Проектирование автомобиля на базе ЗИЛ ММЗ 4413

РЕФЕРАТ

Тягово-динамический расчет автомобиля с разработкой ведущего моста / _______________ гр. ____ - Брест.: 2011 — 32 с: 7 ил., 3 табл., 5 источников.

Ключевые слова: мощность двигателя, внешняя скоростная характеристика, тяговая характеристика, динамическая характеристика, расчет передаточных чисел трансмиссии, расчет кинематической скорости по передачам.

Содержит проектировочный и проверочный расчеты автомобиля; описание конструкции и расчет на прочность главной передачи ведущего моста.

• Введение
• 1. Проектировочный тяговый расчет автомобиля
• 1.1 Расчет максимальной мощности двигателя
• 1.2 Выбор прототипа двигателя
• 1.3 Внешняя скоростная характеристика двигателя
• 1.4 Расчет передаточных чисел трансмиссии
• 1.4.1 Определение передаточного числа главной передачи
• 1.4.2 Выбор числа ступеней и расчет передаточных чисел коробки передач
• 2. Проверочный тяговый расчет автомобиля
• 2.1 Расчет кинематической скорости автомобиля по передачам
• 2.2 Тяговая характеристика автомобиля
• 2.3 Динамическая характеристика автомобиля
• 2.4 Характеристика динамики разгона автомобиля
• 2.4.1 Ускорение автомобиля
• 2.4.2 Время и путь разгона автомобиля
• 3. Описание конструкции и принципа действия
• 4. Расчет главной передачи ведущего моста
• 4.1 Проектный расчет
• 4.1.1 Выбор варианта термообработки зубчатых колес
• 4.1.2 Предварительное определение допускаемого контактного напряжения при проектном расчете на сопротивление контактной усталости
• 4.1.3 Определение главного параметра конической передачи
• 4.1.4 Определение геометрических параметров, используемых при расчетах на прочность
• 4.1.5 Выбор коэффициентов смещения при нарезании зубчатых колес
• 4.1.6 Предварительное определение внешнего диаметра вершин зубьев шестерни
• 4.2 Проверочный расчет
• 4.2.1 Проверка пригодности заготовок зубчатых колес и выбор материала для их изготовления
• 4.2.2 Определение степени точности передачи
• 4.2.3 Уточнение допускаемого контактного напряжения при проверочном расчете на сопротивление контактной усталости
• 4.2.4 Проверочный расчет передачи на сопротивление контактной усталости
• 4.2.5 Определение допускаемого напряжения изгиба при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе.
• 4.2.6 Проверочный расчет зубьев на сопротивление усталости при изгибе
• 4.2.7 Проверочный расчет передачи на контактную прочность при действии пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке)
• 4.2.8 Проверочный расчет передачи при изгибе пиковой нагрузкой
• 4.2.9 Выбор осевой формы зубьев конической передачи
• 4.2.10 Геометрический расчет зубчатой передачи
• Заключение

Литература

автомобиль мост зубчатый колесо шестерня

Целью курсового проекта является закрепление и углубление знаний, полученных при изучении дисциплины «Автотранспортные средства» .

В курсовом проекте выполнены расчеты максимальной мощности двигателя, внешней скоростной характеристики двигателя, передаточных чисел трансмиссии, кинематической скорости по передачам, главной передачи ведущего моста. Рассмотрены конструкции ведущего моста.

1. Проектировочный тяговый расчет автомобиля

1.1 Расчет максимальной мощности двигателя

Определим мощность, необходимую для обеспечения движения автомобиля с заданной максимальной скоростью v_max=70 км/ч, это равно 19,4 м/с:

(1.1)

где N_ev — мощность, необходимая для обеспечения движения автомобиля с заданной максимальной скоростью, кВт;

v_max-значение угловой скорости вращения коленчатого вала, соответствующее максимальной мощности, рад/с;

М_а— полная масса автомобиля, кг;

g-ускорение свободного падения, м/с;

f_v — коэффициент сопротивления качению;

к_в— коэффициент обтекаемости;

Fплощадь лобового сопротивления, м²; (1.2)

Вколея передних колес, м;

Нвысота автомобиля, м;

— коэффициент полезного действия трансмиссии;

к_р— коэффициент коррекции.

1.2 Выбор прототипа двигателя

В качестве прототипа принимаем техническую характеристику двигателя автомобиля ЗИЛ ММЗ 4413 с колесной формулой 4×2. Двигатель: дизельный, рабочий объем цилиндров — 8,74, степень сжатия 18,5, мощность 110 кВт при 3200 об/мин, крутящий момент 402 Нм при 1900 об/мин.

