунку тільки на кручення на режимі максимальної тяглової сили .

Піввісь розраховують також на максимальний кут закручування:

(95)

де l - довжина півосі;

- момент інерції перерізу півосі при крученні.

Припустимий кут закручування =8о на 1 м довжини півосі. Максимальний кут закручування до руйнування 300о.

Півосі виготовляються з легованих сталей марок 30ХГС, 40ХНМА, 40Х і піддають гартуванню СВЧ.

Напруження конструкцій півосей при максимальних навантаженнях складають (Кд=1): складні напруження згинання і кручення s =(600…750) МПа; кручення t =(500…650) МПа.

Розрахунок шліцьового з’єднання півосі з шестернею півосі і шпильок кріплення півосі виконується на основі загальних методик розрахунків на міцність.

3.2. Ходова система автомобіля

– Конец работы –

Эта тема принадлежит разделу:

До виконання курсового проекту з дисципліни Автомобілі Автомобілі та автомобільне господарство

Житомирський державний технологічний університет.. Методичні вказівки до виконання курсового проекту з дисципліни Автомобілі..

Если Вам нужно дополнительный материал на эту тему, или Вы не нашли то, что искали, рекомендуем воспользоваться поиском по нашей базе работ: Головна передача

Что будем делать с полученным материалом:

Если этот материал оказался полезным ля Вас, Вы можете сохранить его на свою страничку в социальных сетях:

Все темы данного раздела:

Таблиця 8
Результати розрахунків швидкості динамічного фактора і прискорення автомобіля Переда-ча Параметр Кi

Таблиця 10
До визначення показникiв паливно-швидкiсної характеристики автомобiля Величина Частота обертання колінчастого вала і ,

Керованiсть автомобiля
Керованiсть автомобiля визначається мірою вiдповiдностi траєкторiї його руху положенню керованих колiс. Її оцiнюють критичними швидкостями руху по боковому ковзанню vкер i по збоченню v

Зчеплення
Після вибору і обгрунтування конструкції зчеплення його кінематична схема вміщується до розрахунково-пояснювальної записки ( рис. 15).   а &nb

Коробка передач
Засновують на результатах розрахунків максимального крутного моменту двигуна, кількості передач і їх передаточних чисел, а також враховуючи цільове призначення і умови експлуатації автомобіля, що п

Карданна передача
Виходячи із компоновочної схеми автомобіля, що проектується, його призначення, схеми приводу ведучих коліс, необхідно вибрати та обгрунтувати схему карданної передачі, кількість валів та шарнірів,

Несуча система
В залежності від типу автомобіля і його силової схеми основним несучим елементом може бути рама або кузов. При проектуванні несучої системи необхідно враховувати тип, призначення, умови експлуатаці

Гальмовий привод
Для робочої гальмової системи переважними є два види приводів – гідравлічний і пневматичний, в меншій мірі використовуються механічні і комбіновані приводи. Гідравлічний привод відрізняєть

Завдання
  на курсовий проект з дисципліни “А В Т О М О Б І Л І”   Студента групи ________________________________________  

Хотите получать на электронную почту самые свежие новости?
Education Insider Sample
Подпишитесь на Нашу рассылку
Наша политика приватности обеспечивает 100% безопасность и анонимность Ваших E-Mail
Реклама
Соответствующий теме материал
  • Похожее
  • Популярное
  • Облако тегов
  • Здесь
  • Временно
  • Пусто
Теги