Расчет на прочность конических шестерен среднего моста

Размещено на http://www.allbest.ru/

Расчет главной передачи редуктора среднего моста

Средний ведущий мост выполнен проходным, что сокращает количество карданных валов в трансмиссии, и содержит симметричный межосевой дифференциал с коническими шестернями, который распределяет крутящий момент поровну между промежуточным и задними мостами автомобиля. Здесь применена двойная цилиндрическо - коническая передача и симметричный межколесный дифференциал с коническими шестернями, поровну делящий крутящий момент между колесами.

Ведущие коническая и цилиндрическая шестерни изготовлены из стали 20ХГНМТА 32…45 HRC с цементацией зубьев на глубину 1,2…1,5 мм и закалкой 59…64 HRC.

Ведомые коническая и цилиндрическая шестерни изготовлены из стали 15ХГН2ТА 29…43 HRC с цементацией зубьев на глубину 1,2…1,5 мм и закалкой 59…64 HRC.

Передаточное число конической пары i_k = 1,923.

Передаточное число цилиндрической пары i_ц = 3,846.

Общее передаточное число главной передачи i_oб = 8,173.

Расчет на прочность конических шестерен среднего моста

Определяем крутящий момент на ведущем валу конической шестерни главной передачи на первой передаче

где, - КПД пары зубчатых колес, = 0,98

= 0,551078,77,730,98 = 3845,5 Нм

Давление на единицу длины зуба ведущей шестерни

где В - ширина венца по начальному конусу, м

Проверяем удельное давление по сцепному весу

где Q - вес приходящийся на ведущий мост, Q = 109690 H;

? - коэффициент сцепления с грунтом, ? = 0,7;

r_k - радиус качения колеса;

i_o - передаточное число главной передачи, i_o =8,173;

?_o - КПД главной передачи, ?_o =0,95.

кН/ м

Величина давления на единицу длины зуба k_c для конических шестерен главных передач грузовых автомобилей должна находится в пределах 145…180 кН/ м

Статическое напряжение в зубьях на изгиб

Если считать, что в зацеплении находится один зуб, то статическое напряжение определяется:

где, z - длина образующей начального конуса, м

J - коэффициент формы, J=0,351

Определяем напряжение с учетом фактора скорости

где v - окружная скорость у большого основания шестерни, м/с

v = ?·d₁·n,

где d₁ - диаметр делительной окружности, м ;

n - число оборотов в минуту, соответствующее максимальному моменту двигателя на низшей передаче.

d₁ = z·m_p = 0.013·11 = 0.143 м

v = 3,14·0,143·3,23=1,45м/с

Допустимое напряжение для стали 20ХГМНТА [?_в] = 840МПа

Определяем напряжение в спиральных зубьях шестерни по уточненному уравнению:

где М_дв - крутящий момент двигателя, Н·м;

i_к - передаточное число коробки передач;

r - торцевой радиус шестерни, r = 0,059м;

у = 0,357 - коэффициент формы зуба, определяемый в зависимости от числа зубьев,

где t - торцевой шаг зуба, м.

t = m_p· ? = 0,011·3,14 = 0,0345 м

Расчет ведомой шестерни

Давление на единицу длины зуба

где b - длина зуба шестерни, b = 0,047м;

P - окружное усилие, Н.



Напряжение в зубья ведомой конической шестерни определяем по уточненному выражению

где i_к - передаточное число конической пары, i_к = 1,923 ;

h - высота зуба, принимаем по чертежу h = 0,0105 м;

? - КПД передачи пары зубчатых колес, ? = 0,98;

r - средний радиус шестерни, r = 0,115 л*

S - толщина зуба, S = 0,0155 м

? = 62°31^?52^??;

? = 35°7?57^??.

Статическое напряжение на один зуб ведомой шестерни

где М_вед = М·i_k·? = 4169,17·1,923·0,98 = 7856,9 H·м,

r_ср = 0,115 м



Напряжение с учетом фактора скорости определяем по формуле

Расчет на прочность цилиндрических шестерен главной передачи среднего проходного моста

Рассмотрим работу зуба, как консольной балки при максимальной нагрузке. Точка приложения начальной силы N в этот момент наиболее удалена от основания зуба.

где М₁ - крутящий момент на шестерне, Нм;



М₁ = 0,51078,77,731,9230,98⁵ = 7247,026 Нм

Определяем максимальное напряжение сжатия и растяжения, возникающее в зубе шестерни.

Площадь основания зуба шестерни

F₁=1,47210^-2b₁=1,4410^-3 м²

Момент сопротивления основания зуба

Усилие

Максимальное напряжение сжатия

Максимальное напряжение растяжения

мост вал зубья колесо шестерня



Определяем максимальные напряжения в зубьях колеса

Площадь основания зуба колеса

F₂=1,61310^-2 0,09 = 1.4510^-3

Момент сопротивления основания зуба:

Усилие

R₂ = Nsin23^?21= 175096,25 0,3987 = 69810,87 H

Максимальное напряжение сжатия:

Максимальное напряжение растяжения:

Наиболее опасными считаются напряжения растяжения.

Найдем эти напряжения по уточненной формуле

где Р - окружное усилие, Н

Р=Ncos20⁰,

Р = 175096,250,9397 = 164536,96Н

t - шаг шестерни, м

t = ?m,

t = 3,140,007 = 0,022м

k_? = 0,85?,

где ? - коэффициент перекрытия

где a₁, а₂ - длина рабочей части линии зацепления.

k_?= 0,851,2 = 1,02

y₁ - коэффициент формы зуба, y₁=0,122

b₁ = 0.098м.

где y₂ - коэффициент формы зуба, y₂=0,141

Расчет шестерни на износ

По нормальному давлению:

Р_изн = кстb,

где Р_изн - максимально допустимая нагрузка на зуб;

где = 1640 МПа - для твёрдости 63 HRC

Е₁, Е₂ - модули упругости, Е₁ = Е₂ =210¹¹ Н/м²

Р_изн= 657069610,320,0070,09=42720 Н

42720 < 164536,65Н

на износ по нормальному давлению шестерни работоспособны.

Расчет валов главной передачи

Вал ведущей конической шестерни и промежуточный вал главной передачи рассчитываем на изгиб и кручение.

Расчетная схема вала

Крутящий момент передаваемый валом М_кр = 4169,17Нм.

определяем окружное усилие



Строим эпюры М_из, М_кр от сил действующих в вертикальной плоскости.

Определяем реакции опор.

Эпюра М_верт.

Определяем реакции опор от сил, действующих в горизонтальной плоскости.

Эпюра М_гориз

Определяем суммарный изгибающий момент

Определяем приведенный момент

Определяем напряжения изгиба

где

Определяем напряжение на кручение в хвостовой части вала

где



Определяем угол закручивания:

Расчет шлицевой поверхности вала ведущей конической шестерни

где - максимальный крутящий момент, Нм;

? - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения усилия между шлицами;

z - число зубьев, z = 25;

F - проекция рабочей поверхности зуба длинной 1см на его среднюю диаметральную плоскость.

где - наружный диаметр выступов;

- внутренний диаметр окружности впадин; d_a = 0,058м



l - рабочая длина зуба, l = 0.054м

[?] = 40 - 70Мпа

Расчет проходного вала к заднему мосту

Вал рассчитываем на кручение:

Полуось моста испытывает напряжение порядка 500МПа.

Напряжение в шлицах вала определяется по формуле

где - максимальный крутящий момент, Нм;

? - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения усилия между шлицами; ? = 0,8.

z - число зубьев, z = 16;

F - проекция рабочей поверхности зуба длинной 1см на его среднюю диаметральную плоскость.

l - рабочая длина зуба, l = 0,054м

где - наружный диаметр выступов; =0,044м

- внутренний диаметр окружности впадин; d_a = 0,034м

Определяем угол закручивания:

Расчет шпонки ведомой конической шестерни

Усилие на шестерне

Р_окр= 70663,89 Н,

Q = 29537,5 Н,

R = 50390,4 Н.

Размеры шпонки 11x18x56.

Точка приложения сил находиться от оси на расстоянии r = 0,115м.

Определяем силу, действующую на шпонку:

где r_в = 0,04м - радиус вала,

Напряжение на срез

Напряжение сжатия

Для Стали 45 [?_сж] = 800МПа , [?]=210МПа.

Расчет пневматического привода вилки включения вала отбора мощности на лебедку

рассчитываем силу, давящую на диафрагму, перемещающую вилку переключения передач по формуле

где - диаметр диафрагмы привода, = 0,055м;

- давление воздуха в пневмосистеме, =750кПа;

Препятствуют перемещению диафрагмы сила пружины F_np и сила трения F_тр , возникающая при переключении передач.

