Грузовой автомобиль 5 класса. 
Проектирование карданной передачи привода ведущих колёс

Министерство образования и науки Украины Харьковский национальный автомобильно-дорожный университет Автомобильный факультет Кафедра ‹‹Автомобилей››

Пояснительная записка К курсовому проекту по дисциплине

«Автомобили»

На тему: «Грузовой автомобиль 5 класса. Проектирование карданной передачи привода ведущих колёс»

Студента 4-го курса группы А-41

Специальности: ‹‹Автомобили и автомобильное хозяйство››

Колесник Р.А.

Руководитель: профессор Рыжих Л.А.

г. Харьков 2013 год

Целью курсового проектирования является освоение мною приемов инженерного конструкторского творчества, развитие умения применять знания на практике и, следовательно, более глубоко усвоить курс «Конструирование и расчет автомобиля».

В ходе выполнения курсового проекта, я, на основе анализа существующих отечественных и зарубежных аналогов разрабатываю и обосновываю компоновочную схему и основные параметры автомобиля и проектируемого узла.

В связи с тем, что узлы и детали автомобиля работают в условиях постоянно изменяющихся по величине и направлению динамических нагрузок, иногда значительно превосходящих статические, а необходимость достижения малого собственного веса автомобиля требует малых запасов прочности, методы расчета и расчетные нормативы автомобильных агрегатов существенно отличаются от аналогичных методов и нормативов общего машиностроения. Поэтому, при работе над курсовым проектом, я использую специальную техническую литературу, позволяющую получить представление об особенностях расчета автомобильных конструкций.

1. Анализ ближайших аналогов и обоснование параметров проектируемого автомобиля

1.1 Анализ конструкций автомобилей — аналогов

Для выполнения заданий, полученных в ходе постановки задач на курсовое проектирование, я, на основании исходных данных (см. материал задания), определяю необходимые параметры ближайших автомобилей — аналогов, из анализа литературы [1−4].

Основные параметры ближайших автомобилей-аналогов и данные прототипа, я представляю в виде сводной таблицы 1.1.

Таблица 1.1 — Ближайшие автомобили — аналоги, прототип и их параметры

Таким образом, в результате научно-технического анализа литературы [1−4], я определил необходимые параметры ближайших автомобилей-аналогов, и занес необходимые данные для проектируемого автомобиля в таблицу 1.1.

1.2 Обоснование параметров автомобиля — прототипа

Полную массу проектируемого автотранспортного средства, рассчитываю по следующей формуле:

(1.1)

где m0 =1090, кг — снаряженная масса автомобиля, (с заправочным и смазочными жидкостями, а также со снаряжением, но без водителя, пассажиров и груза), определяем из анализа ближайших аналогов;

кг — масса водителя или пассажира;

— число мест для сидения пассажиров;

кг — масса перевозимого багажа.

Тогда, подставив исходные данные в формулу (1.1), получаю:

ma =1090+75*(4+1)+50=2325 кг.

По данным анализа ближайших аналогов определяю следующие параметры проектируемого АТС:

база автомобиля L=2,855 м;

габаритная высота H=1,365 м;

колея передних колёс B=1,600 м.

На их основе, определяю площадь лобовой поверхности автомобиля:

. (1.2)

где — коэффициент заполнения лобовой площади АТС,.

Тогда, подставив исходные данные в формулу (1.2), получаю:

F = 1,2*1,6*1,365 = 2,6208 м².

Распределение полной массы легковых автомобилей по мостам зависит от схемы автомобиля. При классической компоновке, массу, приходящуюся на задний мост, принимаю по формуле (1.3):

mB=ma*(0,54)=2325 *0,54=1256 кг.

Шины, используемые на проектируемом АТС, принимаю как у второго автомобиля-аналога — 275/40 R19, соответственно и статический радиус колеса, будет точно таким же:

м. (1.4)

Коэффициент реальной деформации шины, для стандартных и широкопрофильных шин легковых автомобилей ,.

Значение коэффициента сопротивления воздуха, Н? с2/м4 и коэффициента полезного действия, (КПД) трансмиссии, для проектируемого АТС принимаю по справочнику [2]:

;

.

Таким образом, я обосновал параметры проектируемого автомобиля, и получил данные для проведения дальнейших расчетов.

2. ТЯГОВЫЙ РАСЧЕТ АВТОМОБИЛЯ

В этом разделе, я определяю максимальную мощность двигателя проектируемого автомобиля, передаточные числа трансмиссии, которые обеспечивают заданные показатели тягово-скоростных свойств.

Тяговый расчет АТС выполняю в соответствии с исходными данными, указанными в задании к курсовому проекту, а также выбранными на основе анализа автомобилей-аналогов.

