Конструкторська частина. Проектування ведучого моста легкового автомобіля

3 Конструкторська частина. Проектування ведучого моста легкового автомобіля)


Малюнок 3.1. Загальний вигляд ведучого моста

3.1 Функціональний розрахунок головної передачі

Вибір починається з уточнення передавального числа головної передачі, визначеного раннє в тяговому розрахунку.
.
З метою збільшення плавності зачіплення, мінімальне число зубів конічної шестерні слідує брати не менше 9.
Попередній розрахунок з метою вибору основних параметрів конічної пари рекомендується вести методом погонного навантаження на зуб. Погонне навантаження на зуб:

,      (3.1)

де Ft - окружна сила, Н;
 bω - ширина зубчатого вінця, мм.

,      (3.2)

де  Т2 - момент, діючий на конічне колесо, Нм;
  rХ2 - радіус середнього ділильного кола колеса, мм.

,      (3.3)

де  - радіус зовнішнього ділильного кола колеса, мм;
- ширина зубчатого вінця колеса, мм: ;
  - половина кута при вершині початкового конуса колеса: ,
- передавальне число конічної пари.
Ширина зубчатого вінця шестерні, мм:

Підставляючи вирази (3.2), (3.3), (3.4) в (3.1) знаходимо:

, см    (3.4)
Розрахунок необхідно вести по трьох навантажувальних режимах:
1) По максимальному крутящому моменту на конічному колесі, Н:

,     (3.5)

де  - що максимальний крутний момент двигуна, Нм;
  - передавальне число коробки передач на 1-й передачі.
.
2) По максимальному моменту зчеплення привідних коліс з дорогою:

,     (3.6)

де  - вага автомобіля на ведучі колеса, Н;
- динамічний радіус ведучого колеса автомобіля, м;
- передавальне число другого ступеня головної передачі;
- коефіцієнт зчеплення коліс з дорогою. 
Нм.
3) По моменту, що підводиться до конічного колеса на прямій або вищії передачі в коробці передач:

Нм.   (3.7)

Набули 3 значення :
,
,
;
Порівнюємо 1 і 2, вибираємо менше. Порівнюємо менше (з двох перших) з 3-м і вибираємо більше. Таким чином приймаємо .
мм,
мм,
,
мм,
Н,
Н/см.
Знаючи і використовуючи вибране значення , по відомій залежності знаходять окружний зовнішній модуль ( мм). По одержаному визначають середній нормальний модуль:

,     (3.8)

де  - довжину створюючої початкового конуса;
  - кут нахилу колеса в середньому перетині.
Значення округляють до найближчого стандартного (ГОСТ 9563-60) і уточнюють , по якому проводяться подальші (приймаємо mn=5,5 мм).

,   (3.9)

Кут нахилу лінії зуба шестерні рекомендується визначати по формулі:

,     (3.10)

де . Приймаємо е = 0,03 мм.
,
Кут нахилу лінії зуба колеса гіпоїдної передачі:

,      (3.11)

,    (3.12)

,
β2 – кут нахилу колеса у середньому розмірі.
По ГОСТ 9563-60 приймаємо мП=5,5 мм.

3.2 Вибір геометрії зачіплення шестерень головної передачі і розрахунок їх
зубців на утомленість і міцність

Оскільки шестерня гипоїдної передачі зміщена вниз, отже, напрям гвинтової лінії зуба приймаємо лівий.
Відповідно до ГОСТ 16202-81 (СТ СЕВ 515-77) біля початкового контура для конічних зубчатих коліс з розрахунковим модулем mn =5,5 мм маємо:
α = 16 ̊, Кα = 0,69
h*а=1,
с*=0,25
Для досягнення рівної міцності зубів шестерні і колеса слід застосовувати зсуви. Значення коефіцієнтів зсуву (відношення величини зсуву до модуля) початкового контура для шестерні:

;  (3.13)

.
При Uок > 2,5 і mn > 2, слід ввести коефіцієнт товщини зуба.

