Проектування та модернізація карданної передачі автомобіля третього класу

ID: 222544
Дата закачки: 07 Декабря 2021
Продавец: Рики-Тики-Та (Напишите, если есть вопросы)
    Посмотреть другие работы этого продавца

Тип работы: Диплом и связанное с ним
Форматы файлов: КОМПАС, Microsoft Word

Описание:
ЗМІСТ
Вступ
1. ТЕХНІКО-ЕКОНОМІЧНЕ ОБГРУНТУВАННЯ ПРОЕКТУ.
1.1. Призначення і вимоги, що пред\'являються до карданних передач.
1.2. Огляд і аналіз існуючих конструкцій карданних передач.
1.2.1. Чотирьохкульковий карданний шарнір з ділильними канавками
(типу «Вейс»).
1.2.2. Шестикульковий карданний шарнір з ділильним канавками
(типу «Бирфильд»).
1.2.3. Універсальний шести кульковий карданний шарнір
(типу «ГНК»).
1.2.4. Шестикульковий карданний шарнір з ділильним важелем
(типу «Рцепп»).
1.2.5. Універсальний шести кульковий карданний шарнір з
ділильними канавками(типу «Лебро»).
1.2.6. Трьохколючкуватою карданний шарнір(типу «Трипод»).
1.2.7. Здвоєний карданний шарнір.
1.2.8. Кулачковий карданний шарнір.
1.2.9. Напівкарданний шарнір.
1.2.9.1. Пружний напівкарданний шарнір.
1.2.9.2. Жорсткий напівкарданний шарнір.
1.2.10. Карданні шарніри нерівних кутових швидкостей(асинхронні).
1.3. Обгрунтування і опис вибраного варіанту.
2. ТЯГОВИЙ РОЗРАХУНОК.
2.1. Початкові дані.
2.2. Визначення вагових характеристик автомобіля.
2.2.1. Визначення маси автомобіля.
2.2.2. Розподіл маси по осях.
2.3. Визначення навантаження на колеса.
2.4. Підбір шин.
2.5. Визначення ККД трансмісії.
2.6. Визначення параметрів двигуна.
2.6.1. Визначення потужності двигуна при максимальній швидкості.
2.6.2. Визначення максимальної потужності двигуна.
2.6.3. Визначення поточних значень потужності.
2.6.4. Визначення ефективного моменту двигуна, що крутить.
2.7. Визначення передатних чисел трансмісії.
2.7.1. Визначення передатних стосунків головної передачі.
2.7.2. Визначення передатних стосунків КП.
2.8. Тяговий баланс автомобіля.
2.8.1. Визначення тягових сил для кожної з передач.
2.8.1.1. Визначення тягових сил на I передачі.
2.8.1.2. Визначення тягових сил на II передачі.
2.8.1.3. Визначення тягових сил на III передачі.
2.8.1.4. Визначення тягових сил на IV передачі.
2.8.1.5. Визначення тягових сил на V передачі.
2.8.2. Визначення швидкостей автомобіля для кожної з передач.
2.8.2.1. Визначення діапазону швидкостей для I передачі.
2.8.2.2. Визначення діапазону швидкостей для II передачі.
2.8.2.3. Визначення діапазону швидкостей для III передачі.
2.8.2.4. Визначення діапазону швидкостей для IV передачі.
2.8.2.5. Визначення діапазону швидкостей для V передачі.
2.8.3. Визначення сили опору дороги.
2.8.4. Визначення сили опору повітря на різних передачах.
2.8.4.1. Визначення сили опору повітря на V передачі.
2.8.4.2. Визначення сили опору повітря на IVпередаче.
2.8.4.3. Визначення сили опору повітря на III передачі.
2.8.4.4. Визначення сили опору повітря на II передачі.
2.8.4.5. Визначення сили опору повітря на I передачі.
2.8.4.6. Визначення зчіпної сили.
2.9. Динамічна характеристика автомобіля.
2.9.1. Визначення динамічного чинника на різних передачах.
2.9.1.1. Визначення динамічного чинника на V передачі.
2.9.1.2. Визначення динамічного чинника на IV передачі.
2.9.1.3. Визначення динамічного чинника на III передачі.
2.9.1.4. Визначення динамічного чинника на II передачі.
2.9.1.5. Визначення динамічного чинника на I передачі.
2.10. Розгін автомобіля.
2.10.1. Прискорення при розгоні.
2.10.1.1.Визначення прискорення розгону на різних передачах.
2.10.2. Час і шлях розгону автомобіля.
2.10.2.1. Визначення зворотних прискорень.
2.10.2.2. Визначення часу розгону автомобіля.
2.10.2.3. Визначення шляху розгону автомобіля.
2.11. Потужностний баланс автомобіля.
2.11.1. Визначення потужностного балансу на вищій передачі.
2.11.2. Визначення потужностного балансу на різних передачах. 2.11.2.1. Визначення потужностного балансу на I передачі.
2.11.2.2. Визначення потужностного балансу на II передачі.
2.11.2.3. Визначення потужностного балансу на III передачі.
2.11.2.4. Визначення потужностного балансу на V передачі.
2.12. Розрахунок паливно-економічної характеристики автомобіля.
3. РОЗРАХУНОК КАРДАННОЇ ПЕРЕДАЧІ.
3.1. Початкові дані.
3.2. Визначення параметрів труби.
3.3. Розрахунок деталей карданної передачі.
3.3.1. Розрахунок карданного валу.
3.3.2. Розрахунок хрестовини карданного шарніра.
3.3.3. Розрахунок вилки карданного шарніра
3.3.4. Розрахунок шліцьового з\'єднання.
Висновок
Список використовуваної літератури
ДОДАТКИ

Вступ
Свою назву карданна передача бере від імені Джероламо Кардано(1501-1576), який займався питаннями передачі руху, теорією важелів. Саме він першим запропонував підвіс для збереження незмінним положення тіла при будь-яких поворотах його опори.
При експлуатації карданної передачі виявляється безліч різних несправностей, які пов\'язані з низьким ресурсом підшипникових вузлів, зносом шліцьових з\'єднань, підвищеним нагрівом шарнірів, дисбалансом карданних валів, витоком мастила. Тому сучасне вивчення і модернізація різних конструкцій карданних передач, використання нових технологій і конструкторсько-технологічних рішень, що дозволяють підвищити ресурс і надійність роботи проектованих вузлів, актуально.
Метою цього дипломного проекту є закріплення теоретичних знань загальноінженерних і спеціальних дисциплін, отримання навичок конструкторської роботи в процесі проектування карданної передачі.
В ході виконання дипломного проекту буде зроблений огляд відомих конструктивних рішень і даний аналіз перспективності їх застосування в сучасних моделях автомобілів. Вибране рішення повинне буде відрізнятися простотою конструкції, високою економічністю, технологічністю виготовлення і складання, низькою трудомісткістю ремонту і технічного обслуговування.

1. ТЕХНІКО-ЕКОНОМІЧНЕ ОБГРУНТУВАННЯ ПРОЕКТУ
1.1. Призначення і вимоги, що пред\'являються до карданних передач
  Карданні передачі застосовуються в трансмісіях автомобілів для силового зв\'язку механізмів, вали яких несоосны або розташовані під кутом, причому взаємне положення їх може мінятися в процесі руху. Карданні передачі можуть мати один або декілька карданних шарнірів, сполучених карданними валами, і проміжної опори. Карданні передачі застосовуються також для приводу допоміжних механізмів.
До карданних передач пред\'являють наступні вимоги:
- передача моменту, що крутить, без створення додаткових навантажень в
трансмісії(що вигинають, скручують, вібраційних, осьових);
- можливість передачі моменту, що крутить, із забезпеченням рівності
кутових швидкостей того, що веде і веденого валів незалежно від кута між
валами, що сполучаються;
- високий ККД, безшумність роботи;
- кути нахилу карданних валів мають бути по можливості
мінімальними, оскільки при цьому карданна передача працюватиме з
більш високим ККД(проте занадто малі кути можуть викликати ефект бринеллирования);
- жорсткість карданної передачі потрібно вибирати з обліком
динамічних характеристик усіх елементів трансмісії;
- критичні числа оборотів карданної передачі мають бути вищі
чисел оборотів максимально можливих за умовами експлуатації.
Елементами карданної передачі є карданний вал(вали) карданний шарнір), проміжна опора і пружні муфти. З цих елементів карданні шарніри, відрізняються великою різноманітністю конструкцій і найбільшою мірою впливають на характеристику карданної передачі.
Тип карданної передачі визначається, як її розташуванням відносно автомобіля, так і типом карданових і наявністю або відсутністю компенсуючого пристрою.
1.2. Огляд і аналіз існуючих конструкцій карданних передач
Закрита карданна передача(рис.1.1.) застосовується для легкових і вантажних автомобілів, в яких реактивний момент в задньому мосту сприймається трубою, карданна передача розміщується усередині труби. Іноді ця труба служить для передачі штовхаючих зусиль. Оскільки довжина карданного валу в такій конструкції не змінюється при відносних переміщеннях кузова і заднього моста, компенсуюче з\'єднання в карданній передачі такого типу відсутнє і використовується тільки один карданний шарнір. При цьому нерівномірність обертання карданного валу в деякій мірі компенсується його пружністю.

