Проектирование и расчет раздаточной коробки

Размещено на http://www.allbest.ru

Министерство образования и науки РФ

Казанский национальный исследовательский технический

университет им. А.Н.Туполева

Кафедра: Автомобили и автомобильное хозяйство

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

ПО ДИСЦИПЛИНЕ: “Автомобили”

“Проектирование и расчет раздаточной коробки”

ПРОЕКТ ПРИНЯТ С ОЦЕНКОЙ:	ПРОЕКТАНТ:
(подпись, дата)	СТУДЕНТ ГР.1407 Хасанов Р.Р. (Фамилия И.О.)
	КОНСУЛЬТАНТ: Садчиков Ю.В. (Фамилия И.О.)

Казань 2013 г.



Глава 1.Теоретическая часть

Раздаточной коробкой передач называется дополнительная коробка передач, распределяющая крутящий момент двигателя между ведущими мостами автомобиля. раздаточный вал прочность

Раздаточная коробка служит для увеличения тяговой силы на ведущих колесах и повышения проходимости автомобиля. Она одновременно выполняет функции демультипликатора, что позволяет увеличить диапазон передаточных чисел коробки передач и эффективнее использовать автомобили в различных дорожных условиях.

В зависимости от назначения автомобилей на них применяются раздаточные коробки различных типов (схема 1).

Схема 1 - Типы раздаточных коробок, классифицированных по различным признакам.

Раздаточные коробки с соосными валами привода ведущих мостов (рис.1,а,б) имеют широкое применение, так как они позволяют использовать для переднего и заднего ведущих мостов одну и ту же главную передачу (взаимозаменяемую). Однако в этом случае ведущая шестерня главной передачи переднего моста, имея левое направление спирали зубьев, будет работать на «ввинчивание». Поэтому при ослаблении затяжки ее подшипников может произойти заклинивание главной передачи переднего ведущего моста.

Раздаточные коробки с несоосными ведомыми валами (рис.1,в) в отличие от раздаточных коробок с соосными ведомыми валами не имеют промежуточного вала. Они более компактны, менее металлоемки, более бесшумны при работе и имеют более высокий КПД.

Раздаточные коробки с блокированным приводом ведущих мостов позволяют использовать полную по условиям сцепления ведущих колес с дорогой тяговую силу без их пробуксовывания. Однако при движении автомобиля на повороте или на неровной дороге при блокированном приводе неизбежно проскальзывание колес, так как передние колеса проходят больший путь, чем задние. В этом случае увеличивается изнашивание шин, расход топлива и происходит перегрузка деталей трансмиссии. Для устранения таких отрицательных явлений передний мост отключают при движении по дорогам с твердым покрытием и включают только на тяжелых участках дороги.

Раздаточные коробки с дифференциальным приводом ведущих мостов (рис.1,а,б) исключают возникновение перечисленных выше отрицательных явлений. Применяемый в этих коробках межосевой дифференциал позволяет приводным валам ведущих мостов вращаться с разными скоростями и распределять крутящий момент двигателя между мостами в соответствии с воспринимаемыми ими вертикальными нагрузками. Если нагрузки одинаковы по величине, то используют симметричный дифференциал, а если неодинаковы, то несимметричный.

При раздаточных коробках с дифференциальным приводом передний мост постоянно включен. В результате изнашивание шин меньше, чем при отключении переднего моста. Однако межосевой дифференциал ухудшает проходимость автомобиля, так как при буксовании на месте одного из колес автомобиль не может начать движение. Поэтому для повышения проходимости межосевые дифференциалы выполняют с принудительной блокировкой.

Наибольшее распространение на автомобилях повышенной проходимости получили двухступенчатые раздаточные коробки.

Требования к раздаточной коробке.

Дополнительно к общим требованиям к раздаточной коробке предъявляются специальные требования, в со­ответствии с которыми она должна обеспечивать:

* распределение крутящего момента между ведущими мостами автомобиля пропорционально приходящимся на мосты вертикальным нагрузкам;

* увеличение тяговой силы на ведущих колесах, необходимое для преодоления повышенных сопротивлений при движении автомобиля по плохим дорогам, бездорожью и на крутых подъемах;

* отсутствие циркуляции мощности в трансмиссии автомо­биля;

* возможность движения автомобиля с минимальной устойчивой скоростью (2,5...5,0 км/ч) при работе двигателя на режиме максимального крутящего момента.

Рассмотрим требования к раздаточной коробке.

Распределение крутящего момента. Раздаточная коробка должна распределять крутящий момент двигателя между ведущими мостами пропорционально их вертикальным нагрузкам, чтобы автомобиль имел высокую проходимость. Характер распределения крутящего момента зависит от типа раздаточной коробки.

У раздаточных коробок с блокированным приводом ведомые валы привода ведущих мостов (см. рис.1,а) имеют одинаковую угловую скорость. Эти раздаточные коробки не распределяют крутящий момент двигателя между ведущими мостами автомобиля в какой-либо определенной пропорции. Соотношение между кру­тящими моментами, подводимыми к ведущим мостам, в этом случае зависит от радиуса поворота автомобиля, разницы радиусов колес, профиля дороги и других факторов.

У раздаточных коробок с дифференциальным приводом крутящий момент двигателя передается от ведущего вала раздаточной коробки к ведомым валам привода ведущих мостов через дифференциал. Поэтому ведомые валы могут вращаться с одинаковыми и неодинаковыми угловыми скоростями.