1.3 Внешняя скоростная характеристика двигателя

Зависимость текущих значений эффективной мощности от условий скорости вращения коленчатого вала устанавливается формулой

(1.3)

где — максимальная эффективная мощность двигателя, кВт;

— значение угловой скорости вращения коленчатого вала, соответствующее максимальной мощности, рад/с;

а, Ь, скоэффициенты, зависящие от типа и конструкции двигателя.

Для четырехтактных дизелей, а = 0,53, 6 = 1,56, с = 1,09. Значения принимаем от минимальной устойчивой скорости = 0,2 до максимальной. Для дизелей =.

Определим шесть значений для расчета.

(1.4)

Для угловой скорости вращения коленчатого вала двигателя 44 рад/с получаем Для расчета текущих значений крутящего момента используется формула

(1.5)

Для угловой скорости 58,6 рад/с получаем Для остальных значений угловой скорости вращения коленчатого вала двигателя значения эффективной мощности и крутящего момента рассчитываются аналогично. Принятые значения и рассчитанные N_e и М_е сводим в таблицу 1.1. По этим значениям строим график внешней скоростной характеристики.

Таблица 1.1 Результаты расчета внешней скоростной характеристики двигателя, скоростной, тяговой и динамической характеристик и графиков ускорений автомобиля

По данным таблицы 1.1 строим график внешней скоростной характеристики.

Рисунок 1.1 — График внешней скоростной характеристики

1.4 Расчет передаточных чисел трансмиссии

1.4.1 Определение передаточного числа главной передачи

При принятом U_KB и для заданного значения v_max передаточное число главной передачи определяется по формуле:

(1.6)

гдеугловая скорость коленчатого вала двигателя при максимальной скорости, рад/с. Принимаем = = 293,06 рад I с;

U_KB — передаточное число высшей ступени коробки передач.

Учитывая, что на прототипе проектируемого автомобиля используется демультипликатор с высшим передаточным числом, его и принимаем как U_K._B= 0,81.

r_к— радиус качения колеса, м.

(1.7)

— коэффициент деформации шины, м.

r_н — номинальный радиус колеса, м.

(1.8)

d_П — посадочный диаметр шины, м.

Нвысота профиля шины, м.

V_max-максимальная скорость автомобиля.

Так как для радиальных шин Н/В = 0,95, то получаю:

Тогда:

1.4.2 Выбор числа ступеней и расчет передаточных чисел коробки передач

Передаточное число первой передачи, необходимое по условию преодоления максимального сопротивления дороги, определяется по формуле:

(1.9)

где — коэффициент сопротивления дороги:

(1.10)

i_тах— максимальный преодолеваемый подъем; Mтах-максимальный крутящий момент; r_д— динамический радиус:

(1.11)

Возможность реализации окружной силы на колесах автомобиля при передаточном числе U₁ проверяется по условию отсутствия буксования ведущих колес, передаточное число при этом определяется по формуле:

(1.12)

— максимальный коэффициент сцепления колес с дорогой;

— сцепной вес автомобиля;

— коэффициент перераспределения реакций.

так как 3.96<10.69, условие отсутствия пробуксовки колес выполняется.

Передаточное число первой передачи должно удовлетворять условию обеспечения минимально устойчивой скорости движения, принимаемой v_min=1,0…1,4м/c.

(1.13)

где — минимальная устойчивая угловая скорость вращения коленчатого вала двигателя, рад/с.

Так как передаточное число по условию обеспечения движения с минимальной скоростью меньше чем любое из полученных ранее, то в качестве расчетного передаточного числа первой передачи принимаем U₁ = 3,96, так как при нем выполняются все три условия.

На автомобиле-прототипе имеется делитель в коробке передач (и_дв =0,81). Определим диапазон передаточных числе коробки, который равен:

(1.14)

Количество передач находится в прямой зависимости от диапазона передаточных чисел коробки. В соответствии с рекомендациями принимаю пятиступенчатую коробку передач.

Передаточное число i-ой передачи для n-ступенчатой коробки передач с высшей прямой передачей в случае выполнения условия постоянства средней мощности в процессе разгона автомобиля на всех передачах в одном и том же интервале угловых скоростей коленчатого вала двигателя определяется по формуле:

(1.15)

Тогда для 5-ступенчатой коробки передач (n-5) при четвёртой прямой передаче U₄ = 1 и передаточному числу первой передачи U₁= 3.96:

2 Проверочный тяговый расчет автомобиля

2.1 Расчет кинематической скорости автомобиля по передачам

Кинематическая скорость автомобиля в функции угловой скорости коленчатого вала двигателя определяется по формуле:

(2.1)

Для других значений скоростей коленчатого вала и других передач расчет производится аналогично. Значения скоростей записываются в соответствующие графы таблицы 1.1, и на рисунке 2.1 по ним строится график.