Рис.1.1. Закрита карданна передача
Відкрита карданна передача(рис.1.2.) застосовуються для автомобілів, в яких реактивний момент сприймається ресорами або реактивною тягою.
Карданна передача повинна мати не менше двох шарнірів і компенсуюче з\'єднання, оскільки відстань між шарнірами в процесі руху змінюється.

Рис.1.2. Відкрита карданна передача
На длиннобазных автомобілях часто карданна передача складається з двох валів: проміжного і головного. Це необхідно в тих випадках, коли застосування довгого валу може привести до небезпечних поперечних коливань, в результаті збігу його критичної кутової швидкості з експлуатаційною. Короткий вал має більш високу критичну швидкість.
Карданні передачі рівних кутових швидкостей(синхронні), застосовують в приводі ведучих і одночасно керованих коліс, кут нахилу веденого валу залежно від конструкції шарніра може досягати 450º. Деякі конструкції синхронних шарнірів виконуються з компенсуючим пристроєм усередині механізму, тобто універсальними. Прості шарніри відрізняються від універсальних тим, що компенсація осьового переміщення здійснюється не в них, а в шліцьовому з\'єднанні.
У основі усіх конструкцій карданних шарнірів рівних кутових швидкостей
(далі ШРУС) лежить єдиний принцип: точки контакту, через які передаються окружні сили, знаходяться у биссекторной площині валів. Конструкції таких ШРУСов різноманітні. Розглянемо найбільш вживані.
1.2.1. Чотирьохкульковий карданний шарнір з ділильними канавками(типу «Вейс»)
Зусилля в карданних шарнірах з ділильними канавками передаються через кульки 6,7(рис.1.3.), які переміщаються по криволінійних канавках 5, розташованим симетрично у вилках. Осі канавок при обертанні утворюють дві сферичні поверхні, що перетинаються одна до іншої по колу, яке і є траєкторією руху кульок. Внаслідок симетричного розташування канавок 5 в обох вилках, при зміщенні валів 1,4 на кут центри кульок завжди знаходяться у биссекторной площині. Вилки карданних валів центруються одна відносно іншої. Для цього між торцями вилок передбачена настановна кулька. Шарнір може працювати при кутах до 35 . При русі автомобіль вперед зусилля передається однією парою кульок; при русі заднім ходом - іншою парою.

Рис.1.3. Карданний шарнір(типу «Вейс») :
1,4 – вали; 2,3 - кулаки; 5 - канавки; 6,7 - кульки;
Переваги:
- мала трудомісткість виготовлення (найменша в порівнянні з
шарнірами рівних кутових швидкостей інших типів);
- простота конструкції;
- високий ККД, оскільки в нім переважає тертя кочення.
Недоліки:
- передача зусилля тільки двома кульками при теоретично точковому
контакті призводить до виникнення великої контактної напруги
  (встановлюється на машини з навантаженням на вісь не вище 25 - 30 кН);
- при роботі виникають навантаження розпорів, особливо якщо центр шарніра
не лежить на осі шквореня;
- довговічність в експлуатації зазвичай не перевищує 25 - 30 тис. км.;
- при роботі шарніра з\'являються значні осьові навантаження, а при
помилках монтажу також і сили розпорів, що досягають іноді значної величини;
- підвищений знос внаслідок високого питомого тиску.
1.2.2. Шестикульковий карданний шарнір з ділильним канавками(типу «Бирфильд»)
На кулаці 4(рис.1.4.), поверхня якого виконана по сфері радіусу R1 вифрезерувані шість канавок. Канавки кулака мають змінну глибину. Внутрішня поверхня корпусу 1 виконана по сфері радіусу R2 і також має шість канавок змінної глибини. Сепаратор 3, в якому розміщені кульки 2, має зовнішні і внутрішні поверхні, виконані по сфері радіусів відповідно R1 і R2. У положенні, коли вали соосны, кульки знаходяться в площині, що перпендикулярній осям валів, проходить через центр кульок.
При нахилі одного з валів 5 на кут ( верхня кулька виштовхується із звужуючого простору канавок управо, а нижня кулька переміщається сепаратором вліво. Центри кульок завжди знаходяться на перетині осей канавок. Це забезпечує їх розташування у биссекторной площині, що є умовою синхронного обертання валів.

Мал. 1.4. Карданний шарнір(типу «Бирфильд») :
а) конструкція, б) схеми.
1 – корпус; 2 - кульки; 3 - сепаратор; 4 - кулак; 5 - вал.
Переваги:
- мала вартість і простота виготовлення;
- відсутність ділильного важеля дозволяє цьому шарніру
працювати при вугіллі у =47 ;
- ККД при малих кутах вище 0.99;
- ресурс приблизно 150 тис. км. (за умови герметичності гумового
захисного чохла).
Недоліки:
- порівняно великі втрати пояснюються тим, що разом з тертям
кочення для нього характерне тертя ковзання
- шарнір простий, тому потрібно компенсуючий пристрій.
- ККД при у = 30 - 0,97;
1.2.3. Універсальний шести кульковий карданний шарнір(типу «ГНК»)
На внутрішній поверхні циліндричного корпусу шарніра нарізані шість подовжніх канавок еліптичного перерізу, такі ж канавки є на сферичній поверхні кулака 3(рис.1.5.) паралельно подовжній осі валу. У канавках розміщуються шість кульок 2, встановлених в сепараторі 4. Осьове переміщення відбувається по подовжніх канавках корпусу, причому переміщення карданного шарніра дорівнює робочій довжині канавок корпусу, що впливає на розміри шарніра. Шарніри цього типу можуть передавати момент, що крутить, до 50 кH м.

Рис.1.5. Карданний шарнір(типу «ГНК»). Конструкція:
1 – корпус; 2 - кульки; 3 - кулак; 4 - сепаратор.
Недоліки:
- при осьових переміщення кульки не перекриваються, а ковзають, що знижує ККД шарніра;
1.2.4. Шестикульковий карданний шарнір з ділильним важелем(типу «Рцепп»)
Має шість меридіональних канавок напівкруглої форми, центри яких співпадають з центром шарніра. Для того, щоб кульки були розташовані в одній площині, вони поміщені в сферичну чашку. Для установки кульок у биссекторной площині застосовують спеціальний ділильний важіль, якій має три сферичні поверхні(кінцеві поверхні входять в гнізда того, що веде і веденого валів передачі, а середня - в отвір сферичної чашки). При нахилі валів важіль повертає сферичну чашку, і кульки встановлюються у биссекторной площині. Шарнір з ділильним важелем може працювати при кутах до 35 . Рекомендуються для застосування на автомобілях середньої і великої вантажопідйомності.

Рис.1.6. Карданний шарнір(типу «Рцепп») :
а) конструкція; б, в) схеми.
1, 5 – вали; 2 - ділильний важіль; 3 - сферична чашка;
4 – сферичний кулак; 6 - сепаратор; 7 - чашка напрямної;
8 – пружина.
Переваги:
  - оскільки зусилля в цьому шарнірі передаються шістьма кульками, він
   забезпечує передачу великого що крутить моменту при малих
   розмірах;
- навантаження розпорів відсутні в шарнірі, якщо центр останнього
співпадає з віссю шквореня;
  - шарнір має велику надійність;
  - високий ККД;
  - довговічність шарніра з ділильним важелем вища, ніж
   шарніра з ділильним канавками;
  - навіть при зносі ділильний важіль забезпечує досить точну кінематику кардана.
Недоліки:
  - технологічно складений у виготовленні;
- усі деталі його піддаються токарній і фрезерній обробці з
дотриманням строгих допусків, що забезпечують передачу зусиль
усіма кульками;
  - висока вартість.
1.2.5. Універсальний шести кульковий карданний шарнір з ділильними канавками(типу «Лебро»)
Складається з циліндричного корпусу 1(рис.1.7.) на внутрішній поверхні якого під кутом(приблизно 15 - 160) до тієї, що утворює циліндра нарізані шість прямих канавок; сферичного кулака 2 так само з нарізаними на його поверхні шістьма канавками і сепаратора 3 з кульками 4, центрованими зовнішньою сферичною поверхнею по внутрішній циліндричній поверхні корпусу 1. Кульки встановлюються в перетинах канавок, чим забезпечується синхронність обертання валів, оскільки кульки, незалежно від кута між валами, завжди знаходяться у биссекторной площині.