,  (3.14)

Для колеса Хτ2 = -Хτ1.
Зуби шестерень і коліс головної передачі необхідно перевірити на контактну утомленість активних поверхонь і утомленість при вигині. Розрахунок на міцність полягає у визначенні максимальних контактних напруг на активних поверхнях зубів і максимальна напруга вигину і зіставленні вказаних напруг з відповідними граничними.
При розрахунку на контактну утомленість допускається початкове навантаження Тн визначати по величині середнього трансмісійного моменту Ттр і середнього моменту двигуна Те залежно від величини відношення ваги автомобіля до максимального крутящого моменту двигуна:
,
,
,
.
Оскільки зубчаті пари головної передачі навантажуються на всіх передачах, що включаються в коробці передач, то розрахункові контактні напруги і напруги вигину обчислюються тільки для низької передачі трансмісії.
Розрахункові контактні напруги визначаються по наступній залежності:

,  (3.16)

де  - розрахунковий момент на конічній шестерні, Нм;
;
Zm - коефіцієнт, що враховує механічні властивості матеріалів шестерні:
,
Е - модуль пружності матеріалу шестерень;
μ – коефіціент Пуассона (μ=0,3);
Zн - коефіцієнт форми зв'язаних поверхонь;
,
Zε – коеф., враховуючий сумарну довжину контактних ліній:
,
- коефіцієнт зміни сумарної довжини контактних ліній ( );
- коефіцієнт торцевого перекриття ();
- контактна напруга, що допускається, при тривалій прибудові контактної утомленості:
;
,
Перевірочний розрахунок на утомленість при вигині повинен закінчуватися визначенням величин напруг в шестерні і колесі. За розрахункову напругу вигину приймається більше з них і перевіряється по величині напруги, що допускається.

, (3.17)

де YF1, YF2 - коефіцієнти форми зуба для шестерні і колеса, встановлювані по еквівалентному числу зубів.
,
;
   - коеф. що враховують нахил зуба;
   - коефіцієнт, що враховує перекриття зубів;
   - коеф., що враховують при розрахунку на утомленість при вигині відповідно розподіл навантаження між зубами;
,
де  - прибудова витривалості по вигину ( 820..920 МПа);
=1,55 - коефіцієнт безпеки.
МПа.
При розрахунку на міцність початкове навантаження в зчіплені визначається виходячи з величини максимального динамічного моменту:
,
де - коеф. запасу зчеплення;

Максимальні контактні напруги:

.  (3.18)

Максимальні напруги вигину за умов статичної міцності (наприклад чіпання з місця):
,  (3.19)

   (3.20)

,
де   - гранична напруга для цементованих легированих сталей
  - коеффіціент безпеки;









 Розрахунок валів головної передачі і вибір їх підшипників


а - відстань між підшипниками.
b - консоль.
l - розрахункова довжина валу.




Малюнок 3.2. Схема консольної установки конічної шестерні

Вали головної передачі розраховуються на міцність і жорсткість по режиму навантаження, аналогічно розрахунку зубчатого зчеплення на утомленість при вигині.
Довжина валу головної передачі визначаеться в процесі ескізної компоновки передачі з урахуванням розмірів вживаних підшипників і ширини зубчатих вінців, а також орієнтуючись на аналогічні конструкції.
Визначемо зусилля в зубчатих зачіпленнях.
Зусилля, діючі в зачіпленні конічних гіпоїдних передач, визначаються по наступних залежностях:

,     (3.22)

,    (3.23)

(3.24)

  (3.25)

(3.26)

(3.27)

Розрахуемо вали на міцність і жорсткість.
Для розрахунку валів на міцність необхідно визначити реакції на опорах при реалізації розрахункового крутящого моменту. Реакції на опорах визначаються, виходячи з відомих положень теоретичної механіки.
При консольному закріпленні конічної шестерні:

,  (3.28)

,  (3.29)

Після знаходження реакцій необхідно побудувати епюри згинаючих моментів у вертикальній і горизонтальній площині.
Після знаходження реакцій, побудуємо епюри згинаючих моментів. По цим епюрам побудуємо епюру сумарних згинаючих моментів.
Визначимо приведений момент:

,   (3.30)

α – коеф., враховуючий відінності в характеристиках циклів напруг вигину і кручення;

,  (3.31)
 


Малюнок 3.3. Епюри моментів діючих на ведущій вал гипоїдной передачі.

,    (3.32)

де nТ = 3,2 - запас міцності по прибудові текучості матеріалу.
  - сумарні напруги від напруг вигину і кручення .

,  (3.33)

,
де - напруги вигину у розрахунковому валу.
,
де - напруги кручення в перетині валу.
, .
, - моменти опору вигину і крученню розрахункового перетину валу відповідно.
Умова міцності валу визначаеться нерівністю:
;
Шліци валу конічної шестерні необхідно розрахувати на зріз і зім'яття.
Напруга зрізу:
,
Напруга зім'яття:
;
Підшипники головних передач слід вибирати по динамічній вантажопідйомності згідно ГОСТ 18855-82 з умови, що їх розміри вже визначені компоновкою. Тому вибір підшипників зводитися до перевірки його розрахункової довговічності.