2.1 Определение максимальной мощности и построение внешней скоростной характеристики двигателя

Потребную мощность двигателя для развития максимальной скорости АТС, определяю по следующей формуле:

(2.1)

где, м/с2 — величина ускорения свободного падения.

Тогда, подставив исходные данные в формулу (2.1), получаю:

кВт Максимальную мощность двигателя, определяю по величине :

Ne max=(1,1…1,2)*Nv=1,1*349,75=368,88 кВт. (2.2)

Для бензинового двигателя принимаю:

nmax = nN = nV = n0 = 8340 об/мин, где, об/мин — максимальная частота вращения коленчатого вала двигателя;

об/мин — частота вращения коленчатого вала двигателя при теоритически максимальной мощности;

об/мин — частота вращения в режиме максимальной скорости движения автомобиля;

об/мин — максимальная частота вращения коленчатого вала двигателя.

Для построения внешне скоростной характеристики поршневого двигателя внутреннего сгорания использую эмпирическую формулу, позволяющую по известным координатам одной точки скоростной характеристики и частоты вращения коленчатого вала двигателя при максимальной мощности, воспроизвести всю кривую мощности:

(2.3)

где, кВт — текущее значение мощности двигателя, соответствующее частоте вращения вала двигателя, об/мин;

и — эмпирические коэффициенты, характеризующие тип двигателя внутреннего сгорания. Их значения для дизельных двигателей:, .

Для текущего выбора значения диапазон частоты вращения коленчатого вала двигателя от минимально устойчивых оборотов до разбиваю на произвольное число участков (рекомендуется 6.8), с постоянным интервалом, кратным 50 или 100 для упрощения расчетов.

Постоянный интервал рассчитываю по формуле:

(2.4)

где, об/мин — минимально устойчивые обороты:

nmin=(0,16…0,18)*nN = 500 (2.5)

Тогда, подставив полученное значение в формулу (2.4), получаю:

об/мин Определив для принятых значений, можно теперь найти соответствующие значения крутящего момента двигателя, по формуле:

. (2.6)

Тогда, подставив частоту вращения коленчатого вала, в формулу (2.3), получаю:

кВт.

Подставив частоту вращения коленчатого вала, об/мин и, кВт, получаю:

Нм.

Формулы (2.3) и (2.6) вношу в программу Excel, где значения и расчитываю для остальных частот вращения коленчатого вала.

Таблица 2.1 — Результаты расчетов, для построения внешней скоростной характеристики

Рисунок 2.1 — Внешняя скоростная характеристика двигателя

Таким образом, я рассчитал необходимую мощность, которая будет обеспечивать движение автомобиля при заданных (см. материал задания) дорожных условиях и построил внешнюю скоростную характеристику двигателя проектируемого автомобиля.

2.2 Определение передаточных чисел трансмиссии

Рассчитываю передаточное число главной передачи:

(2.7)

где, м — радиус качения колеса, приблизительно равен статическому радиусу;

— передаточное число коробки передач на высшей передаче.

Тогда, подставив данные в формулу (2.7), получаю:

.

Передаточное число первой ступени коробки передач, ищу из условия преодоления проектируемым автомобилем максимального суммарного дорожного сопротивления,, данного в задании на курсовой проект, и принимаю динамический радиус колеса, равным статическому .

(2.8)

где, Нм — максимальный крутящий момент, значение которого берется из внешней скоростной характеристики двигателя.

Далее определяю передаточное число первой передачи из условия обеспечения устойчивости минимальной скорости движения АТС в диапазоне скоростей 5…10 км/ч, которые беру из справочной литературы [2], при устойчивой частоте вращения коленчатого вала двигателя по формуле:

. (2.9)

Из двух полученных значений выбираю большее по указанию в справочной литературе.

.

Далее определяю передаточные числа остальных передач по формуле:

(2.10)

где — число передач в коробке, а — порядковый номер передачи.

Подставив числовые значения, получаю такие значения передаточных чисел:

;

;

;

.

Цель раздела достигнута, пользуясь литературой [2], я определил передаточные числа коробки передач и передаточное число главной передачи. Преступаю к построению динамической характеристики.

2.3 Построение динамической характеристики

При расчёте динамической характеристики проектируемого АТС для каждой i-ой передачи и текущих значений частоты вращения коленчатого вала двигателя определяю:

— скорость автомобиля —, км/час:

; (2.11)

— силу тяги на колёсах —, Н:

; (2.12)

— силу сопротивления воздуха —, Н:

; (2.13)

— динамический фактор — :

. (2.14)

Подставляя в формулы (2.11−2.14) значения передаточного числа для первой передачи, Uk1=11,2, и минимальных оборотов, n=500, об/мин, получаю:

км/час;

Н;

Н;

.

Для остальных частот вращения коленчатого вала и передаточных чисел использую идентичные формулы (2.11−2.14), которые занесены в программу Excel, и выполняю соответствующие расчеты.