Рис.1.7. Карданний шарнір(типу «Лебро») :
1 – циліндричний корпус; 2 - сферичний кулак; 3 - сепаратор; 4 - кульки.
Перваги:
- має менші розміри, ніж шарніри інших типів, оскільки робоча довжина канавок і хід кульок 2 рази менше ходу валу;
- сепаратор не виконує функції ділення кута між валами, він менш навантажений, тому вимоги до точності виготовлення нижче;
- шарнір має високий ККД {0,99 при у = 10 );
- наявність фланцевого роз\'єму шарніра забезпечує зручність монтажу, хоча конструкція при цьому ускладнюється.
Недоліки:
- до точності розташування канавок пред\'являються високі вимоги.

1.2.6. Трьохколючкуватою карданний шарнір(типу «Трипод»)
Такі карданні шарніри встановлюють на легкових і вантажних автомобілях малої вантажопідйомності. Конструктивно ці шарніри мають два виконання: шарніри дозволяють передавати момент при кутах у між валами до 43, але що не допускають осьових переміщень(шарніри жорсткі, рис.9), і універсальні шарніри, що допускають осьову компенсацію, але працюючі при порівняно невеликих кутах між валами(мал. 10). У жорсткому шарнірі шпильки 2, розташовані під кутом 120, закріплені в корпусі 1. Ролики 3 з кульовою поверхнею встановлені на шпильках і можуть вільно на них обертатися. Вилка 4, виконана разом з валом 5, має три пази циліндричного перерізу. Поверхня вилки сферична, що забезпечує отримання великого кута між валами.

Мал. 1.9. Трьохколючкуватою жорсткий карданний шарнір(типу «Трипод») :
1 - корпус; 2 - шпильки; 3 - ролики; 4 - вилка; 5 - вал.

Рис.1.10. Трьохколючкуватою універсальний карданний шарнір(типу «Трипод») :
1 - ролики; 2 - маточина; 3 - корпус.
Переваги:
- малі втрати при осьовому переміщенні, оскільки це забезпечується практично тільки коченням, що визначає високий ККД.
- у цьому шарнірі рівність кутових швидкостей валів досягається завдяки зміні положення центру кінця валу.
  1.2.7. Здвоєний карданний шарнір
  Вживані в приводі керованих провідних коліс ці шарніри можуть мати різні конструкції. Один з варіантів : два шарніри 1 нерівних кутових швидкостей об\'єднуються загальною вилкою 2. Рівність кутових швидкостей повинна забезпечуватися ділильним важелем. Проте така рівність можливо тільки при рівності кутів що в цій конструкції не дотримується точно, оскільки при нахилі валу плече, пов\'язане з лівим валом, залишається постійним, а плече, пов\'язане з іншим валом, збільшується. Тому в здвоєному шарнірі з ділильним важелем синхронне обертання валів, що сполучаються, може бути забезпечене тільки з деяким наближенням. Коефіцієнт нерівномірності здвоєного шарніра залежить від кута між валами і від конструктивних розмірів ділильного пристрою. Наприклад, при у = 30º коефіцієнт нерівномірності не перевищує 1%, що в 30 разів менше коефіцієнт нерівномірності шарніра нерівних кутових швидкостей при цьому ж у.

  Рис.1.11. Здвоєний карданний шарнір:
  а) конструкція; б) схема;
1 – шарніри; 2 - вилка.
1.2.8. Кулачковий карданний шарнір
Кулачкові шарніри застосовуються на автомобілях великої вантажопідйомності в приводі до провідних керованих коліс. Такий шарнір працює аналогічно здвоєному, в якому перший шарнір створює нерівномірність обертання, а другою усуває цю нерівномірність. В результаті цього приводний вал обертається рівномірно. Завдяки наявності розвинених поверхонь взаємодіючих деталей шарнір здатний передавати значний за величиною момент, що крутить, при забезпеченні утла між валами 45 - 50 .
На зарубіжних автомобілях великої вантажопідйомності широко застосовується кулачковий карданний шарнір відомий під назвою «шарнір Тракту». Він складається з чотирьох штампованих деталей: двох вилок 1 і 4 і двох фасонних кулаків 2 і 3, поверхні яких, що труться, піддаються шліфуванню.

Рис.1.12. Кулачковий карданний «шарнір Тракту» :
1,4 – вилки; 2,3 -фасонные кулаки.
Існує дисковий кулачковий карданний шарнір, який встановлюється на ряду автомобілів(KamA3- 4310, «Урал-4620». КАЗ- 4540, КрАЗ- 260 та ін.). Трудомісткість його виготовлення в порівнянні з трудомісткістю «шарніра Тракту» дещо велика. Максимальне значення кута між валами, що забезпечується цим шарніром. 45º.

Рис.1.13. Дисковий кулачковий карданний «шарнір Тракту» :
1,4 – вилки; 2,3 - кулаки; 5 - диск.
Переваги:
- простота конструкції і здатністю передавати момент, що крутить, до 30 кH۰м в результаті наявності передавальних поверхонь великої площі.

Недоліки:
- ККД цих шарнірів нижче, ніж ККД здвоєних шарнірів. Тому їх
встановлюють в картерах або забезпечують спеціальними захисними кожухами і змащують. Крім того, знос кардана супроводжується появою заметногошума;
- Значний нагрів при експлуатації.
1.2.9. Напівкарданний шарнір
1.2.9.1. Пружний напівкарданний шарнір
Пружний напівкарданний шарнір допускає передачу моменту, що крутить, від одного валу до іншого, розташованому під деяким кутом, завдяки деформації пружної ланки, що зв\'язує обидва вали. Пружна ланка може бути гумовим(рис.13), гумовотканинним або гумовим, посиленим сталевим тросом. У останньому випадку напівкарданний шарнір може передавати значний момент, що крутить, і під дещо більшим кутом, ніж в перших двох випадках.

Рис.1.14. Карданна передача з пружним напівкарданним шарніром:
1,3 – фланці; 2 - втулка; 4 - карданний вал; 5 - центруюче кільце.

Переваги:
- зниження динамічних навантажень при різких змінах частоти обертання(наприклад, при різкому включенні зчеплення);
  - відсутність необхідності обслуговування в процесі експлуатації;
- завдяки еластичності такий шарнір допускає невелике осьове переміщення карданного валу;
- простота і мала вартість конструкції, при експлуатації не вимагають мастила.
Недоліки:
  - пружний напівкарданний шарнір повинен центруватися, інакше балансування карданного валу може порушитися.
1.2.9.2. Жорсткий напівкарданний шарнір
Жорсткий напівкарданний шарнір є з\'єднанням, компенсуючим неточність монтажу. Вони допускають кут нахилу валу не більше 2 . Нині на автомобілях застосовується украй рідко.
Недоліки:
   - Швидке зношування;
   - Трудомісткість виготовлення;
   - Підвищений шум при роботі;
   - Необхідність в закритому кожусі з мастилом.
1.2.10. Карданні шарніри нерівних кутових швидкостей(асинхронні)
Розвиток конструкцій карданних шарнірів нерівних кутових швидкостей пов\'язаний з безперервним поліпшенням їх експлуатаційних властивостей : надійності, можливості передачі обертання при підвищеному вугіллі між валами, підвищення ККД.

Вимога забезпечення високого ККД карданного шарніра пов\'язано з необхідністю збільшення його зносостійкості, а отже, і довговічності. Необхідно також враховувати, що в деяких конструкціях автомобілів число карданних шарнірів в трансмісії може бути значним: так, наприклад, у ряді многоосных автомобілів більше 20, причому частина шарнірів розміщена послідовно, що помітно знижує загальний ККД трансмісії.
Вживані в сучасних автомобілях карданні шарніри нерівних кутових швидкостей на голчастих підшипниках задовольняють поставленим вимогам за умови, якщо шарнір має раціональну конструкцію, технологія виробництва строго дотримується, а голчасті підшипники надійно змащуються.
У конструкціях шарнірів, що існували раніше, передбачалося обов\'язкове періодичне заповнення порожнини хрестовини рідкою(трансмісійним) олією через масельничку, а для оберігання сальників від пробою при нагнітанні олії служив клапан. Періодичне поповнення мастильного матеріалу було потрібне, оскільки олія недостатньо надійно утримувалася сальниковими ущільненнями. Крім того, наявність клапана не дозволяла надійно змащувати усі підшипники і видаляти відпрацьований мастильний матеріал. Нині на ряду автомобілів застосовуються карданні шарніри, що не вимагають частого періодичного змазування в процесі експлуатації. У таких шарнірах застосовується пластичний мастильний матеріал: мастило № 158, ЛИТОЛ- 24 або ФИОЛ-2У, який утримується надійними сальниковими ущільнювачами. Мастильний матеріал закладається в скляночки з голчастими підшипниками при складанні шарніра(автомобілі ВАЗ) або невеликі поглиблення в торцях шпильок хрестовини. Для видалення відпрацьованого мастильного матеріалу і заповнення новим шарнір необхідно демонтувати. У цих шарнірах немає масельничок і клапанів.