Для переключения вилки необходимо, чтобы выполнялось следующее условие:

Определим силу пружины по формуле:

где z - жесткость пружины, Н/м ;

х - перемещение диафрагмы, м;

Жесткость пружины определяется по формуле

где Р₂ - сила пружины при рабочей деформации (соответствует наибольшему принудительному перемещению подвижного звена в механизме), R₂ = 400H;

P_l - сила пружины при предварительной деформации, Р₁ = 20 Н .

n - рабочий ход, n = 0,025м

Н/м

Число витков пружины определяется по формуле

где z₁ - жесткость одного витка, Н/м

При полутора нерабочих витках полное число витков равно

Средний диаметр пружины определяем по формуле

где D - наружный диаметр пружины, D = 0,038м;

d - диаметр проволоки, d = 510^-3м.

Шаг пружины определяем по формуле

t = ?₃+d

Где ?₃ - максимальная деформация одного витка, ?₃ =0,0075 м

t = 0,0075 + 0,005 = 0,0135 м

Сила трения при перемещении деталей механизма включения определяем по формуле

F_mp= m - ?_mp,

где m - приведенный вес, m = 20Н; ?_тр - коэффициент трения, ?_mp =0,15.

F_mp=20 - 0,15 = 3H

1781H>383H

Условие выполняется.

Для быстрого включения вала отбора мощности необходимо обеспечить четырехкратный запас силы, оказываемой давлением воздуха в пневмокамере, по сравнению с приведенной силой пружины и силой трения.

,

что удовлетворяет надежной работе механизма.

возврат детали в исходное положение будет обеспечен, так как F_пр > F_тр

380Н > 3Н

Пневматический привод вилок переключения передач применяется в таких узлах, как: коробка передач, раздаточная коробка.

Коробка передач: механическая, восьми ступенчатая с синхронизаторами на всех передачах, кроме заднего хода. Состоит из основной четырех ступенчатой коробки передач и дополнительной коробки с двумя передачами: прямой и понижающей.

Управление понижающей передачей дистанционное и осуществляется пневматическим приводом.

Пневматический привод понижающей передачи смонтирован на крышке и работает при давлении сжатого воздуха 40кПа. Такое давление воздуха при заборе от пневмосистемы автомобиля поддерживается диафрагменным редукционным клапаном.

Управление дополнительной коробкой передач оснащено электрическим сигнализатором переключения передач. Для этого на крышке установлен датчик, который обеспечивает включение сигнальной лампочки в кабине при перемещении штока вилки переключения передач из одного положения в другое.

Дисковый синхронизатор прямой передачи обеспечивает выравнивание угловых скоростей валов за счет фрикционной работы дисков. После выравнивания угловых скоростей каретка синхронизатора своим наружным зубчатым венцом входит в зацепление с внутренним венцом вторичного вала основной коробки. Включение синхронизатора осуществляется вилкой пневмокамеры.

Передача крутящего момента на понижающей передаче осуществляется через шестерню постоянного зацепления вторичного вала в основной коробке, шестерню промежуточного вала, зубчатый венец промежуточного вала и шестерню вторичного вала. Включение понижающей передачи производится дисковым синхронизатором, встроенным в шестерню вторичного вала и кареткой синхронизатора.

Под воздействием поршня пневматического цилиндра перемещается шток и вилкой перемещает каретку синхронизатора, а вилка, упираясь в нажимной диск синхронизатора, преодолевает сопротивление отжимных пружин, сжимает диски и обеспечивает выравнивание угловых скоростей вала и шестерни.

После этого осуществляется безударное включение зубчатых венцов каретки и шестерни понижающей передачи.

Раздаточная коробка представляет собой двухскоростной, трехвальный редуктор с цилиндрическими косозубыми шестернями. Она предназначена для передачи крутящего момента к переднему, промежуточному и заднему мостам, и валу отбора мощности на лебедку.

Управление раздаточной коробкой электропневматическое и осуществляется на панели приборов в кабине водителя. При включении клавиши электроток поступает к соленоидам электроклапана, сердечник втягивается и открывается воздушный клапан. Сжатый воздух поступает в пневмокамеру и отжимает диафрагму, придает штоку пневмокамеры поступательное движение. Вместе со штоком передвигается вилка включения шестерни раздаточной коробки.

Вилка переключения раздаточной коробки стальная, штампованная. После механической обработки плоскости вилки, соприкасающиеся с пазом муфты, подвергнуты закалке токами высокой частоты на глубину не менее 2мм до твердости HRC 52...63.

В отверстии ступицы вилки нарезана резьба М18х1,5 для соединения её со штоком и возможности регулировки положения вилки.

Электропневмоклапаны расположены на правом лонжероне рамы в зоне установки раздаточной коробки.

Размещено на Allbest.ru