Таблица 2.2 — Результаты расчетов динамическй характеристики проектируемого АТС

Рисунок 2.2 — Динамическая характеристика автомобиля

Таким образом, я рассчитал для каждой i-ой передачи и текущих значений частоты вращения коленчатого вала двигателя: скорость автомобиля; силу тяги на колесах; силу сопротивления воздуха и динамический фактор. Также, в этом разделе, я построил динамическую характеристику автомобиля.

2.4 Описание кинематической схемы трансмиссии

На основании изученной литературы [1−4], описание конструкции трансмиссии подразумевает:

1. Сцепление автомобиля однодисковое, сухое, установлено в литом картере. Кожух сцепления прикреплен к маховику шестью винтами. Состоит из нажимного диска, кожуха с нажимными пружинами и ведомого диска с фрикционными накладками и демпфером. Крутящий момент от кожуха сцепления на нажимной диск осуществляется пружинными пластинами, одним концом прикрепленные к кожуху, а другим — к нажимному диску.

1.1. Основными элементами механизма выключения сцепления являются рычаги, соединенные пальцами с нажимным диском и опорными рычагами. Рычаги установлены на пальцах на игольчатых подшипниках и закреплены на кожухе регулировочными гайками со сферической опорной поверхностью.

1.2. Муфта выключения сцепления установлена на крышке первичного вала коробки передач и имеет упорный шариковый подшипник. Муфта под действием оттяжной пружины постоянно прижата к вилке выключения сцепления. Вилка своими лапками опирается на плечики муфты.

2. Коробка передач механическая, пяти ступенчатая, имеет три вала: первичный, вторичный и промежуточный. Все механизмы находятся в чугунном картере, являющимся и масляной ванной. Передним фланцем коробка передач крепится к картеру сцепления.

2.1. Первичный вал установлен на шарикоподшипниках, один из которых установлен в гнезде коленчатого вала, а второй — в стенке картера коробки передач. Вторичный вал также имеет две опоры. Передний конец, опирается на роликоцилиндрический подшипник, установлен в выточке первичного вала, а задний — на шариковый, в стенке картера коробки. Промежуточный вал лежит на двух подшипниках: роликовом спереди и шариковом сзади.

2.3. Для включения 2, 3, 4, 5 передач на ведомом валу установлены синхронизаторы. Первая и задняя передачи синхронизатора не имеют. Шестерни постоянного зацепления ведомого вала имеют конусы для синхронизаторов. Шестерни 1 — й передачи и передачи заднего хода установлены на ведомом валу на шлицах.

2.4. Для включения заднего хода на отдельной оси установлен блок

шестерен. Он вращается в роликоцилиндрических подшипниках, между которыми установлена распорная втулка.

3. Крутящий момент от коробки передач к заднему мосту передается карданной передачей, включающей в себя два трубчатых вала, соединенных между собой карданом. Передний карданный вал соединен с ведомым валом коробки передач через эластичную муфту и фланец, перемещающийся вдоль карданного вала на шлицах. Промежуточная опора поддерживает среднюю часть карданной передачи и поглощает ее вибрацию. Задний карданный вал, оканчивающийся приваренными к нему карданными вилками, соединен через кардан и фланец с задним мостом. Карданы позволяют передавать крутящий момент к заднему мосту, несмотря на его колебания из-за неровности дороги.

4. Задний мост имеет одинарную гипоидную главную передачу, состоящую из ведущей шестерни, изготовленной заодно с ведущим валом. Вал вращается в двух роликовых конических подшипниках. Передний конец вала имеет шлицы для установки фланца, к которому присоединяется карданная передача. Ведущая шестерня находится в постоянном зацеплении с ведомой, которая болтами крепится к корпусу дифференциала и вместе с ним вращается в двух конических роликовых подшипниках и одном цилиндрическом, расположенном перегородке картера главной передачи.

5. Коробка дифференциала установлена на двух конических роликовых подшипниках, регулируемых с помощью специального кольца. Между торцами полуосевых шестерен и коробкой дифференциала устанавливают опорные шайбы,.

Крутящий момент от двигателя передается на коробку передач, затем через карданную передачу, к главной передаче заднего моста. Главная передача увеличивает крутящий момент и затем передает его через полуоси к колесам.

3. Определение нагрузочных режимов для расчета деталей трансмиссии и ходовой части на прочность и долговечность

3.1 Определение нагрузочных режимов трансмиссии при расчёте на прочность

При движении автомобиля источниками нагружения трансмиссии являются с одной стороны двигатель, а с другой — дорожные условия движения. Нагрузочные режимы выбираю при отсутствии буксования, определяя сначала момент по двигателю, а потом по сцеплению колеса с дорогой и выбираю меньший,.