У ряді сучасних карданних шарнірів, що змащуються пластичним мастильним матеріалом, зберігається масельничка або різьбовий отвір, закритий різьбовою пробкою, а клапан відсутній. Мастильний матеріал, що нагнітається, заповнює порожнину хрестовини і поступає до підшипників, а надлишки його видавлюються через гумові сальникові «проточні» ущільнення.
Ущільнення складається з радіального сальника і торцевого сальника двохкромки, що оберігає підшипник від попадання пилу і бруду.
ККД карданного шарніра залежить від кута у між валами, що сполучаються. Зі збільшенням кута у ККД різко знижується. У деяких автомобілях для зменшення цього кута двигун розташовують з нахилом 2...3 . Іноді для тієї ж мети задній міст встановлюють так, що провідний вал головної передачі отримує невеликий нахил. Проте зменшувати кут між валами до нуля неприпустимо, оскільки це може привести до швидкого виходу шарніра з ладу внаслідок бринеллирующего дії голок підшипників на поверхні, з якими вони стикаються.
Бринеллирующее дія голок збільшується при великому сумарному межигловом проміжку, коли голки підшипника перекошуються і створюють високий тиск на шпильку хрестовини. Сумарний межигловой проміжок в карданних шарнірах різних автомобілів коливається в широких межах(0,1...1,5 мм). Вважається, що сумарний межигловой проміжок має бути менше половини діаметру голки підшипника. У більшості карданних шарнірів легкових І вантажних автомобілів застосовують підшипники, діаметр голок яких 2...3 мм(допуск по діаметру не понад 5 мкм. а по довжині — не понад 0,1 мм). Голки для підшипника підбираються з однаковими розмірами по допусках. Перестановка або заміна окремих голок не допускається.
Хрестовина карданного шарніра повинна строго центруватися. Це досягається точною фіксацією скляночок / підшипників за допомогою стопорних кілець 2(рис.1.15) або кришок, які прикріпляються болтами до вилок шарніра. Наявність проміжку між торцями шпильок хрестовини і днищами скляночок неприпустимо, оскільки це призводить до змінного дисбалансу карданного валу при його обертанні. В той же час надмірне затягування скляночок може викликати задири торців шпильок і днища скляночок, а також перекіс голок.



Мал. 1.15. Фіксація скляночки карданного шарніра при допомозі
стопорного кільця.
1 – склянка підшипника; 2 - стопорне кільце.
Недоліки:
- ККД карданного шарніра залежить від кута між тими, що сполучаються
валами. Зі збільшенням кута ККД різко знижується;
  - Хрестовина карданного шарніра повинна строго центруватися;
  - При виході з ладу однієї голки голчастого підшипника необхідно
замінювати увесь підшипник.
1.3. Обгрунтування і опис вибраного варіанту.
Таким чином, проаналізувавши різні типи карданних передач і карданних шарнірів можна здійснити вибір прототипу карданної передачі, задаючись наступними вимогами:
- простота конструкції;
- висока економічність;
- технологічність виготовлення і складання;
- низька трудомісткість ремонту і технічного обслуговування.
Враховуючи умови роботи карданної передачі і її застосування на легковому автомобілі третього класу класичної компановки з довгою базою для зв\'язку коробки передач із заднім ведучим мостом, доцільно застосувати відкриту двохвальну трьохшарнірну карданну передачу з проміжною опорою, конструкція якої перешкоджатиме передачі вібрацій на кузов і допускати переміщення карданної передачі уздовж подовжньої осі автомобіля. Враховуючи умови роботи карданної передачі, малі кути установки карданних валів, виникає необхідність застосування карданних шарнірів нерівних кутових швидкостей, що мають більш високий ККД і ресурсом роботи, в порівнянні з іншими шарнірами і. Крім того, виходячи з умови економічності ці шарніри прийнятніші, оскільки застосування шарнірів рівних кутових швидкостей приведе до серйозного дорожчання конструкції. До того ж в сучасних автомобілях карданні шарніри рівних кутових швидкостей застосовуються переважно для приводу передніх керованих і одночасно провідних коліс. В якості аналога використовуватимемо карданну передачу автомобіля ГАЗ- 31105.


Рис.1.15. Деталі карданної передачі автомобіля волга газ 31105:
1 — хвостовик ковзаючої вилки; 2 — грязеотражатель ковзаючої вилки; 3 — ковзаюча вилка; 4 — вилка переднього карданного валу; 5 -передний карданний вал; 6 -грязеотражатель; 7 — проміжна опора; 8, 10 — захисні кільця; 9 — підшипник проміжної опори; 11 — шліцьова вилка; 12 — п-образная пластина; 13 — стопорна шайба; 14 — хрестовина; 15 — передня вилка заднього карданного валу; 16 — задній карданний вал; 17 — фланець провідної шестерні головної передачі; 18,19 — голчасті підшипники; 20 — стопорне кільце; 21 — болт; 22 — кільце ущільнювача.
На автомобілях волга газ 31105 встановлена двохвальна карданна передача, що складається з переднього і заднього карданних валів з проміжною опорою. Момент, що крутить, передається від вторинного валу коробки передач через шліцьове з\'єднання на передній карданний вал, потім на задній карданний вал і від нього — на провідну шестерню головної передачі газ 3115. Наявність рухливого шліцьового з\'єднання і трьох карданних шарнірів дозволяє передавати момент, що крутить, до заднього моста під кутом, що змінюється при роботі підвіски. Карданний шарнір автомобіля волга газ 31105 складається з двох вилок, які сполучені між собою хрестовиною. Одна вилка приварена до карданного валу — тонкостінної сталевої труби, а інша — пов\'язана через шліцьове або фланцеве з\'єднання з іншими елементами трансмісії автомобіля волга газ 31105. На шпильки хрестовини карданного валу надіті голчасті підшипники з манжетами ущільнювачів. Підшипники зафіксовані в проушинах вилок стопорними кільцями. Хрестовина усередині порожниста, а збоку в неї укручена прес-масельничка. Через неї(при «шприцюванні») олія поступає всередину хрестовини карданного валу автомобіля волга газ 31105 і по каналах до голчастих підшипників. Гумова манжета з пружиною утримує мастило усередині підшипника. На одному торці переднього карданного валу є шарнір з ковзаючою вилкою. Хвостовик цієї вилки вставлений в подовжувач заднього картера коробки передач, а шліци вилки знаходяться в зачепленні з вторинним валом коробки передач. При роботі задньої підвіски автомобіля волга газ 31105 відбувається подовжнє зміщення карданної передачі. Хвостовик ковзаючої вилки, рухаючись по шліцах вторинного валу коробки передач, компенсує ці переміщення. До заднього торця переднього валу приварений наконечник з шліцами. До нього через шліцьову вилку приєднаний задній карданний вал. Хвостовик шліцьової вилки болтом зафіксований від зміщення по шліцах. На задньому кінці заднього карданного валу виконаний карданний шарнір з вилкою-фланцем, яка кріпиться чотирма болтами до фланця валу провідної шестерні головної передачі. Співісна елементів з\'єднання забезпечує поясочок, виконаний на торці вилки-фланця. На задньому кінці переднього валу встановлена проміжна опора, яка є шарикопідшипником на кронштейні усередині гумового кільця. Шар гуми між кронштейном і підшипником перешкоджає передачі вібрацій на кузов автомобіля волга газ 31105 і допускає переміщення карданної передачі уздовж подовжньої осі автомобіля волга газ 31105. Кронштейн проміжної опори прикріплений до кузова машини волга газ 31105 через поперечку. Карданну передачу після складання балансують на спеціальному стенді; дисбаланс усувається пластинами балансувань, які приварюють до карданних валів. При ремонті елементів карданної передачі, а також при втраті пластинів балансувань слід провести балансування карданної передачі. Дисбаланс карданної передачі приводить до її вібрації при русі автомобіля волга газ 31105 і може викликати руйнування проміжної опори і карданних шарнірів, а також інших елементів трансмісії автомобіля волга газ 31105. Голки голчастих підшипників карданного шарніра виготовлені з високою точністю і селективно підібрані для кожного підшипника. Тому при виході з ладу одного з підшипників заміні підлягає увесь шарнір карданного валу. Обслуговування карданної передачі автомобіля волга газ 31105 полягає в перевірці кріплення проміжної опори кожні 10 тис. км і в мастилі карданних шарнірів через кожні 20 тис. км пробігу машини волга газ 31105. При «шприцюванні» карданного шарніра пружина манжети розтягується, і надлишки мастила витікають з-під ущільнення.