Распределение крутящего момента между ведущими мостами при таких раздаточных коробках зависит от типа и свойств дифференциала (симметричный, несимметричный, малого трения, блокируемый и др.).

Увеличение тяговой силы. Распределение крутящего момента двигателя между мостами полноприводного автомобиля пропорционально вертикальным нагрузкам, приходящимся на мосты, позволяет получить максимальную тяговую силу на ведущих колесах. С этой целью в раздаточной коробке может применяться сим­метричный (см. рис. 1, а) или несимметричный (см. рис. 1, б) дифференциал.

Симметричный дифференциал используется в раздаточных коробках двухосных полноприводных автомобилей, когда сцепной вес при полной нагрузке автомобиля распределяется между мостами примерно поровну.

В полноприводных трехосных автомобилях, где вертикальная нагрузка на передний мост составляет почти половину нагрузки на мосты задней тележки (средний и задний), в раздаточной коробке применяется несимметричный дифференциал. Этот дифференциал распределяет крутящий момент между передним мостом и мостами задней тележки в соответствующей пропорции.

Раздаточные коробки, применяемые в трансмиссии полно­приводных автомобилей, обычно выполняют одновременно и функции демультипликатора. Они увеличивают число передач и передаточные числа основной коробки передач и расширяют их диапазон. Это видно из тяговой характеристики (рис. 2) полнопри­водного автомобиля, где штриховыми линиями показаны значения тяговой силы на ведущих колесах при включенной понижающей передаче в раздаточной коробке.

Понижающие передачи большинства раздаточных коробок имеют передаточные числа в пределах uр = 1,7...2, что существенно повышает тяговую силу на ведущих колесах и позволяет автомобилю двигаться по плохим дорогам, в условиях бездорожья, а также преодолевать крутые подъемы (до 30...35°) и водные участки пути.

Увеличение тяговой силы на ведущих колесах автомобиля может быть также достигнуто в результате применения дифференциального привода валов ведущих мостов. Так, например, используемый в раздаточных коробках конический дифференциал хоть и обладает малым трением, но позволяет за счет трения увеличить на 4...6% суммарную тяговую силу на ведущих колесах автомобиля.

Циркуляция мощности происходит вследствие того, что к одним ведущим мостам подводится большая мощность двигателя, а к другим меньшая, чем мощность, необходимая для преодоления сопротивления движению автомобиля. При этом от ведущих мостов с большей подводимой мощностью избыток мощности передается к ведущим колесам мостов с меньшей подводимой мощностью. Затем от колес этих мостов избыток мощности возвращается обратно к раздаточной коробке и через нее снова к мостам с большей подводимой от двигателя мощностью. В результате через трансмиссию ко всем ведущим мостам может передаваться мощность значительно большая, чем требуется для преодоления сопротивлений движению автомобиля.

При движении по хорошей горизонтальной дороге циркулирующая мощность может быть значительной. Циркулирующая мощность не используется для преодоления сил сопротивления движению автомобиля, дополнительно нагружает механизмы трансмиссии и шины, вызывает их повышенное изнашивание. Кроме того, из-за увеличения суммарной мощности, передаваемой через механизмы трансмиссии, возрастают потери мощности в трансмиссии и на буксование колес, увеличиваются расход топлива и изнашивание деталей двигателя. Поэтому циркулирующая мощность является вредной, и ее часто называют паразитной мощностью.

При движении автомобиля на повороте или по неровной дороге тангенциальная упругость шин существенно снижает циркуляцию мощности в трансмиссии и происходит только перераспределение крутящего момента между ведущими колесами. Чтобы уменьшить дополнительное изнашивание механизмов трансмиссии шин и расход топлива, вызванных циркуляцией мощности или перераспределением крутящего момента, при раздаточной коробке с блокированным приводом необходимо включать передний ведущий мост только для повышения проходимости или устойчивости автомобиля. В этих случаях циркуляция мощности обычно незначительна. При движении по хорошим дорогам, когда происходит интенсивная циркуляция мощности в трансмиссии автомобиля, необходимо принудительное отключение переднего ведущего моста для устранения циркуляции мощности или перераспределения крутящего момента.

При дифференциальном приводе циркуляция мощности в трансмиссии отсутствует. Однако в раздаточной коробке должно быть устройство для блокировки дифференциала, иначе при буксовании одного из колес ведущего моста или незаблокированном межколесном дифференциале движение автомобиля невозможно. При дифференциальном приводе передний ведущий мост посто­янно включен. Вследствие этого изнашивание шин меньше, чем при отключении переднего моста при раздаточной коробке с блокированным приводом.

Минимальная скорость движения. Для движения полноприводных автомобилей в условиях плохих дорог, по бездорожью и сильно деформируемым грунтам, при преодолении крутых подъемов и водных преград раздаточная коробка должна обеспечивать минимальную устойчивую скорость движения автомобиля в пределах 2,5...5 км/ч.

Такая скорость полноприводного автомобиля может быть достигнута за счет передаточного числа понижающей передачи раздаточной коробки, значение которого гарантирует движение автомобиля при полном использовании сцепного веса и отсутствии буксования ведущих колес. Как указывалось ранее, понижающие передачи у большинства раздаточных коробок, выполняющих одновременно функции демультипликаторов, имеют передаточные числа в пределах uр = 1,7...2.