Выполняю первый расчётный режим по максимальному моменту двигателя .

Момент на ведущем валу КПП :

Нм. (3.1)

Момент на карданном валу, определяю по формуле:

Нм, (3.2)

где — коэффициент полезного действия КПП.

Момент на коробке дифференциала заднего моста:

Нм, (3.3)

где — коэффициент полезного действия главной пары.

Момент на полуоси определяется:

Нм, (3.4)

где — коэффициент блокировки дифференциала.

Второй расчётный режим по максимальному сцеплению ведущих колёс с дорогой.

Максимально возможную реакцию на задних ведущих колесах при разгоне определяю по формуле:

(3.5)

где м и м — расстояние от проекции центра тяжести на опорную поверхность, до осей автомобиля;

м — высота центра тяжести над опорной поверхностью;

— максимальное ускорение автомобиля при разгоне, определяемое из тягового расчёта и равное:

м/с2. (3,6)

Подставив полученное значение в формулу (3.4), получаю:

Н.

Расчётный момент, реализуемый по сцеплению колёс с дорогой, определяется:

(3.7)

где — коэффициент сцепления колёс с дорогой.

Тогда имею следующие результаты:

Нм.

Таким образом, я определил нагрузочные режимы трансмиссии при расчете на прочность. Из двух определенных моментов для дальнейших расчетов принимаю меньший, т. е. Н*м.

3.2 Определение нагрузочных режимов трансмиссии при расчёте на долговечность

При расчёте нагрузочных режимов на долговечность принимаю не максимальные, а средние наиболее вероятные нагрузки [6], поэтому условлюсь, что существует до коробки передач: — средний момент двигателя и момент после — средний трансмиссионный момент.

Определяю коэффициент динамичности автомобиля:

. (3.8)

При таком значении средний расчётный момент двигателя и средний трансмиссионный момент определяю по формулам:

Нм; (3.9)

. (3.10)

Эмпирический коэффициент — -, определяется из соотношения:

. (3.11)

Тогда:

Нм.

Среднее передаточное число коробки передач:

. (3.12)

Определяю момент на ведомом валу коробки передач:

Нм. (3.13)

Определяю момент на коробке дифференциала:

Нм. (3.14)

Момент на полуосях определяю по формуле:

Нм. (3.15)

В этом разделе, я определил нагрузочные режимы трансмиссии при расчете на долговечность. Приступаю к следующим расчетам.

3.3 Определение нагрузочных режимов ходовой части при расчёте на прочность

Основной задачей является определение вертикальной, касательной и боковой реакции. Для определения максимальной вертикальной реакции принимаю, что касательная и боковая реакции равны нулю.

(3.16)

где — нормальная нагрузка, действующая на ходовую часть при равномерном движении автомобиля по микро профилю.

Определяю номинальную нагрузку, действующую на переднюю ось автомобиля:

Н. (3.17)

Определяю номинальную нагрузку, действующую на заднюю ось автомобиля:

Н. (3.18)

Тогда максимальная динамическая нагрузка на переднюю ось:

Н. (3.19)

Максимальная динамическая нагрузка на заднюю ось равна:

Н. (3.20)

Определяю максимальную касательную реакцию, условно считая, что боковая реакция равна нулю. Она возникает в двух случаях: при экстренном торможении и при интенсивном трогании с места.

Режим экстренного торможения:

Рисунок 3.1 — Схема для определения максимальной касательной реакции при экстренном торможении автомобиля Из уравнения моментов относительно точек В и, А получаю вертикальные реакции на переднюю и заднюю ось:

; (3.21)

Н.

; (3.22)

Н.

Касательные реакции на передней и задней осях определяю по формулам:

Н; (3.23)

мН. (3.24)

Режим интенсивного разгона:

Рисунок 3.2 — Схема для определения максимальной касательной реакции при интенсивном трогании с места Определяю вертикальную реакцию на передней оси:

Н. (3.25)

Реакцию на задней оси определяю из уравнения равновесия:

Н. (3.26)

Определяю касательную реакцию на задней оси:

Н. (3.27)

Режим бокового заноса:

Рисунок 3.3 — Схема для определения боковой реакции при боковом заносе

Из уравнения моментов, относительно точек и, получаю боковые реакции на левой и правой стороне автомобиля:

— коэффициент сцепления колеса с дорогой в боковом направлении.

; (3.28)

Н.

; (3.29)

Н.

Определяю вертикальные реакции на колесах:

Н; (3.30)

Н; (3.31)

Н; (3.32)

Н. (3.33)

Определяю боковые реакции на колёсах:

Н; (3.34)

Н; (3.35)

Н; (3.36)

Н. (3.37)

Таким образом, я определил нагрузочные режимы при расчете ходовой части на прочности. Определил вертикальную, касательную и боковую реакции.