,     (3.34)

де - пробіг АТС до капремонту (легковий - 150...200 тыс.км);
- середня швидкість автомобіля, км/година;
n - частота обертання підшипника, що не перевищує його прибудову, об/мин.
L - номінальна довговічність, млн. об.;

;

3.4 Вибір параметрів конічного диференціала

Зовнішня конусна відстань -
Зовнішній окружний модуль -
Що крутить момент - ,
Число сателітів - ;
Число зубів сателіта
. Приймаємо Z1=10.
Напівосьової шестерні
,
Умова збірки: - умова дотримується
Умова сусідства: : ,

1.57 > 0,62 - умова дотримується.
Ширина зубчатого вінця:
;

3.5 Розрахунок півосей

Розрахунок івосей на міцність:
Розрахунок напівосей проводитися на статичну міцність і утомленість.
Напіврозвантажену вісь розраховують по 3 режимам навантажень:
   1) Режим максимальної дотичної сили.



Для цього режиму визначають сумарні напруги

     (3.35)

Малюнок 3.4. Схема навантаження напіврозвантаженої осі.

,
 де  - вага провідного моста;
   - момент опору перетину напівосі при вигині.
.
2) Режим максимального вертикального навантаження.

,  (3.36)

де - коеф. динамічності ( =1,75)
Для цього режиму визначають напругу вигину:

.  (3.37)

3) Режим максимальної бічної сили.
Вертикальне навантаження рахують окремо для зовнішнього і внутрішнього, щодо напряму занесення, коліс.

,   (3.38)

де  - коефіцієнт зчеплення коліс з дорогою в поперечному напрямку.
  , - висота центру мас і колія коліс;
,
,
,
,
.

Розрахунок півосей на утомленість.
Визначимо число циклів зміни напруги кручення за 1 км пробігу:
,
де - число циклів напруги кручення за 1 оберт ведучого колеса(0,8..1);
  - радіус колеса, м.

3.6 Розрахунок балки заднього моста

Розміри балок заднього моста визначаються розрахунком при приведеним вище для напіврозвантажених напівосей трьом режимам навантаження:
1) Режим максимальної дотичної сили на колесі:

,  (3.39)

,
,
де l - відстань від центральної площини колеса до місця кріплення ресори.

Розрахуемо реактивний крутящий момент створюваний силою тяги:
;
Сумарний момент в небезпечному перетині

;  (3.40)

Результуюча напруга
,
де W - момент опору трубчастого перетину.
D, d - зовнішній і внутрішній діаметр балки в небезпечному перетині;
;
При прямокутному перетині балки, напруги вигину у вертикальній і горизонтальній площинах складаються:
,
,
;
2) Режим максимальної бічної сили (занесення);

,   (3.41)

,   (3.42)

,     (3.43)

;    (3.44)

Максимальні згинаючі моменти у вертикальній площині будуть в перетинах 1-1 і П-П;
,
,
1) Режим максимального вертикального навантаження (переїзд через перешкоду):
Максимальне значення вертикального навантаження:
;
Епюра згинаючих моментів відповідає першому режиму навантаження, і напругу вигину визначають по формулі:
.

3.7 Вибір підшипників коліс ведучого моста з напіврозвантаженими
  півосями









Малюнок 3.5. Схема для розрахунку навантажень на підшипники маточини
колеса з напіврозвантаженими півосями.

Підбір підшипників коліс полягає у визначенні їх довговічності по ГОСТ 18855-82. Для цього необхідно розрахувати діючі на них навантаження. Навантаження визначаються на двох режимах руху: по прямій і по криволінійній траєкторії радіусом 50м. із швидкістю 40км/ч або радіусом 12м. і швидкістю 20 км/ч . При розрахунку середніх навантажень приймають, що автомобіль рухається по прямій 90% шляху і 5% по криволінійній траєкторії.
Рух по прямій:
;
Рух по криволінійній траєкторії:

По знайдених навантаженнях, виберемо радіальні однорядні шарикопідшипники типу 0000 з середньої серії. 310: d=50мм, D=110мм, B=27мм, Со=36300Н.
Необхідну довговічність підшипників встановлюють, виходячи з середньої швидкості руху автомобіля і пробігу автомобіля до капітального ремонту. Еквівалентне статичне навантаження приймається:
,
де - Со - статична вантажопідйомність підшипника.

конструкторська частина повна дипломного проекту, все є (креслення, записка, додатки)