Глава 2. Конструкторская часть.

1. Исходные данные для расчета.



Краткая техническая характеристика УАЗ- 3163

Колесная формула	4х4
Снаряженная масса, кг	2070
Полная масса, кг	2670
ЗМЗ-409.10
Мощность двигателя, кВт (л.с)	128
Максимальный крутящий момент, Нм	160
Максимальная скорость, км/ч	150
Раздаточная коробка
Описание	механическая, 2-х ступенчатая

Рис.3 Кинематическая схема раздаточной коробки.

1- ведущий (первичный) вал;

2- промежуточный вал;

3- вал привода переднего моста;

4- вал привода заднего моста;

5- шестерня промежуточного вала;

6- шестерня вала привода заднего моста.

2. Определение передаточных чисел раздаточной коробки передач

Передаточное число низшей ступени определяют из условий преодоления максимального подъема, полного использования сцепной массы и обеспечения минимальной устойчивой скорости движения.

1. По первому условию (преодоление мах подъема):

, где

максимальное дорожное сопротивление,



,

полный вес автомобиля, ;

радиус колеса катящегося без скольжения, ;

максимальный крутящий момент развиваемый двигателем, ;

передаточное число главной передачи, ;

передаточное число первой передачи КП, ;

КПД трансмиссии, .

2. По второму условию (использование полного сцепление веса):

, где

коэффициент сцепления, ;

сцепная масса автомобиля, ;

.

3. По третьему условию (движение с минимальной устойчивой скоростью):

минимальная устойчивая частота вращения коленчатого вала

минимальная устойчивая скорость, , ;

.

Если , найденное по первому условию, будет превышать значения, найденные по второму условию, то целесообразно увеличить сцепную массу автомобиля. При невозможности увеличения сцепной массы автомобиля, принимается , найденное по второму условию. При этом автомобиль не сможет преодолеть заданное дорожное сопротивление. Передаточное число, выбранное по первому и второму условию сопоставляется с определенным по третьему. Окончательно принимается по третьему условию, т. к. для полноприводного автомобиля высокой проходимости важным фактором является наиболее полная реализация крутящего момента, что возможно при как можно более низкой скорости движения.

Передаточное число низшей ступени .

Передаточное число высшей передачи в раздаточной коробке, обеспечивающее максимальную кинематическую скорость

, где

число оборотов коленчатого вала при максимальной мощности, ;

максимальная кинематическая скорость, ;



.

3. Расчетный режим нагрузки

расчетный режим нагрузки по максимальному сцеплению ведущих колес с дорогой.

1) Суммарный крутящий момент по сцеплению на выходных валах раздаточной коробки.

,

где ,- крутящие моменты по сцеплению на выходных валах соответственно переднего моста и заднего моста (тележки), Н·м;

- максимальный коэффициент сцепления шин с дорогой: ;

- радиус качения колеса, м: = 0,372м

,- нагрузки соответственно на передний и задний мосты, Н:

=26166 Н - полная масса автомобиля,

- передаточное число от выходных валов до ведущих колес;

=5,38

0,8Ч0,372Ч26166/5,38=1447,4 Н·м;

Расчётный крутящий момент для входного вала.

-на низшей передаче раздаточной коробки:



где - передаточное число низшей передачи раздаточной коробки:

=2,4

1447,4/2,4=603,08 Н·м; -на высшей передаче раздаточной коробки:

Где -передаточное число высшей передачи раздаточной коробки:

=1

1447,4/1=1447,4 Н·м;

2) Частота вращения на низшей передаче раздаточной коробки

3)

,

где - частота вращения двигателя при максимальном моменте, об/мин: =4400 об/мин;

- передаточное отношение первой передачи: ;

4400/4,155=1058,96 об/мин



4. Расчет зубчатых передач

Шестерня вала привода к переднему мосту (поз.6 рис.3), шестерня промежуточного вала (поз.5 рис.3).

Исходные данные: максимальный момент двигателя Tемах, Н·м; частота вращения двигателя при максимальном моменте nдвТ, об/мин; средняя скорость движения автомобиля на передачах Vj, км/ч; вес автомобиля Ga, H; нагрузка на ведущие колёса GСЦ, Н; коэффициент запаса сцепления вС; радиус колеса rк, м; передаточное число передач Uj, в том числе зубчатой пары постоянного зацепления UПЗ, главной передачи U0; планируемый пробег до капитального ремонта L0, км; относительная продолжительность работы на передаче a; параметры зубчатой пары: модуль m, м, число зубьев z, ширина венца bw, м, конусное расстояние Re, м, степень точности по нормам плавности работы nстт, класс шероховатости, материал и твёрдость активных поверхностей зубьев.

Расчет на контактную выносливость активных поверхностей зубьев.

Проверочный расчёт предназначен для предотвращения отказов из-за усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев. Расчет ведем по допускаемым контактным напряжениям.

1) Расчетный крутящий момент на валу привода переднего моста

1447Н·м;

2)Расчетная окружная сила.

,

Где T1, Т2 - крутящие моменты соответственно на шестерне и колесе, Н·м;

dw1, dw2 - диаметры начальных окружностей, м;

2Ч1447/0,120=24116,67 Н;

3)Расчетная частота вращения вала.

;

Где n1- частота вращения первичного вала коробки передач.