3.4 Определение нагрузочных режимов ходовой части при расчете на долговечность

Определяю срок службы автомобиля в часах, исходя из того, что нормальная нагрузка, действующая на ходовую часть при равномерном движении автомобиля по микро профилю, при, по формуле:

(3.38)

где км — пробег автомобиля;

км/ч — средняя скорость автомобиля.

Получаю:

часов.

Число циклов нагружения колеса определяю по формуле:

млн. циклов. (3.39)

Число циклов нагружения полуосей и дифференциала равно числу циклов нагружения колеса.

Определяю число циклов нагружения:

млн. циклов. (3.40)

млн. циклов. (3.41)

млн. циклов. (3.42)

млн. циклов. (3.43)

млн. циклов. (3.44)

В разделе 3, я определил нагрузочные режимы для расчета деталей трансмиссии и ходовой части на прочность и долговечность, определил срок службы автомобиля в часах, число циклов нагружения деталей трансмиссии и ходовой части. После этого, я приступаю к функциональному расчету узла и расчету на прочность и долговечность.

карданный трансмиссия деталь автомобиль

4. Функциональный расчет узла. Расчет на прочность и долговечность

4.1. Определение основных параметров карданной передачи

Основные параметры карданной передачи определяют ее конструкцию, габаритные размеры и массу. К ним относится типоразмер шарнира и габариты вилок.

Основные параметры определяю в зависимости от максимальной величины крутящего момента на ведущем валу карданной передачи. Расчет начинать с определения размера между торцами крестовины, [7]:

(4.1)

где — величина максимально возможного статического крутящего момента, Нм.

В качестве расчетного крутящего момента принимаю максимальный момент двигателя на низшей передаче:

Нм, (4.2)

где — максимальное передаточное отношение от двигателя до карданной передачи.

Величина ограничивается условиями сцепления ведущих колес с дорогой:

Нм, (4.3)

где — вертикальная нагрузка на ведущую ось, Н;

— коэффициент перераспределения вертикальных реакций;

— динамический радиус колеса, м;

— коэффициент сцепления;

— передаточное отношение между карданным валом и ведущими колесами.

Подставив полученное значение в формулу (4.1), получаю:

мм.

Величину округляю до ближайшего стандартного значения (мм), определяющего типоразмер шарнира (VIII) c основными параметрами:

— диаметр шипа Д = 45 мм;

— размер между опорными поверхностями вилок Н2 = 173 мм;

— расстояние от оси крестовины до плоскости фланца В = 85 мм;

— диаметр отверстия под подшипник Д1 = 62 мм;

— подшипник: число игл z — 50, диаметр иглы du = 3,0 мм, длина иглы

l = 24 мм.

Угол ?, образованный валами карданной передачи при номинальной загрузке автомобиля, не должен быть меньше 0,5о для легковых автомобилей и 1о для грузовых. С другой стороны, он ограничивается с целью недопущения значительных инерционных нагрузок условием:

град, (4.4)

где? — угловая скорость карданного вала при максимальной скорости автомобиля, рад/с.

При максимальном ходе подвески угол между валами не должен превышать значения

град. (4.5)

Экстремальные значения угол? между валами карданной передачи может приобретать в крайних положениях хода подвески: при сбитом ограничителе хода сжатия и при вывешенных колесах. Определение этих значений связано со значением данных кинематики подвески, общей компоновки трансмиссии, автомобиля и выходит за рамки курсового проекта. Поэтому при расчетах следует использовать предельные значения углов? и ?'.

Таким образом, я определил основные параметры карданной передачи: ее конструкцию, габаритные размеры и массу. А также, типоразмер шарнира и габариты вилок.

4.2 Расчет элементов карданной передачи на прочность

4.2.1 Расчет карданного вала

Расчет карданного вала заключается в вычислении размеров его поперечных сечений, определяемых критическим числом оборотов и величиной передаваемого крутящего момента при выбранной по аналогу длине.

Нахожу максимальную частоту вращения карданного вала:

мин-1, (4.6)

где — заданная максимальная скорость движения АТС, км/ч;

— передаточное число от рассчитываемого карданного вала к ведущим колесам;

— радиус качения ведущего колеса, м.

По расчетному моменту выбираю размеры наружного D и внутреннего d диаметров карданного вала: D = 89 мм, d = 82 мм.

Определяю критическую частоту вращения карданного вала:

мин-1, (4.7)

где см — длина карданного вала.

Длина вала и его поперечное сечение считаются выбранными правильно, если:

мин-1, (4.8)

где k = 1,2…2,0 — коэффициент запаса по критической частоте вращения карданного вала,. Принимаю k =2.