2. ТЯГОВИЙ РОЗРАХУНОК
2.1. Початкові дані
- Тип автомобіля - легковий;
- Клас автомобіля - 3;
- Число місць, nп = 5;
- Споряджена маса автомобіля, mo = 1280 кг;
- Маса одного пасажира, mп = 75 кг;
- Маса багажу, mб = 10 кг;
- Максимальна швидкість руху Vmax = 160 км/год або Vmax = 44,4 м/с;
- Коефіцієнт опору коченню, fk=0,012;
- Максимальний підйом, подоланний на 1-ій передачі, αmax = 0,26;
- Лобова площа = 2,12 ;
2.2. Визначення вагових характеристик автомобіля
2.2.1. Визначення маси автомобіля
,
де - полная масса автомобиля, кг;
- споряджена маса автомобіля, кг;
- маса пасажира, кг;
- маса багажу, кг;
- число пасажирів.
кг

2.2.2. Розподіл маси по осях

де m1 і m2 - маси на передній і задній осях автомобіля;
q1 і q2 - коефіцієнти розподілу мас по осях автомобіля;
q1 = 0,472
q2 = 0,528.
кг кг

2.3. Визначення навантаження на колеса
,
де - навантаження відповідно на передніх і задніх колесах, Н;
- маса відповідно на передній і задній осях автомобіля, кг;
- прискорення вільного падіння =9,812
;
;
2.4. Підбір шин
широкопрофільні шини 195/65R 15
,
де - статичний радіус, м;
- посадочний діаметр в дюймах =15";
- висота шини, м;
- коефіцієнт радіальної жорсткості =0,85.
м;

де - ширина шини =0,195 м;
;
rст = м.
2.5. Визначення ККД трансмісії
,
де оскільки передача трьохшарнірна.
.
2.6. Визначення параметрів двигуна
2.6.1. Визначення потужності двигуна при максимальній швидкості
,
де - потужність двигуна при максимальній швидкості, кВт;
- коэфф. обтічності, для легкових автомобілів ;

де - коефіцієнт аеродинамічного опору;
- щільність повітря в нормальних умовах = 1,293;
- лобова площа ;
= 2,12 ;
- ккд трансмісії =0,913;
ψv - коефіцієнт опору дороги при максимальній швидкості
ψv = = (1+5 )=0,0238,
де - коефіцієнт опору коченню;
- максимальна швидкість автомобіля ;
- повна маса автомобіля, кг;
- прискорення вільного падіння =9,812 ;

(кВт)
2.6.2. Визначення максимальної потужності двигуна
,
де - максимальна потужність двигуна, кВт;
a, b, з - коефіцієнти, залежні від типу двигуна
a = b = c = 1, оскільки двигун карбюратного типу;
- кутова швидкість при максимальній швидкості(радий/c);
- кутова швидкість при максимальній потужності(радий/c).
, , (КВт).
2.6.3. Визначення поточних значень потужності
,
де - поточне значення ефективної потужності двигуна, кВт;
- поточне значення кутової швидкості колінчастого валу(радий/c)
змінюється від до ;
- мінімальне значення кутової швидкості колінчастого валу
(радий/c).
83,787 (радий/c),
де - мінімальне значення кутової швидкості колінчастого валу
(радий/c);
- мінімальне значення оборотів колінчастого валу
   про/мін;
(радий/c),
де - кутова швидкість колінчастого валу при радий/з;
- кількість оборотів колінчастого валу при
про/мін;
(радий/с)
де - кутова швидкість колінчастого валу при радий/з;
- кількість оборотів колінчастого валу при ,
про/хв.
2.6.4. Визначення ефективного моменту двигуна, що крутить

де - ефективний момент двигуна, що крутить ;
13,374
.
Зведемо результати, необхідні для визначення моменту, що крутить
у таблиці. 2.1:
Таблиця 2.1

,
про/мін ,

, кВт Ме
Hм
800 83,787 0,154 0,024 0,004 13,374 159,623
1000 104,733 0,192 0,037 0,007 17,064 162,927
2000 209,467 0,385 0,148 0,057 36,587 174,667
3000 314,159 0,577 0,333 0,192 55,177 175,633
4000 418,933 0,769 0,592 0,455 64,657 166,271
5000 523,666 0,962 0,925 0,889 76,610 146,487
5200 544,543 1 1 1 76,864 141,153
5370 562,345 1,033 1,066 1,1 76,753 136,488
5540 580,147 1,065 1,135 1,209 76,191 131,331
5720 599,074 1,1 1,210 1,330 75,327 125,755

(Нм), при .
2.7. Визначення передатних чисел трансмісії
2.7.1. Визначення передатного відношення головної передачі
, ,
де - передатне відношення головної передачі;
- радіус кочення колеса м;
- передатне відношення коробки вище, передача на
якою досягається максимальна швидкість. Т.к.
встановлена 5-и ступінчаста КП, то
Підставляючи дані отримаємо:
.
Приймемо передатне число ГП автомобіля-аналога 3,9.

2.7.2. Визначення передатних стосунків КП

Максимальна тягова сила на I передачі має бути більший
максимальної сили по дорожньому опору і менше за граничну
сили по зчепленню.
,
де - максимальний момент двигуна, що крутить ;
- коефіцієнт дорожнього зчеплення
kz - коефіцієнт навантаження на провідні колеса

Виходячи з нерівності, приймемо

Знайдемо передатні стосунки 2,3 і 4 передач:
, ,
, , ,
, .
Візьмемо передатні числа східців автомобіля-аналога :

2.8. Тяговий баланс автомобіля
2.8.1. Визначення тягових сил для кожної з передач
,
де - ККД трансмісії =0,913;
- ефективний момент двигуна, що крутить ;
- передатне відношення головної передачі;
- передатне відношення i- того ступеня коробки передач;
- радіус кочення колеса, м.
2.8.1.1. Визначення тягових сил на I передачі
.
         Таблиця 2.2

, Н

Ме, Hм
1 7220,964 3,786 3,9 0,913 0,298 159,623
2 7370,329     162,927
3 7901,411     174,667
4 7945,110     175,633
5 7521,601     166,271
6 6626,632     146,487
7 6385,338     141,153
8 6174,308     136,488
9 5941,020     131,331
10 5688,778     125,755

2.8.1.2. Визначення тягових сил на II передачі
.
       Таблиця 2.3

Ме, Hм
1 4173,184 2,188 3,9 0,913 0,298 159,623
2 4259,563     162,927
3 4566,494     174,667
4 4591,749     175,633
5 4346,989     166,271
6 3829,756     146,487
7 3690,304     141,153
8 3568,342     136,488
9 3433,518     131,331
10 3287,739     125,755

2.8.1.3. Визначення тягових сил на III передачі
.
         Таблиця 2.4

Ме, Hм
1 2487,086 1,304 3,9 0,913 0,298 159,623
2 2538,566     162,927
3 2721,487     174,667
4 2736,538     175,633
5 2590,668     166,271
6 2282,414     146,487
7 2199,305     141,153
8 2126,620     136,488
9 2046,268     131,331
10 1959,389     125,755

2.8.1.4. Визначення тягових сил на IV передачі
.


Таблиця 2.5

Ме, Hм
1 1907,281 1,0 3,9 0,913 0,298 159,623
2 1946,759     162,927
3 2087,037     174,667
4 2098,579     175,633
5 1986,716     166,271
6 1750,323     146,487
7 1686,589     141,153
8 1630,849     136,488
9 1569,229     131,331
10 1502,604     125,755

2.8.1.5. Визначення тягових сил на V передачі
.
         Таблиця 2.6

Ме, Hм
1 1514,343 0,794 3,9 0,913 0,298 159,623
2 1545,688     162,927
3 1657,066     174,667
4 1666,230     175,633
5 1577,413     166,271
6      146,487
7      141,153
8      136,488
9      131,331
10      125,755

2.8.2. Визначення швидкостей автомобіля для кожної з передач
,
де - радіус кочення колеса, м;
- поточне значення кутової швидкості колінчастого валу(радий/c);
- передатне відношення i- того ступеня коробки передач;
- передатне відношення головної передачі;
2.8.2.1. Визначення діапазону швидкостей для
I передачі
.
      Таблиця 2.7

, радий/з
1 1,676 3,786 3,9 0,298 83,787
2 2,095    104,733
3 4,189    209,467
4 6,283    314,159
5 8,379    418,933
6 10,473    523,666
7 10,891    544,543
8 11,247    562,345
9 11,603    580,147
10 11,980    599,074

2.8.2.2. Визначення діапазону швидкостей для
II передачі
.
     Таблиця 2.8

, радий/з
1 2,933 2,188 3,9 0,298 83,787
2 3,666    104,733
3 7,331    209,467
4 10,996    314,159
5 14,663    418,933
6 18,328    523,666
7 19,059    544,543
8 19,682    562,345
9 20,305    580,147
10 20,965    599,074

2.8.2.3. Визначення діапазону швидкостей для
III передачі
.
     Таблиця 2.9

, радий/з
1 4,943 1,304 3,9 0,298 83,787
2 6,179    104,733
3 12,359    209,467
4 18,535    314,159
5 24,717    418,933
6 30,896    523,666
7 32,128    544,543
8 33,178    562,345
9 34,229    580,147
10 35,341    599,074