4400/5,38·4,155=196,83 об/мин;

4) Определение параметра контактного напряжения на i-й ступени.

Пн| = [Fti/(bwdwm1 )]ZHZеKHбKHвKHVi, МПа,

где Fti- окружная сила; ZH - коэффициент контактного напряжения;

Zе - коэффициент, учитывающий степень перекрытия зубчатых колёс;

КНб- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; КHв- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца; KHVi- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении.

Для некорригированных и равносмещённых зубчатых колёс;

ZH =1,77cosвB,

где вB - угол наклона зуба на основном цилиндре, град;

В раздаточной коробке автомобиля ЗИЛ 131 все шестерни выполнены прямозубыми, вB=0°.

ZH =1,77cos0=1,77;

КНб - для цилиндрических зубчатых передач равен 1;

Коэффициент КHв выбираем исходя из соотношения:

Шbd=bw/dw1=20/120=0,160,2

по таблице значений: КHв=1,06.

KHVi выбираем по таблице значений для прямозубой цилиндрического зубчатого колеса с частотой врвщения до 1000 об/мин-1,08.

Пн=[24116,68/(20·120)]1,77·1·1·1,06·1,08=20,36 МПа;

5) Определение предельного параметра контактной выносливости при базовом числе циклов.

ПHlim=П0HlimZR,MПa,

где П0Hlim- предел контактной выносливости при стендовых испытаниях колёс с заданными размерами, термообработкой и шероховатостью поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов Nho, МПа .

Зубчатое колесо выполнено из стали 20Х2Н4А. П0Hlim=21,0 МПа.

ZR - коэффициент, учитывающий шероховатость активной поверхности зубьев более грубого зубчатого колеса в зацеплении. Класс шероховатости-7.

ZR=1,00.

ПHlim=21,0·1,00=21,00 МПа;

6) Оценка величины параметра контактного напряжения.

При ПН < 0,9ПHlim контактную выносливость считают обеспеченной и расчёт прекращают.

20,36 >0.9·21.00=18.9;

ПН > 0,9ПHlim.

7)Вычисление меры накапливаемой усталости за 1 км пробега автомобиля для шестерни и колеса.

R1H1 = a1·Ns(·бHI·KnHI·U(1k)I·+·бHII·KnHII·U(1k)II+…);

R1H2 = a2·Ns(·бHI·KnHI·U(2k)I·+·бHII·KnHII·U(2k)II+…),

где U(1k)i, U(2k)i - передаточные числа соответственно от шестерни и колеса до

ведущих колёс на i-й передаче;

mH - показатель кривой контактной усталости. mH=3;

a1, a2 - числа циклов, соответствующие одному обороту соответственно шестерни и колеса: для зубчатых колёс с одним зацеплением а=1;

бHi - относительная продолжительность работы на передаче;

бHI=0,01; бHII=0,03; бH3=0,14; бH4=0,82;

Ns- суммарное число оборотов ведущего колеса автомобиля за 1км пробега.

Ns=1000/(2рrk);

Ns=1000/(2·3,14·0,372)=428.

KnHi- коэффициент пробега на i-й передаче. Для нахождения этого коэффициента необходимо вычислить удельную тяговую силу на ведущих колёсах.

Рудi =РKi/Ga;

РудI=0,434; РудII=0,2; Руд3=0,11; Руд4=0,06;

KnHI=0,05; KnHII=0,25; KnH3=0,4; KnH4=0,45;

R1H1=1·428(20,363·0,01·0,05·5,38) =9716,94;

R1H2=1·428(20,363·0,01·0,05·5,38·1,06) = 10299,95;

8) Вычисление расчётного контактного напряжения.

ун=275, МПа,

где Пн - наибольшее значение параметра при работе зубчатой пары на нескольких ступенях, МПа.

ун=275·=1240,86 МПа;

9) Определение эквивалентного числа циклов изменения напряжений

NHE1=R1H1L0/;

NHE2=R1H2L0/.

NHE1=9716,94·250000/20,363=287830,1;

NHE2=10299,95·250000/20,363=305099,9;

10) Вычисление коэффициента долговечности.

KHL1 =;

KHL2 =.

KHL1=7,13.

KHL2=6,73.

11) Вычисление допускаемых контактных напряжений.

уНР1 = 275 , МПа;

уНР2 = 275 , МПа.

уНР1=275=3365,02, МПа;

уНР2=275=3269,26, МПа.

При уНP>0,8уHLimM принимают уНP = 0,8уHLimM, где уHLimM -предельное контактное напряжение, при котором возможно смятие, растрескивание активной поверхности зубьев, МПа.

Для стали 20Х2Н4А, значение уHLimM=3800 МПа.

уНP>0,8·3800=3040 МПа;

уНP1=3040,МПа

уНP2 =3040, МПа.

12) Проверка выполнение условия контактной выносливости по допускаемым напряжениям.

унунр;

Для шестерни вала привода к переднему мосту:

1240,863040.

Для шестерни вала привода к переднему мосту выполняется условие контактной выносливости по допускаемым напряжениям.

Для шестерни промежуточного вала:

1240,863040.

Для шестерни промежуточного вала выполняется условие контактной

выносливости по допускаемым напряжениям.

Результаты расчета для пары шестерен пониженной передачи:

ун1	2692,02
уНP1	3040
ун2	2615,4
уНP2	3040

Расчет зубьев колёс на выносливость при изгибе.

Проверочный расчёт выполняют для предотвращения усталостного излома зубьев. Расчет ведем по допускаемым напряжениям изгиба.

1) Вычисление расчётных напряжений изгиба зубьев шестерни и колеса.

уF1i = [Fti/(bw1·mnm)]·YF1·Yв·Yе·KFб·KFв·KFvi, МПа;

уF2i = [Fti/(bw2·mnm)]·YF2·Yв·Yе· KFб·KFв·KFvi, МПа;

где Fti- окружная сила, Н;

mnm- средний нормальный модуль, мм: для цилиндрической передачи mnm=mn=4,65;

YF- коэффициент формы зуба, зависящий от коэффициента смещения и действительного либо эквивалентного числа зубьев: YF1, YF2=3,9;

Коэффициент Yв: для прямозубых колёс Yв=1;

Коэффициент Yе: для прямозубых колёс Yе=1;

Коэффициент KFб: для прямозубых цилиндрических передач и степени точности nст.т=6 и 7 KFб=1;

Коэффициент KFв: для цилиндрических передач: KFв= KHв=1,06;

Коэффициент KFvi=1,10;

уF1i=[24116,62 /(20·4.65)]·3,9·1·1·1·1,06·1,1=1179,22;

уF2i=1179,22;

2) Определение предельного напряжения изгиба при базовом числе циклов.

уFlim= уFlimC·YR·KFC ,

где уFlimC-предел выносливости при базовом числе циклов NF0 и симметричном изгибе зубьев колес с заданными конкретными размерами, термообработкой и шероховатостью поверхности зубьев, МПа,

уFlimC=460 МПа;

YR- коэффициент, учитывающий особенности обработки зубьев: для цементированных, цианированных, закаленных ТВЧ по контуру и улучшенных зубчатых колес, YR=1;

KFC - коэффициент, учитывающий отличие характера нагружения зубчатого колеса от симметричного: KFC =1 - для явно выраженного знакопеременного цикла нагружения (промежуточные зубчатые колёса в реверсивных однорядных передачах, сателлиты с внешним и внутренним зацеплением в планетарных передачах); KFC =1,3 - для одностороннего отнулевого или достаточно близкого к нему цикла (зубчатые колёса низших передач и заднего хода в коробках передач); KFC =1,2 - при периодическом изменении направления нагрузки (зубчатые колёса, расположенные за узлом реверсирования: колёса раздаточных коробок, ведущих мостов и т.д.); KFC =1,08 - при периодическом изменении направления нагрузки (зубчатые колёса высших передач в коробках передач, испытывающие реверсирование нагрузки при движении накатом);

KFC =1,14 - для зубчатых колёс промежуточных передач в коробке передач.

Выбираем коэффициент KFC=1,2;

уFlim=460·1·1,2=552 МПа;

3) Определение меры накапливаемой усталости за 1 км пробега автомобиля по напряжению изгиба.

R1F1 = a1·Ns(уF1imF·бFI·KnFI·U(1k)I+…);

R1F2 = a2·Ns(уF2imF· бFI·KnFI·U(2k)I+…),

где mF - показатель кривой усталости при изгибе зубьев, для стали 20Х2Н4А mF=9;

R1F1=1·428(1179,229·0,01·0,05·5,38)=5,076·1027

R1F2=1·428(1179,229·0,01·0,05·6,83·1,06)=5,381·1027

4) Вычисление эквивалентного числа циклов изменения напряжений.

NFE1=R1F1 ·L0/у;

NFE2=R1F2L0/ у.

NFE1=5,076·1027·250000/1179,229=287811;

NFE2=5,381·1027·250000/1179,229=305105.

5) Вычисление коэффициентов долговечности.

KFL1 =;

KFL2 =.

Для стали 20Х2Н4А, NF0=4·106.

KFL1==1,3396;

KFL2==1,331

При KFL1 <0,9 принимают KFL1 =0,9, KFL1 <0,9;

6) Определяют допускаемые напряжения изгиба.

уFP1=уFlim·KFL1;

уFP2=уFlim·KFL2.

уFP1=552·1,3396=739,45;

уFP2=552·1,331=734,712.

При уFP1>0,6 уFlimM принимают уFP =0,6 уFlimM,где уFlimM - предельное напряжение изгиба зуба, при котором возможно появление остаточной деформации зуба или его хрупкий излом. Для стали 20Х2Н4А ,

уFlimM=1950 ,МПа.

739,45<0,6·1950=1170;

734,712<0.6·1950=1170.

7) Проверяют выполнение условия выносливости на изгиб по допускаемым напряжениям.

уF уFP;

1179,22>744,648;

1179,22>740,232.

Условие выносливости на изгиб по допускаемым напряжениям не выполняется.

На данном режиме необходима корректировка зубчатой пары зацепления: увеличение ширины зубчатого венца колеса, увеличение модуля зубчатого колеса, использование косозубых колес вместо стандартных прямозубых.

Результаты расчета шестерен понижающей передачи:

уF1	1061,3
уFP1	739,45
уF2	1061,3
уFP2	734,712

Расчёт на прочность.

Выполняется с целью предотвращения остаточной деформации или излома зубьев.

Расчёт выполняется по максимальному динамическому крутящему моменту.

Расчет ведем для низшей передачи коробки передач.

1) Вычисление расчётного крутящего момента и окружной силы.

TP=Tmax·u1B,

где Tmax- максимальный динамический момент на первичном валу коробки передач, Н·м.

Величину динамического момента вычисляют одним из способов: а) в зависимости от передаточного числа трансмиссии, б) по коэффициенту динамичности.

Для проверочного расчета раздаточной коробки выбираем расчет по коэффициенту динамичности.

Тmax= КД Тemax,

где КД - коэффициент динамичности:

КД=1,2...2,0- для легковых автомобилей;

Кд=2,0...3,0 - для грузовых автомобилей;

Кд=2,5...3,0 - для автомобилей высокой проходимости.

Выбираем коэффициент Кд=2,0.

Максимальный крутящий момент двигателя автомобиля УАЗ 3163 равен

160 Н·м.

Тmax=2,0·160=320 Н·м;

TP=320·5,38·4,155=7153,248 Н·м.

Окружная сила:

Ft=2·320/0,120=5333,33 Н.

2) Определение максимального контактного напряжения.

уHmax=275·

уHmax =275=561,52.

3) Вычисление максимального напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса.

уF1max =[ Ftmax/(bw1·mnm)]YF1· Yв ·Yе ·KFa·KFв;

уF2max =[ Ftmax/(bw2·mnm)]YF2· Yв ·Yе ·KFa·KFв.

уF1max=[5333,33/(20·4,65)] 3,9·1·1·1·1,06=237,07;

уF2max=237,07.

4) Проверяют условия достаточной прочности.

уHmax0,9·уHLimM;

уF1max0,9·уFlim;

уF2max0,9 ·уFlim.

561,520,95·3800=3610;

237,070,95·1950=1852,5;

237,070,95·1950=1852,5.

Условие прочности выполняется.

Результаты расчета шестерен понижающей передачи:

уHmax	561,52
уF1max	237,07
уF2max	237,07

5.Расчет валов

Расчет вала привода переднего моста (поз.3 рис.3).

Валы рассчитывают на статическую прочность, жёсткость и на усталостную прочность для определения их работоспособности и агрегата трансмиссии в целом.

Определение нагрузок на вал.

Для расчёта вала, в первую очередь, устанавливают действующие на него силовые факторы: крутящий момент, силы в зубчатых зацеплениях, реакции опор и дополнительные силы, например, центробежные силы в планетарных передачах, силы от карданной передачи и т.д.

1) Выбор расчётного момента.

1447,4Н·м;

2) Вычисление силы в зубчатом зацеплении .

3) Определение осевой и радиальной составляющей силы от карданной передачи, возникающей при колебаниях ведущего моста на рессорах.

Qa = 4Тр·м·cosг/(Dш + dш);

Qr = 4Tp·м·sinг/(Dm + dш).

где Тр - расчётный крутящий момент, передаваемый карданной

передачей, Н·М;

м- коэффициент трения в шлицевом соединении: при хорошей смазке

м =0,04...0,06, при плохой смазке м = 0,11... 0,12, при заедании м =0,40...0,45.

Выбираем коэффициент м=0,05.

Отсюда принимаем: Dш = 35мм; dш =28мм ;

Qa=4·1447.6·0,05·cos17є/[(35+28)·10-3]=4394,73H;

Qr=4·1447.6·0,05·sin17є/[(35+28)·10-3]=1341,902H.

4)Составление расчётной схемы вала.

5) Определение величины и направления составляющих реакции опор в двух перпендикулярных плоскостях.

Силы в зацеплении:

Ft = 2Tp/dw ;

Ft =2·1447,6/0,120=24126,66 Н,

Fr= Fttgaw;

Fr=24126,66·tg20є=8781,4 Н.

Реакции опор в плоскости Z:

MA(Fi)=0: QR·A- Fr·B+YB·(B+C)=0,

MB(Fi)= 0: QR·(A+B+C)-YA·(B+C)+ Fr·C=0,

Xi=0: -QA+XB=0.

Откуда YA=4233,54 Н; YB=5889,76 Н;

Реакции опор в плоскости Y:

ZB=6593,62 Н; ZA=17533,04 Н.

6) Построение эпюр изгибающего и крутящего момента.

Расчет вала на статическую прочность.

1) Вычисление суммарного изгибающего момента в опасных сечениях.

М = ;

М==813817,72 Н=813,81кН.

2) Определение осевого W и полярного Wp моментов сопротивления, площади S опасного поперечного сечения вала.

Для сплошного вала и вала со шлицами:

W = рd3/32 мм3;

W=3,14·453/32=8941,64 мм 3.

Wp=рd3/16 мм3;

Wp=3,14·453/16=17883,28 мм3.

S= рd2/4=1589,625 мм2.

3) Вычисление максимальных нормальных и касательных напряжений.

у=M/W + Sa/S;

ф = TP/Wp;

где Sa- суммарная осевая сила, действующая на вал, Н. Sa=0.

у=813,81772·103/8941,64+0/1589,625=91,014 МПа;

ф=1447,6·103/17883,28=80,95 МПа.

4) Определение коэффициентов запаса прочности по пределам текучести материала.

nуT=уТКеТ/у;

nфT= фТ·КеТ/ф.

где уТ ,фТ _ пределы текучести материала соответственно при изгибе и кручении. Для вала используем сталь 40ХН2МА. уТ=1150; фТ=800.

KеT - коэффициент, учитывающий влияние абсолютных размеров сечения

вала на пределы текучести. KеT=0,8.

nуT=1150·0,8/91,014=10,108;

nфT=800·0,8/80,95=7,906.

5) Вычисление общего коэффициента запаса прочности по пределу текучести.

nT= nуT· nфT/;

nT=10,108·7,906/=6,227.

6) Сравнение фактического коэффициента запаса с допускаемым.

nT>[nT],

где nт, [nт] - коэффициенты запаса прочности соответственно фактический и

пускаемый по пределу текучести материала: [пт] = 1,2... 1,5.

6,227>1.5;

Условие статической прочности выполнено.

Результаты расчета промежуточного вала:

nT	6,227
[nт]	1,5

Расчёт вала на усталостную прочность.

1) Вычисление величины амплитуды условных суммарных напряжений

уаус = Куср (·103 /W) ,МПа,

где Куср - среднее значение коэффициента концентрации напряжений, не

зависящее от материала вала;

Ма - амплитуда наибольшего суммарного изгибающего момента в

рассчитываемом сечении, Нм;

Та-амплитуда крутящего момента, Нм: для нереверсивных валов Та=0,5Тр.

W = рd3/32 мм3

W1=3.14·353/32=4207,109мм3;

W2=3,14·453/32=8941,64 мм3;

уаус1=3(·103/4207,109)=519,134МПа.

уаус2=2,5(·103/8941,64)=352,09МПа

Сечение 2-2 можно считать не опасным так как разница в условных напряжениях составляет 32% .

2) Вычисление амплитудных и средних значений нормальных и касательных напряжений в опасных сечениях вала, пренебрегая влиянием осевых и поперечных сил.

уa=0,5·(1-rу)·M/W;

ут= 0,5·(1 + rу)·M/W;

фa=0,5·(1-rф)·T/Wp;

фm=0,5·(1 + rф)·T/Wp,

где М - суммарный изгибающий момент, Нм;

rу,rф - коэффициент асимметрии цикла соответственно нормальных и касательных напряжений: rу = -1 - для валов и осей, вращающихся относительно векторов нагрузок; rф - 0-для нереверсивных валов;

Полярный момент сопротивления:

W = рd3/16 мм3

W=3,14·353/16=8414,21 мм3

уa=0.5·(1+1)·79,172/4207,105·10-9=18,81 МПа;

ут=0.5·(1-1)·79,172/4207,105·10-9=0;

фa=0,5·(1-0)·723,7/8414,21·10-9=43Мпа;

фm=43 Мпа.

3) Определение приведённых амплитуд напряжения.

уапр =уamax·КLу;

фаnp= фamaxKLф;

де КLу , KLф - коэффициенты долговечного соответственно при изгибе и кручении.

При постоянных нагрузках коэффициенты долговечности при изгибе и чении

KL = ;

KL==1,38

NЦ =60nt;

где t- долговечность работы вала, ч

NЦ=60·169,4·4100=41672400;

KLф=0,8·1,38=1,105;

уапр=18,81·1,38=25,9578 МПа;

фаnp=43·1,105=47,515МПа.

4) Расчет эффективных коэффициентов концентрации напряжения

(коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределу выносливости вала).

(Kу)D=(Kу+Kуn-1)/еу;

(Кф)D=(Кф + Кфn-1)/ет,

где Ку,Кф-коэффициенты концентрации напряжений соответственно при изгибе и кручении.

Kуn ,Кфn-коэффициенты влияния шероховатости поверхности вала.

еу , ет-коэффициенты влияния абсолютных размеров.

(Kу)D=(1,75+1-1)/0,73=2,39;

(Кф)D=(2,80+1-1)/0,73=3,83.

5) Вычисление коэффициентов запаса прочности.

nу =у-1/[(Kу)D уanp + шу ·уm];

nф = ф-1 /[(Кф)D фапр + шффm],

где шу , шф- коэффициенты чувствительности материала вала к асимметрии цикла: для нормализованных и улучшенных легированных сталей при

уB >800 МП; шу = 0,3...0,4, шф=0,15...0,20;

у-1, ф-1 - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле соответственно изгиба и кручения, МПа;

nу=650/(2,39·25,9578+0,35·0)=10,418;

nф=330/(3,83·47,515+0.15·43)=1,7513.

6) Проверка выполнения условия.

Допускаемое значения коэффициента запаса прочности принимаем [n]=1,7

n=nу·nф/;

n=10,418·1,7513/=1,727.

n>1.7

1,727>1,7

Условие усталостной прочности выполняется.

Результаты расчета промежуточного вала:

nу	10,418
nф	1,7513
n	1,727

6. Расчет подшипников качения

Расчет подшипников качения вала привода переднего моста раздаточной коробки (поз.3 рис.3).

Расчёт подшипников, вращающихся с частотой более 1 об/мин, выполняют по критериям динамической грузоподъемности Сг и статической грузоподъёмности С0r.

6.1. Расчёт подшипников качения по динамической грузоподъёмности.

1) Выбор расчётного момента двигателя Трд.

Тр.д = а·Темах;

где а - коэффициент использования крутящего момента двигателя. а= 0,8.

Максимальный крутящий момент двигателя автомобиля УАЗ-3163 равен

160 Н·м.

Тmax=160 Н·м;

Тр.д=160·0,8=128 Н·м.