Рассчитываю предельные нагрузочные режимы для работы карданных валов без разрушений. Валы карданных передач при работе испытывают напряжения кручения ?1, изгиба? u, напряжения кручения ?3, вызванные неравномерностью вращения. Напряжениями растяжения — сжатия пренебрегаю.

Напряжения кручения:

(4.9)

где — момент сопротивления трубы на кручение:

мм3. (4.10)

Подставив полученное значение в формулу (4.9), получаю:

МПа.

Напряжения изгиба:

(4.11)

где — момент сопротивления на изгиб:

мм3. (4.12)

Подставив полученное значение в формулу (4.11), получаю:

МПа.

Приведенные напряжения от кручения и изгиба определяю по формуле:

МПа. (4.13)

При допущении, что неравномерность вращения вала полностью поглощается его упругой деформацией при скручивании, определяю возникающее при этом напряжения:

(4.14)

где — угол закручивания вала:

(4.15)

— модуль упругости при кручении для сталей, МПа;

— полярный момент инерции сечения трубы:

м4 (4.16)

Подставив полученное значение в формулу (4.15), получаю:

град.

Подставив полученное значение в формулу (4.14), получаю:

МПа.

Суммарные касательные напряжения определяются в виде:

МПа. (4.17)

При этом должны выполняться условия:

Прочности? 100…300 МПа;

Жесткости град/м.

Полученные мною в результате расчетов значения, соответствуют условиям прочности и жесткости. Преступаю к расчету крестовины карданного шарнира.

4.2.2 Расчет крестовины карданного шарнира Расчет крестовины карданного шарнира выполняю после уточнения ее конструкции, определяемой способом герметизации игольчатых подшипников. Размеры сальников определяются размерами манжет по ГОСТ 8752–70. Размеры сальников определяются конструктивно.

При расчете крестовины карданного шарнира вычисляю следующие параметры:

— Условно сосредоточенная нормальная сила, действующая в середине иглы:

(4.18)

где? — 4,21?, угол установки карданного шарнира;

r — расстояние от оси вращения до середины игольчатого подшипника:

м. (4.19)

Подставив полученное значение в формулу (4.18), получаю:

Н.

— Напряжение изгиба шипа в сечении I — I

(4.20)

где, а = 35 мм — плечо силы Рш (определяю исходя из того, что сила приложена в середине иглы карданного подшипника);

— момент сопротивления изгибу, мм3:

мм3, (4.21)

где d = 45 мм — диаметр шипа крестовины;

d0 = 12 мм — диаметр отверстия для смазывания.

Подставив полученное значение в формулу (4.20), получаю:

МПа.

Оценку напряженного состояния шипа при изгибе произвожу, сопоставляя значение? из со средним статистическим уровнем напряжения изгиба в выполненных конструкциях:

?из? [?из] = 200…300 МПа.

— Напряжение среза шипа в сечении I — I

МПа. (4.22)

Напряжение среза шипа не должны превышать 60…100 МПа.

Контактные напряжения в шипе:

(4.23)

где q — распределенная нагрузка Н/мм, действующая на единицу длины наиболее нагруженного ролика подшипника:

Н/мм, (4.24)

где z — количество игл в подшипнике;

lp = 24 мм — рабочая длина иглы;

dи — диаметр иглы, мм.

Подставив полученное значение в формулу (4.23), получаю:

МПа.

Допустимая величина контактных напряжений [?H] = 3500 МПа. Полученное значение не превышает допускаемого. Преступаю к расчету вилки карданного шарнира.

4.2.3 Расчет вилки карданного шарнира Вилку карданного шарнира рассчитываю на изгиб и на кручение лапы вилки в опасном сечении.

Под действием силы Рш, приложенной на плече с, напряжение изгиба:

(4.25)

где W? — момент сопротивления изгибу опасного сечения лапы вилки, мм3

Напряжение кручения в опасном сечении А-А, возникающее под действием силы Рш, приложенной на плече а' = 15 мм,

(4.26)

где W? — момент сопротивления кручению опасного сечения лапы вилки, мм3

Моменты сопротивления W? и W? зависят от формы опасного сечения. Во многих случаях оно может быть заменено прямоугольным со сторонами b и h. В этом случае:

мм3; (4.27)

мм3, (4.28)

Для отношения h/b, равному 4, значение коэффициента k принимаю равным 0,282.

Подставив полученное значение в формулу (4.25) и (4.26), получаю:

МПа; (4.29)

МПа (4.30)

Напряжения, возникающие при изгибе вилки, не должны превышать 50…80 МПа, а при кручении — 80…160 МПа.

Полученные значения напряжений соответствуют условиям.

4.2.4 Расчет болтов крепления карданного вала Передача крутящего момента фланцевым соединением карданной передачи обычно осуществляется за счет трения в стыке фланца. При этом болты поставлены с зазором, что облегчает сборку карданной передачи.

При расчете определяю усилие затяжки болтов, необходимое для обеспечения передачи крутящего момента за счет сил трения во фланце:

Н (4.31)

где r = 0,15 м — радиус расположения болтов;

z = 8 — количество болтов;

? = 0,15 — коэффициент трения;

Нормальное напряжение затяжки:

МПа (4.32)

где dв = 10,106 мм — внутренний диаметр резьбы.

Крутящий момент от трения в резьбе:

(4.33)

где dср = 10,86 мм — средний диаметр резьбы;

— угол трения резьбовой пары:

град. (4.34)

— угол подъема резьбы:

град, (4.35)

где S = 1,75 мм — шаг резьбы;

Подставив полученное значение в формулу (4.33), получаю:

Нм.

Касательное напряжение затяжки:

(4.36)

где — момент сопротивения кручению наименьшего сечения болта:

мм3 (4.37)

Подставив полученное значение в формулу (4.36), получаю:

МПа.

Приведенное напряжение:

МПа (4.38)

Указанные напряжения должны удовлетворять условию:

МПа, (4.39)

где ?Т = 1100 МПа — предел текучести материала болта;

nT = 1,2 — коэффициент запаса прочности.

Условие прочности выполняется.

— Момент трения на торце гайки:

Нм, (4.40)

где rt = 0,01 м — средний радиус трения гайки.

Момент на ключе:

Нм. (4.41)

Параметры dв, dср, rt определяю по ГОСТ 9150–59 «Основные размеры метрической резьбы «и ГОСТ 6402–70 «Пружинные шайбы «. Момент на ключе, необходимый для заворачивания гаек фланцевого соединения, указываю в технических требованиях на сборочном чертеже.

Таким образом, я рассчитал болты крепления карданного шарнира. Полученные результаты удовлетворяют условиям прочности.

4.2.5 Расчет шлицевого соединения Расчет шлицевого соединения заключается в определении напряжений в опасном сечении шлицевого наконечника и шлицев на смятие и износостойкость от расчетного крутящего момента М.

Напряжение кручения определяю по формуле:

(4.42)

где — момент сопротивления шлицевого наконечника на кручение в опасном сечении:

мм3, (4.43)

где d1 — наименьший диаметр шлицевого наконечника, мм.

Подставив полученное значение в формулу (4.57), получаю:

МПа.

Условие прочности шлицевого наконечника на кручение:

МПа (4.44)

где ?t — предел текучести материала шлицевого наконечника, МПа,

n = 3 — коэффициент запаса.

Условие прочности выполняется.

Расчет напряжений смятия шлицев выполняю по формуле:

(4.45)

где — удельный суммарный статический момент площади поверхностей шлицевого соединения относительно оси вала, мм3/мм;

(4.46)

— средний диаметр шлицевого соединения, мм;

— рабочая высота зубьев, мм;

z — количество шлицев;

мм; (4.47)

мм, (4.48)

где D, d — соответственно наружный диаметр шлицевого наконечника и внутренний диаметр шлицевой втулки, мм;

l — рабочая длина шлицев, мм;

и — фаски, соответственно шлицевого наконечника и втулки, мм.

Подставив полученное значение в формулу (4.61) и (4.60), получаю:

мм3/мм;

МПа.

Допустимые значения напряжений смятия:

(4.49)

где ?Т — предел текучести материала шлицев, МПа;

n = 1,4 — коэффициент запаса прочности при расчете на смятие;

КD = 2 — коэффициент динамичности нагрузки;

Ксм — общий коэффициент концентрации нагрузки при расчете на смятие:

(4.50)

где Кз = 1 — коэффициент распределения нагрузки между зубьями;

Кп = 1,3 — коэффициент, учитывающий концентрацию нагрузки в связи с погрешностями изготовления;

Кр = 3,5 — коэффициент концентрации нагрузки от закручивания вала.

Подставив полученное значение в формулу (4.64), получаю:

МПа,

— условие выполняется.

Расчет шлицевого соединения на износ производится по формулам:

. (4.51)

Используя уже имеющиеся данные, я получаю выражение:

МПа;

(4.52)

где — наибольшее допускаемое давление, МПа Кизн — общий коэффициент концентрации нагрузки при расчете на износ:

(4.53)

где = 1 — коэффициент, учитывающий влияние неравномерности нагружения зубьев на износ и различное скольжение на рабочих поверхностях при вращении вала;

Кдолг — коэффициент долговечности:

(4.54)

Кн = 0,57 — коэффициент переменности нагрузки;

Кц = 2 — коэффициент числа циклов;

Кр — коэффициент условий работы:

(4.55)

Кс = 1 — коэффициент, учитывающий условия смазки, Кос = 3 — коэффициент, учитывающий условия закрепления ступицы на валу и ее перемещение под нагрузкой.

— условие на износ выполняется.