2.8.2.4. Визначення діапазону швидкостей для
IV передачі
.
       Таблиця 2.10

, радий/з
1 6,368 1,0 3,9 0,298 83,787
2 7,960    104,733
3 15,919    209,467
4 23,876    314,159
5 31,839    418,933
6 39,799    523,666
7 41,385    544,543
8 42,738    562,345
9 44,091    580,147
10 45,524    599,074
2.8.2.5. Визначення діапазону швидкостей для
V передачі

     Таблиця 2.11

, радий/з
1 8,043 0.794 3,9 0,298 83,787
2 10,054    104,733
3 20,109    209,467
4 30,159    314,159
5 40,218    418,933
6 50,272    523,666
7 52,276    544,543
8 53,985    562,345
9 55,694    580,147
10 57,504    599,074

2.8.3. Визначення сили опору дороги
,
де - сила опору підйому, Н;
- сила опору коченню, Н;

= , = ,
де - зчіпна вага автомобіля;
= крутизна підйому(град);
, ,
= ,

2.8.4. Визначення сили опору повітря на різних
передачах
=
2.8.4.1. Визначення сили опору повітря на V
передачі
      Таблиця 2.12

,
, м/с

1 37,71418 0.275 2,12 8,043
2 58,93134   10,054
3 235,7488   20,109
4 530,2766   30,159
5 942,9952   40,218
6 1473,401   50,272
7 1593,211   52,276
8 1699,084   53,985
9 1808,362   55,694
10 1927,812   57,504

2.8.4.2. Визначення сили опору повітря на IV
передачі
      Таблиця 2.13

,
, м/с

1 23,642 0.275 2,12 6,368
2 36,93981   7,960
3 147,7407   15,919
4 332,3469   23,876
5 590,9999   31,839
6 923,4489   39,799
7 998,5147   41,385
8 1064,871   42,738
9 1133,361   44,091
10 1208,229   45,524

2.8.4.3. Визначення сили опору повітря на III
передачі

      Таблиця 2.14

,
, м/с

1 14,24458 0.275 2,12 4,943
2 22,25896   6,179
3 89,05027   12,359
4 200,2874   18,535
5 356,1722   24,717
6 556,5101   30,896
7 601,7775   32,128
8 641,7546   33,178
9 683,057   34,229
10 728,159   35,341

2.8.4.4. Визначення сили опору повітря
на II передачі
Таблиця 2.15

,
, м/с

1 5,015251 0.275 2,12 2,933
2 7,835261   3,666
3 31,3325   7,331
4 70,49171   10,996
5 125,3471   14,663
6 195,8388   18,328
7 211,7721   19,059
8 225,8432   19,682
9 240,3668   20,305
10 256,2467   20,965

2.8.4.5. Визначення сили опору повітря
   на I передачі
      Таблиця 2.16

,
, м/с

1 1,637633 0.275 2,12 1,676
2 2,558802   2,095
3 10,23032   4,189
4 23,01456   6,283
5 40,93105   8,379
6 63,94561   10,473
7 69,15189   10,891
8 73,74659   11,247
9 78,48906   11,603
10 83,67239   11,980

2.8.4.6. Визначення зчіпної сили
.
.

2.9. Динамічна характеристика автомобіля
2.9.1. Визначення динамічного чинника на
різних передачах
,
де - сила тяги, Н;
- сила опору повітря, Н;
2.9.1.1. Визначення динамічного чинника
   на V передачe
      Таблиця 2.17

, радий/з Ме, Hм

1 0,0882 1514,34 37,714 16729,46 83,787 159,623 8,043
2 0,0888 1545,68 58,931  104,733 162,927 10,054
3 0,0849 1657,06 235,748  209,467 174,667 20,109
4 0,0679 1666,23 530,276  314,159 175,633 30,159
5 0,0379 1577,41 942,995  418,933 166,271 40,218
6  1389,72 1473,40  523,666 146,487 50,272
7  1339,11 1593,21  544,543 141,153 52,276
8  1294,86 1699,08  562,345 136,488 53,985
9  1245,93 1808,36  580,147 131,331 55,694
10  1193,03 1927,81  599,074 125,755 57,504

2.9.1.2. Визначення динамічного чинника
  на IV передачe
         Таблиця 2.18

, радий/з Ме, Hм

1 0,1125 1907,28 23,642 16729,46 83,787 159,623 6,368
2 0,1141 1946,75 36,939  104,733 162,927 7,960
3 0,1159 2087,03 147,740  209,467 174,667 15,919
4 0,1055 2098,57 332,346  314,159 175,633 23,876
5 0,0834 1986,71 590,999  418,933 166,271 31,839
6 0,0494 1750,32 923,448  523,666 146,487 39,799
7 0,0411 1686,58 998,514  544,543 141,153 41,385
8 0,0338 1630,84 1064,87  562,345 136,488 42,738
9 0,02605 1569,22 1133,36  580,147 131,331 44,091
10 0,01759 1502,60 1208,22  599,074 125,755 45,524

2.9.1.3. Визначення динамічного чинника
   на III передачe
         Таблиця 2.19

, радий/з Ме, Hм

1 0,1478 2487,08 14,24 16729,46 83,787 159,623 4,943
2 0,1504 2538,56 22,25  104,733 162,927 6,179
3 0,1573 2721,48 89,05  209,467 174,667 12,359
4 0,1516 2736,53 200,28  314,159 175,633 18,535
5 0,1335 2590,66 356,17  418,933 166,271 24,717
6 0,1031 2282,41 556,51  523,666 146,487 30,896
7 0,0954 2199,30 601,77  544,543 141,153 32,128
8 0,0887 2126,62 641,75  562,345 136,488 33,178
9 0,0814 2046,26 683,05  580,147 131,331 34,229
10 0,0735 1959,38 728,15  599,074 125,755 35,341

2.9.1.4. Визначення динамічного чинника
   на II передачe
         Таблиця 2.20

, радий/з Ме, Hм

1 0,2491 4173,18 5,01525 16729,46 83,787 159,623 2,933
2 0,2541 4259,56 7,83526  104,733 162,927 3,666
3 0,2710 4566,49 31,3325  209,467 174,667 7,331
4 0,2702 4591,74 70,4917  314,159 175,633 10,996
5 0,2523 4346,98 125,347  418,933 166,271 14,663
6 0,2172 3829,75 195,838  523,666 146,487 18,328
7 0,2079 3690,30 211,772  544,543 141,153 19,059
8 0,1997 3568,34 225,843  562,345 136,488 19,682
9 0,1908 3433,51 240,366  580,147 131,331 20,305
10 0,1812 3287,73 256,246  599,074 125,755 20,965

2.9.1.5. Визначення динамічного чинника
на I передачe

         Таблиця 2.21

, радий/з Ме, Hм

1 0,4315 7220,96 1,63763 16729,46 83,787 159,623 1,676
2 0,4404 7370,32 2,55880  104,733 162,927 2,095
3 0,4716 7901,41 10,2303  209,467 174,667 4,189
4 0,4735 7945,11 23,0145  314,159 175,633 6,283
5 0,4471 7521,60 40,9310  418,933 166,271 8,379
6 0,3922 6626,63 63,9456  523,666 146,487 10,473
7 0,3775 6385,33 69,1518  544,543 141,153 10,891
8 0,3646 6174,30 73,7465  562,345 136,488 11,247
9 0,3504 5941,02 78,4890  580,147 131,331 11,603
10 0,3396 5688,77 6,984  599,074 125,755 11,980

2.9.1.6. Визначення динамічного чинника
по зчепленню
,
де - вертикальна реакція на провідних колесах;
    - коефіцієнт дорожнього зчеплення ;
    m2 - маса, що доводиться на задню вісь автомобіля;
2.10. Розгін автомобіля
2.10.1. Прискорення при розгоні
Прискорення під час розгону автомобіля по горизонтальній дорозі з твердим покриттям хорошої якості при максимальному використанні потужності двигуна і відсутності буксування провідних коліс. Прискорення знаходять по формулі :
,
= ,
де - коефіцієнт обліку мас автомобіля, що обертаються.
= fk (1+5 ),
де коефіцієнт обліку мас коліс, що обертаються
коефіцієнт обліку мас двигуна, що обертаються.
Результати розрахунків занесемо в таблицю і представимо у вигляді графіку.