Момент на валу привода к переднему мосту:

Т= Тр.д·U;

Т=128 ·5,38·2,4=1652,736 Н·м.

2) Составление расчётной схемы вала и определение суммарной радиальную нагрузку Fr на подшипники и осевой нагрузки Sa на вал.

Ft = 2T/dw ;

Ft =2·1652,736/0,120=27545,6 Н;

Fr= Fttgaw;

Fr=27545,6·tg20є=10025,7784 Н.

Qa = 4Тр·м·cosг/(Dш + dш);

Qr = 4Tp·м·sinг/(Dm + dш).

Qa=4·1652,736·cos17є/[(35+28)·10-3]=5017,52 Н;

Qr=1534,08 Н.

Реакции на опорах:

YA=4836,22 Н; YB=6723,63 Н;

ZB=20017,61 Н; ZA=75271,99 Н.

Суммарные реакции на опорах:

RA==8947,606 H;

RB==21116,63 H.

3) Вычисление суммарной осевой нагрузки на подшипники.

Fa= Qa =11421 H.

4) Вычисление приведённой нагрузки.

Для радиальных шарикоподшипников и радиально-упорных шарико и

роликоподшипников:

Р =(X·V·Fr+Y·Fa)·Кб·КT;

где X,Y- коэффициенты соответственно радиальной и осевой нагрузок:

Для опор А,B X=1, Y=0

V - коэффициент вращения: при вращении внутреннего кольца относительно вектора радиальной нагрузки V=1;

КТ - температурный коэффициент: Кт =1;

Кб - коэффициент безопасности, учитывающий влияние колебательных процессов в трансмиссии: для опоры B, Кб =1; Поскольку опора А расположена рядом с фланцем крепления карданной передачи, то для опоры А Кб=1,2;

РА=(1·1·8947,606+0)·1,2·1=10737,13 Н;

РВ=(1·1·21116,63+0)·1·1=21116,63 Н.

РЭА=( РА3··)1/3

РЭА=(10737,133·0,006·0,14)1/3=1013,09 Н

РЭB=(21116,633·0,006·0,14)1/3=1992,436 Н

5) Вычисление расчётной долговечности подшипника

Lh= a1·a23·(Cr/P)m·106/(60n),

где a1 - коэффициент долговечности, a1=0,44;

а23 - коэффициент условий работы: a23=1

m - Показатель степени: m=3 - для шариковых подшипников;

n - расчетная частота вращения подшипников, n = об/мин;

Сг - динамическая грузоподъёмность подшипников.

LhA=0,44·1·(18000/1013,09)3·106/(60·1027,32)=40037,7ч.

LhВ=0,44·1·(33200/1992,436)3·106/(60·1027,32)=33026ч.

6) Вычисление требуемой долговечности подшипника.

[Lh] = L0/Vacp,

где L0 - планируемый пробег автомобиля до капитального ремонта, км:

L0=250000, км

Vacp - средняя скорость автомобиля, км/ч:

Vacp = (0,5...0,75)Vamax;

Vacp=97,5 км/ч.

[Lh]= 250000/97,5=2564,1ч.

7) Проверка условия.

[Lh]< Lh.

Обе опоры соответствуют условию динамической грузоподъемности.

Выбираем подшипники средней серии по ГОСТ 8338-75 шариковый радиально-однорядный подшипник 307 с Сг=33200 Н.

Расчёт подшипников качения по статической грузоподъёмности.

1) Вычисление эквивалентной нагрузки.

Для радиальных и радиально-упорных шариковых и роликовых подшипников принимают наибольшее значение из двух возможных:

P0=X0·Frmax·KД+Y0·Famax·KД;

P0= Frmax·KД,

где Frmax, Famax - наибольшее значение из всех передач соответственно

радиальной и осевой нагрузок на подшипник, Н;

X0,Y0- коэффициенты соответственно радиальной и осевой нагрузок;

Кд - коэффициент динамичности, Кд=2,5;

P0А=0,5·8947,606·2,5+0,47·5017,52·2,5=17080,09 Н;

P0А=8947,606·2,5=22369,015 Н;

P0B=0,6·21116,63·2,5+0,5·0·2,5=31674,945 Н;

2) Определение статической грузоподъёмности подшипника.

Для стандартных подшипников значения Сor приведены в каталогах и справочниках.

СorВ=33200 Н; СorA=18000 Н;

3) Проверка выполнения условия.

P0·Kb0·KM0Сor;

где Р0-эквивалентная нагрузка, Н;

Кб0- коэффициент безопасности: Кб0 =0,8;

Kмо - коэффициент материала: Кмо = 1 -для подшипников с кольцами.

17895,212<18000;

25339,96<33200.

Условие не выполняется.

Результаты расчета подшипников промежуточного вала:

Lh.1	40037
Lh.2	33026
P0·Kb0·KM0(1)	17895
P0·Kb0·KM0(2)	25340



Список используемой литературы

1.Лукин П.П., Гаспарянц Г.А. Конструирование и расчет автомобиля. М.: Машиностроение, 1984.

2. Вахламов В.К. Автомобили. Конструкция и элементы расчета.

М.: Академия, 2006. ,Санкт-Петербург 2005.

3. А. И Гришкевич. Проектирование трансмиссий автомобилей. Москва Машиностроение 1984.

Размещено на Allbest.ru