В этом разделе, я произвел расчет шлицевого соединения. Проверка показала, что произведенный ранее расчет выполнен правильно.

4.3 Расчет игольчатых подшипников карданного шарнира на долговечность При расчете игольчатых подшипников карданного шарнира необходимы следующие параметры,.

1. Средний расчетный момент на карданном валу до коробки передач Мер и средний трансмиссионный расчетный момент Мтр, по которому рассчитываю подшипники карданных шарниров после коробки передач.

Расчетные моменты в зависимости от параметра автомобиля, задаваемого отношением его веса к максимальному крутящему моменту двигателя, определяю по формулам (4.43) и (4.44). Эмпирический коэффициент определяю по зависимости:

; (4.56)

Нм; (4.57)

Нм, (4.58)

где Ga — полный вес автомобиля, Н;

Меmax — максимальный крутящий момент, Нм.

2. Радиальную нагрузку на подшипник Рр, при действии среднего момента определяю по формуле:

Н. (4.59)

3. Фактор качательного движения в подшипнике:

(4.60)

где — центральный угол между иглами подшипника.

Вводим поправочный коэффициент :

. (4.61)

Нахожу коэффициент, учитывающий влияние качательного движения на срок службы подшипника:

. (4.62)

4. Усталостный износ подшипника (в условных единицах), накопленный за 1 км пробега автомобиля:

(4.63)

где — коэффициент безопасности.

5. Расчетный срок службы игольчатого подшипника шарнира (в км. пробега автомобиля):

(4.64)

где — динамическая грузоподъемность подшипника:

Н. (4.65)

Подставив полученное значение в формулу (4.47), получаю:

км.

Игольчатые подшипники проверяю по величине допустимой нагрузки:

Н, (4.66)

где itp — передаточное число трансмиссии от двигателя до рассчитываемого шарнира;

nm — частота вращения коленчатого вала при максимальном моменте двигателя, об/мин.

Условно сосредоточенная нормальная сила, действующая в середине иглы, не должна превышать допустимую, — следовательно, условие выполняется.

Выводы

В ходе выполнения курсового проекта, я ознакомился с конструкциями ближайших автомобилей-аналогов, обосновал параметры автомобиля-прототипа, выполнил тяговый расчет проектируемого автомобиля. Также, обосновал и составил кинематическую схему трансмиссии, определил нагрузочные режимы для расчета трансмиссии и ходовой части на прочность и долговечность. На основе полученных данных, я разработал карданную передачу грузового автомобиля 4-го класса.

Проведенные расчеты позволили мне освоить приемы инженерного конструкторского творчества, развить умения применять знания на практике и, следовательно, более глубоко усвоить курс «Конструирование и расчет автомобиля».

Я считаю, что цель курсового проектирования достигнута. Выполненные мною расчеты, могут применятся на предприятиях, которые занимаются переоборудовании грузовых автомобилей.

Перечень ссылок

1. Краткий автомобильный справочник НИИАТ А. Н. Понизовкин, Ю. М. Власко, М. Б. Ляликов и др. — М.: АО «Трансконсалтинг», НИИАТ, 194. 779с.

2. Методические указания к курсовому проекту по дисциплине «Автотранспортные средства» (Раздел «Определение основных параметров проектируемого автотранспорта средства (Автомобили)») для студентов специальности 15.05 составители: Н. Н. Алекса, А. С. Федосов. — Харьков: ХАДИ, 1991. — 32 с., ил.

3. Руководство по техническому обслуживанию и ремонту автомобилей КамАЗ / А. С. Кузнецов. — М.: Издательский Дом Третий Рим, 2004. — 272с., табл., ил.

4. Устройство автомобилей: учебник для студ. Учреждений сред. проф. Образования / А. П. Пехальский, И. А. Пехальский. — 2-е изд., стер. — М.: Издательский центр «Академия», 2006. — 528с.

5. Проектирование трансмиссий автомобилей: Справочник / Под общ. ред. А. И. Гришкевича. — М.: Машиностроение, 1984, — 272 с., ил.

6. Автомобили: Конструкция, конструирование и расчет. Трансмисия: Учеб. Пособие для спец. `Автомобили и тракторы" / А. И. Гришкевич, В. А. Вавуло, А. В. Карпов и др.; Под ред. А. И. Гришкевича. — Мн.: Высш. шк., 1985. — 240 с., ил.

7. Методические указания к курсовому проекту по дисциплине «Автотранспортные средства» / раздел «Расчет и проектирование карданной передачи привода ведущих мостов» / для студентов специальности 15.05 С. М. Щуклинов.- Харьков: ХНАДТУ, 1994. 28с.

8. Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х т. Т.-1. — 5-е изд., перераб. и доп. — Машиностроение, 1978. — 728 с., ил.

.ur