2.10.1.1. Визначення прискорення розгону на
різних передачах
       Таблиця 2.22

J
D U

I 2,672
2,729
2,928
2,939
2,769
2,418
2,324
2,242
2,151
2,081
0,431
0,440
0,471
0,473
0,447
0,392
0,377
0,364
0,350
0,339

3,786 1.54
II 1,927
1,967
2,103
2,093
1,943
1,651
1,575
1,507
1,433
1,354
0,249
0,254
0,271
0,270
0,252
0,217
0,207
0,199
0,190
0,181

2,188 1.207
III 1,221
1,243
1,300
1,238
1,061
0,769
0,695
0,631
0,562
0,487

0,147
0,150
0,157
0,151
0,133
0,103
0,095
0,088
0,081
0,073

1,304 1.09
IV 0,915
0,92
0,934
0,822
0,596
0,254
0,172
0,099
0,02181

0,112
0,114
0,111
0,106
0,089
0,049
0,041129
0,033831
0,026054
0,017
1,0 1.075
V 0,701
0,704
ъ0, 651
0,466
0,149

0,088
0,088
0,084
0,067
0,037

0.794 1.062

2.10.2. Час і шлях розгону автомобіля
Час і шлях розгону автомобіля визначимо графоаналітичним способом. З цією метою криву зворотних прискорень розбиваємо на рівні інтервали, і вважаємо, що в кожному інтервалі автомобіль разоняется з постійним прискоренням J = const, якому відповідають значення = const. Ці величини можна визначити по формулі:
,
де k - порядковий номер інтервалу, k=1;
n -число інтервалів, n=8.10.

де - час розгону від швидкості до швидкості ;
- час розгону до швидкості ;
- час розгону до швидкості; - мінімально стійка швидкість автомобіля;
Оскільки при швидкостях, близьких до максимальної, прискорення автомобіля прагне до нуля, то для розрахунку зворотних прискорень обмежуються швидкістю .
Шлях розгону автомобіля визначимо по формулі:
, ,
де k- порядковий номер інтервалу.
Результати розрахунків занесемо в таблицю і представимо у вигляді графіку.
2.10.2.1. Визначення зворотних прискорень
    Таблиця 2.23

J

N
I 2,672
2,729
2,928
2,939
2,769
2,418
2,324
2,242
2,151
2,081
0,370
0,353
0,340
0,350
0,387
0,421
0,438
0,455
0,472

1
   2
   3
   4
   5
   6
   7
   8
   9
  10
II 1,927
1,967
2,103
2,093
1,943
1,651
1,575
1,507
1,433
1,354
0,513
0,491
0,476
0,496
0,559
0,620
0,649
0,680
0,717

1
   2
   3
   4
   5
   6
   7
   8
   9
  10
III 1,221
1,243
1,300
1,238
1,061
0,769
0,695
0,631
0,562
0,487
0,811
0,786
0,788
0,874
1,121
1,368
1,51
1,681
1,917

1
   2
   3
   4
   5
   6
   7
   8
   9
  10
IV 0,915
0,92
0,934
0,829
0,596
0,254
0,172
0,099
0,021

1,084
1,073
1,142
1,445
2,800
4,867
7,944
27,956

1
   2
   3
   4
   5
   6
   7
   8
   9
  10
V 0,701
0,704
0,651
0,466
0,149

1,422
1,476
1,840
4,409

1
   2
   3
   4
   5
   6
   7
   8
   9
  10

Графік зворотних прискорень використовуваний для визначення залежності часу розгону від швидкості руху автомобіля.
2.10.2.2. Визначення часу розгону автомобіля
         Таблиця 2.24

, с
,
, м/с
, м/с
, с

1 3,47 0,395 8,797 1,676 3,47 Від 0,37
До 0,42
2 4,37 0,557 7,855 10,473 7,85 Від 0,49
До 0,62
3 16,31 1,182 13,8 18,328 24,16 Від 0,87
До 1,49
4 30,15 3,935 7,662 32,128 54,31 Від 3,00
До 4,87

39,79

2.10.2.3. Визначення шляху розгону автомобіля
        Таблиця 2.25

, м
, м/с
, м/с
, м

1 21,108 Від 1,676
До 10,473 6,075 21,12
2 84,057 Від 10,473
До 18,328 14,400 62,95
3 495,566 Від 18,328
До 32,128 25,228 411,51
4 1579,729 Від 32,128
До 39,79 35,959 1084,16

2.11. Потужностний баланс автомобіля
Запишемо рівняння потужностного балансу :
,
де - потужність, що підводиться до провідних коліс.
- потужність, що втрачається в агрегатах трансмісії.
- потужність, що витрачається на подолання сил опору
дороги.
- потужність, що витрачається на подолання сил опору
повітря.
- потужність, що витрачається на подолання сили інерції
автомобіля.
2.11.1. Визначення потужностного балансу на
   вищій передачі
Для вибраних раніше інтервалів по кутовій швидкості колінчастого валу двигуна і швидкості автомобіля розрахуємо потужностний баланс.
Результати розрахунків занесемо в таблицю і представимо у вигляді графіку.

   , , , , =0,0238,
   .


Таблиця 2.26

1 12210,46 13,374
17,064
36,587
55,177
64,657
76,610
76,864
76,753
76,191
75,327
2535,48
3169,36
6338,32
9506,49
12677,0
15846,4
16477,8
17016,6
17555,3
18125,8
0,913 6,368
7,960
15,919
23,876
31,839
39,799
41,385
42,738
44,091
45,524
150,552
294,040
2351,88
7935,11
18816,8
36752,3
41323,5
45510,4
49971,0
55003,4

2 15579,43
3 33403,93
4 50376,6
5 59031,84
6 69944,93
7 70176,83
8 70075,49
9 69562,38
10 68773,55

2.11.2. Визначення потужностного балансу автомобіля на різних передачах
2.11.2.1. Визначення потужностного балансу автомобіля першій передачі
         Таблиця 2.27

1 12210,46 13,374
17,064
36,587
55,177
64,657
76,610
76,864
76,753
76,191
75,327
667,3178
834,1473
1667,896
2501,646
3336,191
4169,94
4336,371
4478,117
4619,862
4769,969
0,913 1,676
2,095
4,189
6,283
8,379
10,473
10,891
11,247
11,603
11,980
2,744673
5,36069
42,85481
144,6005
342,9613
669,7024
753,1332
829,4279
910,7086
1002,395

2 15579,43
3 33403,93
4 50376,6
5 59031,84
6 69944,93
7 70176,83
8 70075,49
9 69562,38
10 68773,55

2.11.2.2. Визначення потужностного балансу автомобіля на другій передачі
Таблиця 2.27

1 12210,46 13,374
17,064
36,587
55,177
64,657
76,610
76,864
76,753
76,191
75,327
1167,806
1459,658
2918,918
4378,178
5838,235
7297,495
7588,55
7836,605
8084,659
8347,445
0,913 2,933
3,666
7,331
10,996
14,663
18,328
19,059
19,682
20,305
20,965
14,70973
28,72407
229,6986
775,1268
1837,965
3589,334
4036,164
4445,046
4880,648
5372,212

2 15579,43
3 33403,93
4 50376,6
5 59031,84
6 69944,93
7 70176,83
8 70075,49
9 69562,38
10 68773,55

2.11.2.3. Визначення потужностного балансу автомобіля на
третій передачі
Таблиця 2.27

1 12210,46 13,374
17,064
36,587
55,177
64,657
76,610
76,864
76,753
76,191
75,327
1968,11
2460,237
4920,872
7379,914
9841,345
12301,58
12792,12
13210,19
13628,65
14071,41

0,913 4,943
6,179
12,359
18,535
24,717
30,896
32,128
33,178
34,229
35,341
70,41096
137,5381
1100,572
3712,327
8803,508
17193,94
19333,91
21292,13
23380,36
25733,87

2 15579,43
3 33403,93
4 50376,6
5 59031,84
6 69944,93
7 70176,83
8 70075,49
9 69562,38
10 68773,55



2.11.2.4. Визначення потужностного балансу автомобіля на п\'ятій передачі
         Таблиця 2.28

, (кВт)

1 12210,46 13,374
17,064
36,587
55,177
64,657
76,610
76,864
76,753
76,191
75,327
3202,409
4003,111
8006,62
12008,14
16013,24
20016,35
20814,26
21494,72
22175,18
22895,85
0,913 8,043
10,054
20,109
30,159
40,218
50,272
52,276
53,985
55,694
57,504
303,3351
592,4957
4740,673
15992,61
37925,38
74070,82
83286,7
91725,05
100714,9
110856,9

2 15579,43
3 33403,93
4 50376,6
5 59031,84
6 69944,93
7 70176,83
8 70075,49
9 69562,38
10 68773,55

2.12. Розрахунок паливно-економічної характеристики автомобіля
Для отримання паливно-економічної характеристики розрахуємо витрату палива при русі автомобіля на вищій передачі по горизонтальній дорозі із заданими постійними швидкостями від мінімально стійкої до максимальної.
Досконалість конструкції автомобіля оцінюють по витраті палива, віднесеній до довжини пройденого шляху.
Шляхова витрата в літрах на 100 км шляху виражається через питому ефективну витрату палива по формулі:

,
де - мінімальна питома ефективна витрата палива(г/кВт*ч);
- щільність палива;
- коефіцієнти, що враховують відповідно зміни
величини ( ефективна витрата палива), залежно від і І(міра використання потужності двигуна) двигуна.
І = =290(г/кВт ч), = 0,72(кг/л), =0,913, =
ψv = = fk (1+5 )=0,0238,, ,
Результаты расчетов занесем в таблицу и представим в виде графика.
          Таблиця 2.28

1 7,744113 6,368 0,219979 1,135 1,2 398,161 23,642
2 7,792771 7,960 0,222306 1,11 1,197 398,161 36,93981
3 8,695741 15,919 0,260155 1,01 1,17 398,161 147,7407
4 10,081 23,876 0,346224 0,975 1,05 398,161 332,3469
5 12,2237 31,839 0,533507 0,965 0,95 398,161 590,9999
6 14,9914 39,799 0,752002 0,99 0,85 398,161 923,4489
7 17,11372 41,385 0,823654 1,01 0,90 398,161 998,5147
8 18,5066 42,738 0,892281 1,02 0,92 398,161 1064,871
9 21,14841 44,091 0,970731 1,04 0,985 398,161 1133,361
10 21,606 44,4 0,988 1,041 0,995 398,161 1149,303

3. РОЗРАХУНОК КАРДАННОЇ ПЕРЕДАЧІ
3.1. Початкові дані
- Максимальний момент двигуна (Нм)
- Передатне число нижчої передачі
- Попередній вибір типоразмера шарніра зробимо, орієнтуючись на вже наявні конструкції. В даному випадку приймемо шарнір нерівних кутових швидкостей автомобіля ГАЗ- 31105. Типоразмер шарніра - III.
         Таблиця 2.28
Параметри шарніра
Висота хрестовини(H)
Діаметр шпильки хрестовини(d)
,
,
,
,
Підшипник Число голок Діаметр голки
Довжина голки

визначається на кресленні

704702К2

3.2. Визначення параметрів труби
Відповідно до ГОСТ 5005-82 вибираємо розміри зовнішнього і внутрішнього діаметрів переднього(що сполучає коробку передач з проміжною опорою) і заднього(що сполучає проміжну опору із заднім мостом) карданних валів відповідно до передаваного моменту, що крутить :
Внутрішній діаметр: ;
Зовнішній діаметр: 1_0D653CD0 ;Товщина стінки кард анного вала: ;
Довжина проміжного карданного валу : ;
Довжина заднього карданного валу : ;
Визначимо максимальну частоту обертання карданного валу по формулі:
,
де - максимальна швидкість автомобіля в [км/год];
- передатне число від карданного валу до провідних коліс;
- радіус кочення провідного колеса.
Визначимо розрахунковий момент, що крутить, на карданному валу на нижчій
передачі:

Визначимо допустиму довжину карданного валу :
(см)
Визначимо критичну частоту обертання карданного валу :
26983,81 (про/мін)
Перевіримо на правильність вибору довжини і діаметрів карданного валу :
, ,
Отримане вираження свідчить про те, що підібрані довжина і діаметри карданного валу вірні.
3.3. Розрахунок деталей карданної передачі
3.3.1. Розрахунок карданного валу
При роботі на карданний вал діє напруга кручення, які
визначаються по формулі:

Жорсткість валу визначається по куту закручування :

, де - полярний момент інерції перерізу труби;

- модуль пружності при крученні
Жорсткість валу розраховують:

Жорсткість валу задовольняє умові, отже вал є досить жорстким.

3.3.2. Розрахунок хрестовини карданного шарніра

Шпильки хрестовини карданного шарніра розраховуються на вигин, зріз і зім\'яло.
Розрахуємо умовно зосереджену нормальну силу(переріз I - I, рис.3.1) по формулі :
.
Кут, утворений валами карданної передачі при максимальній швидкості автомобіля :

Відстань від осі обертання до середини голчастого підшипника :

- робоча довжина голки;
- довжина голки;
- діаметр голки;
Визначимо напругу вигину шпильки в перерізі I - I по формулі:

,
,

, де = - плече сили (визначається виходячи з того, що сила прикладена в середині голчастого ролика карданного підшипника);
,
де - момент опору вигину;
- діаметр шпильки хрестовини, що відповідає для III типоразмера шарніра;
Напруга зрізу шпильки в перерізі I - I визначимо по формулі:
,
,

Умова на зріз виконується.
Визначимо контактну напругу в шпильці по формулі:

;

, де
- робоча довжина голки; = - модуль пружності першого роду;
Контактна напруга в шпильці не перевищує допустимих величин.
3.3.3. Розрахунок вилки карданного шарніра
У вилці шарніра виникає напруга вигину і кручення. Під дією сили прикладеною на плечі напруга вигину :
,
де =36,34 - плече сили .
,
Розміри небезпечного перерізу Б-Б :

Момент опору вигину :

Тоді:

Т.о. умова на вигин виконана.

Напруга кручення в небезпечному перерізі Б-Б(мал., ), що виникає під дією сили прикладеною на плечі визначимо по формулі:
,
де = 26,25(мм) - плече сили .
=160 (МПа)
- момент опору крученню.

Т.о. умова на кручення виконана
3.3.4. Розрахунок шліцьового з\'єднання

Шліцьові зубчасті з\'єднання розрізняються по передаваному навантаженню, мірі рухливості деталей, що сполучаються, формі зуба і іншим геометричним параметрам. Шліцьове з\'єднання по виду діючих силових чинників, що розраховується, відноситься до групи «М» - з\'єднання, передавальні момент, що тільки крутить. Для оцінки міцності і зносостійкості шліцьового з\'єднання виконують два види розрахунків робочих поверхонь : на те, що зім\'яло і знос. Для нерухомих з\'єднань групи «М» розрахунок на знос не обов\'язковий.
Зробимо розрахунок за визначенням напруги в небезпечному перерізі шліцьового наконечника і шліців на те, що зім\'яло від розрахункового моменту, що крутить .
Середній діаметр шліцьового з\'єднання, мм :
(мм)
Робоча висота шліців, мм :
(мм),
де - зовнішній діаметр шліцьового наконечника;
- внутрішній діаметр шліцьової втулки;
z - кількість шліців;
=100 (мм) - робоча довжина шліців.
Визначимо сумарний статистичний момент площі робочих поверхонь з\'єднання відносно валу :
,
де - питомий сумарний статичний момент площі робочих поверхонь з\'єднання .
Визначимо середній тиск того, що зім\'яло, МПа:

Визначимо допустимі значення тисків того, що зім\'яло :
,
де межа плинності шліцьового наконечника для Сталі 40ХН після загартування, МПа;
n - коефіцієнт запасу міцності для загартованих з\'єднань;
- коефіцієнт динамічності навантаження.
,
де - загальний коефіцієнт концентрації навантаження;
- коефіцієнт розподілу навантаження між зубами;
- коефіцієнт концентрації навантаження від закручування валу;
- коефіцієнт, що враховує концентрацію навантаження у зв\'язку з погрішностями виготовлення.
Знайдене значення напруги того, що зім\'яло задовольняє умові:

39,58<228.8 (МПа)

Висновок
У дипломній роботі була спроектована карданна передача автомобіля третього класу. Ця конструкція є аналогом найбільш поширеного виду карданної передачі відкритого типу. Спроектований вузол задовольняє поставленим вимогам і зможе передавати максимальний момент, що крутить, визначений в тяговому розрахунку. Отримана в результаті розрахунків невисока напруга кручення і вигину елементів карданної передачі свідчить про її надійність в експлуатації.
Модернізація проектованого вузла полягає в застосуванні карданних шарнірів, що не вимагають частого періодичного змазування в процесі експлуатації. Використовуваний пластичний мастильний матеріал закладається в склянки з голчастими підшипниками при складанні шарніра і надійно утримується сальниковими ущільненнями. Це дозволить уникнути складної конструкції проточного мастила з масельничками і клапанами, що помітно скоротить обслуговування карданної передачі при однаковому ресурсі роботи голчастих підшипників.
Простота конструкції, економічність виготовлення і надійність в експлуатації дозволяє їй отримати широке поширення у вітчизняному автомобілебудуванні.

Список використовуваної літератури
1. Проектирование трансмиссии автомобиля: Справочник/под ред. А.И. Гришкевича. - М. Машиностроение , 1984.
2. Конструювання і розрахунок автомобіля/П.П. Лукін [та ін.]. - М: Машинобудування, 1984.
3. Березовський, Ю.Н. Деталі машин : Підручник для машинобудівних технікумів/Ю.Н. Березовський, Д.В. Чернилевский, М.С. Петров. - M.: Машинобудування, 1983.
4. Осепчугов В.В., Фрумкин А.К. Автомобіль: Аналіз конструкцій, елементи
розрахунку: Підручник для студентів внз за фахом «Автомобілі і автомобільне госпо

Комментарии: Дипломна робота захищалась в ВУЗі на відмінно, креслення, записка, додатки є.

Размер файла: 1,8 Мбайт
Фаил: