Анализ конструкции и методика расчета автомобиля ВАЗ-2105

Здесь ui — передаточное число включенной передачи; rωi — радиус делительной окружности зубчатого колеса ведомого

При вычислении сил, действующих на зубья дополнительной коробки (мультипликатор или демультипликатор), следует учитывать передаточные числа этих коробок.

Зубчатые колеса. Зубчатые зацепления характеризуют следующие основные соотношения: прямозубое mn = dw/z

, косозубое ms=dwcosβ/z; cos β = mn / m5, где mn — нормальный модуль, мм; ms—торцовый модуль, мм; dw — диаметр делительной окружности колеса; z — число зубьев.

Ширина зубчатого колеса зависит от передаваемого момента и от расстояния между осями валов. Приближенно ширина зубчатого колеса может быть определена по формуле:

b = (5 .8) mn.

При применении зубчатых колес большой ширины повышаются требования к жесткости валов. При недостаточной жесткости валов изгиб последних вызывает концентрацию напряжений на краях зубьев.

Расстояние между осями валов коробки передач

А0 = mn (z1 + z2)/(2cosβ),

где z1 + z2 — сумма чисел зубьев пары, находящейся в зацеплении.

Это расстояние связано с передаваемым крутящим моментом следующей зависимостью:

,

где а=14,5 .16 для легковых автомобилей и а=17,0 .21,5 для грузовых автомобилей. В автомобильных коробках передач, как правило, применяются колеса с корригированными зубьями, что позволяет увеличить прочность зуба. Угол профиля зуба обычно αω = 20°. Нормальный модуль тп выбирают из гостированного размерного ряда; его значение зависит от передаваемого крутящего момента.

Мкmах, Н∙м . . 100 .200 201 .400

mn, мм . . . 2,25 .2,5 2,6 .3,75

Мкmах, Н∙м . . 401 .600 601 .800 800 .1000

mn, мм . . . 3,76 .4,25 4,26 .4,5 4,6 .6

Во многих коробках передач нормальный модуль зубчатых колес не одинаков на всех передачах; на низших передачах нормальный модуль имеет более высокое значение.

Угол наклона зубьев β = 25 .40° для легковых автомобилей и β = 20 .25° для грузовых автомобилей.

Рисунок 9. Схема сил, действующих на зубчатые колеса промежуточного вала коробки передач

Исходя из равенства осевых сил,

Рх1 = Рх2; Рх1 = P1tgβ1; Рх2 = P2tgβ2;

Рх1 = Мкmaxuп.з / rω1; Рх2 = Мкmaxuп.з / rω2.

где uп.з — передаточное число пары постоянного зацепления; rω1 и rω2 — радиусы делительных окружностей колес промежуточного вала.

Из равенства осевых сил находим

tgβ1 / tgβ2 = rω1 / rω2.

Если модули обоих зубчатых колес одинаковы, то

tgβ1 / tgβ2 = z1 / z2.

Полностью уравновесить осевые силы удается практически не всегда, так как угол наклона зубьев зависит от нормального модуля и расстояния между осями валов. В этом случае подшипники должны быть рассчитаны на восприятие неуравновешенной осевой силы.

На прочность зубчатые передачи рассчитывают в соответствии с ГОСТ 21354—87.

Материалом зубчатых колес служат легированные стали:

- цементуемые — 12ХН3А, 20ХН3А, 18ХГТ, 30ХГТ, 20ХГР и др. (глубина цементуемого слоя 0,8 .1,5 мм);

- цианируемые — 35Х, 40Х, 40ХА и др. (глубина цианируемого слоя 0,2 .0,4 мм);

- закаливаемые ТВЧ — 45, 55П.

Твердость поверхности зуба 57 .64 HRCэ, сердцевины 30 .46 HRCэ. Для этих материалов допускаемое напряжение изгиба σFP = 700 .800 МПа; допускаемое контактное напряжение σHP = 1000 .1200.

Валы.Валы коробок передач воспринимают скручивающие и изгибающие нагрузки. Кроме того, они должны быть достаточно жесткими, чтобы их прогиб не вызывал перекоса зубчатых колес, находящихся в зацеплении. Последовательность определения напряжений в валах: в трехвальных коробках передач — ведомый, промежуточный вал, ведущий вал; в двухвальных коробках передач расчет можно начинать с любого из валов. Пользуясь схемой, определяют силы, действующие на зубчатые колеса на всех передачах, по формулам, приведенным выше. Затем для каждой передачи находят реакции в опорах. После этого строят эпюры моментов и определяют наибольший изгибающий и крутящий моменты.

Результирующее напряжение

,

где dв.o — диаметр вала в опасном сечении.

Шлицованный вал рассчитывают по внутреннему диаметру.

Жесткость валов определяется по их прогибу. Силы Pхl и PRl дают прогиб fв валов в плоскости, в которой лежат оси валов, сила Р1 дает прогиб в перпендикулярной плоскости. Прогиб вала в каждой плоскости должен лежать в пределах 0,05 .0,1 мм. Полный прогиб

, fп ≤0,2 мм.

Валы должны обладать достаточной жесткостью, поэтому напряжения в них невысокие (200 .400 МПа).

Шлицы валов проверяют на смятие [τсм]=200 МПа.

Для изготовления валов применяют обычно те же материалы, что и для зубчатых колес.

Долговечность подшипников.Критерием оценки эксплуатационных свойств подшипников является базовая долговечность, соответствующая 90 %-ной надежности.

Для определения долговечности подшипника необходимо иметь следующие данные: радиальные и осевые силы, действующие на подшипник на каждой передаче; ресурс коробки передач до капитального ремонта (в километрах пробега автомобиля или часах); среднюю техническую скорость движения; распределение пробега на передачах.

Однако при расчете подшипника на долговечность в этих формулах вместо максимального значения крутящего момента двигателя Мкmах следует принимать расчетную величину крутящего момента аМктах (где а — коэффициент использования крутящего момента). Этот коэффициент зависит от отношения мощности двигателя к весу автомобиля и может быть определен по эмпирической формуле:

а = 0,96 — 0,136 ∙ 10-2 + 0,41 ∙ 10-6 N2уд,

где Nуд — удельная мощность, Вт/Н.

Базовая долговечность подшипника определяется в соответствии с ГОСТ 18865—82 по ресурсу (в млн. оборотов)

L10 = (C/P)n

где С — динамическая грузоподъемность подшипника (определяют по каталогу);

Р — эквивалентная динамическая нагрузка; р — показатель степени (шариковые подшипники — р = 3, роликовые — р = 3,33).

Эквивалентная динамическая нагрузка на подшипник определяется для условий работы на каждой передаче:

радиальные Pr = (XVFr+YFa)KбKt

радиально-упорные, Pa = (XFr+YFa)KбKt

где Fr, Fa — соответственно радиальная и осевая нагрузки; X, Y — коэффициенты радиальной и осевой нагрузок (по каталогу); V — коэффициент вращения (при вращении внутреннего кольца V = l, при вращении наружного кольца V = l,2); Kб — коэффициент безопасности (для коробок передач Kб = 1); Kt — температурный коэффициент Kt = 1,10 при 150 °С). Следует иметь в виду, что коэффициенты X и Y различны в зависимости от типа подшипника и соотношения осевой и радиальной нагрузок.

Для вычисления эквивалентной динамической нагрузки на подшипник коробки передач необходимо вначале определить долю работы подшипника на каждой передаче, учитывая нагрузку и соответствующее число оборотов за время работы на данной передаче. Суммируя по всем передачам, можно вычислить эквивалентную динамическую нагрузку по формуле:

 Скачать реферат