Рисунок 2.1-График кинематической скорости автомобиля

2.2Тяговая характеристика автомобиля

Касательная сила тяги на ведущих колесах автомобиля определяется выражением

(2.2)

Для движения автомобиля на первой передаче при скорости вращения коленчатого вала двигателя = 58,61 рад/с определяем значение касательной силы тяги на ведущих колесах Для остальных значений угловой скорости вращения коленчатого вала двигателя и высших передач значения касательной силы тяги на ведущих колесах автомобиля рассчитываем аналогично, и результаты сводим в таблицу 1.1.

Сила сопротивления воздуха при движении автомобиля определяется выражением:

(2.3)

где к_в — коэффициент обтекаемости.

Для движения автомобиля со скоростью v = 1,08 м/с сила сопротивления воздуха равна Для остальных значений угловой скорости и высших передач значения силы рассчитываем аналогично, и результаты сводим в таблицу 1.1.

Свободная сила тяги определяется выражением

(2.4)

По полученным значениям Р_т, Р_в, Р_с на рисунке 2.2 строится график зависимости Р_т, Р_в, Р_с (V), называемый тяговой характеристикой автомобиля.

Рисунок 2.2 — Тяговая характеристика двигателя

2.3 Динамическая характеристика автомобиля

Отношение свободной силы тяги (Р_с) к весу автомобиля (автопоезда) (М_а) называется динамическим фактором (Д).

(2.5)

Для соответствующего значения свободной силы тяги определяем значения динамического фактора автомобиля:

Рассчитанные значения динамического фактора для каждой передачи при расчетных значениях угловой скорости коленчатого вала двигателя заносятся в соответствующие графы таблицы 1.1, и по ним на рисунке 2.3 строится динамическая характеристика автомобиля.

Рисунок 2.3 — Динамическая характеристика автомобиля

2.4 Характеристика динамики разгона автомобиля

2.4.1 Ускорение автомобиля

Максимально возможные ускорения автомобиля при движении в заданных дорожных условиях вычисляются, используя динамическую характеристику по формуле:

(2.6)

где Д — динамический фактор;

— коэффициент дорожного сопротивления при предельных условиях движения (берется из задания);

— коэффициент учета вращающихся масс для i-ой передачи.

(2.7)

Принимаем =0,05;=0,06. Следовательно, коэффициент учета вращающихся масс для первой передачи равен:

Ускорение автомобиля на первой передаче при угловой скорости вращения коленчатого вала =58,61 рад/с равно:

Для остальных значений угловой скорости вращения коленчатого вала двигателя и высших передач значения ускорения автомобиля рассчитываются аналогично, результаты сводятся в таблицу 1.1.

Рисунок 2.4 — График ускорений автомобиля

2.4.2 Время и путь разгона автомобиля

Считается, что в каждом интервале скоростей автомобиль разгоняется с постоянным ускорением j_ср. Его величину определяют по формуле:

(2.8)

где j₁, и j₂ — ускорения соответственно в начале и в конце интервала скоростей, м/с² (находят по графику).

При изменении скоростей от v_mjn до v₁ среднее ускорение равно:

(2.9)

Следовательно, время разгона в том же интервале скоростей:

(2.10)

Аналогично произведём расчёт для остальных интервалов и данные занесём в таблицу 2.1.

Общее время разгона от минимально устойчивой скорости v_min до конечной v_max определим как:

(2.11)

Средняя скорость в первом интервале:

(2.12)

Аналогично произведём расчёт для остальных интервалов и данные занесём в таблицу 2.1.

Путь разгона в первом интервале скоростей от скорости v_min до v₁ проходимый за время t₁, рассчитывается по выражению:

(2.13)

Аналогично произведём расчёт для остальных интервалов и данные занесём в таблицу 2.1.

Полный путь разгона автомобиля от скорости v_min до v_max определяется по выражению:

(2.14)

Находим уменьшение скорости при переходе с первой передачи на вторую:

(2.15)

где — коэффициент сопротивления кочению для первой передачи.

Аналогично произведём расчёт для остальных интервалов и данные занесём в таблицу 2.1.

Определяем скорость в конце перехода с первой передачи на вторую:

(2.16)

гдескорость, при которой начинается переключение передач.

Аналогично произведём расчёт для остальных интервалов и данные занесём в таблицу 2.1.

Определим среднюю скорость за время переключения с первой передачи на вторую:

(2.17)

Аналогично произведём расчёт для остальных интервалов и данные занесём в таблицу 2.1.

Путь пройденный автомобилем за время переключения передач:

(2.18)

Аналогично произведём расчёт для остальных интервалов и данные занесём в таблицу 2.1.

Результаты расчетов сводим в таблицу 2.1 и иллюстрируем графиками времени и пути разгона автомобиля на рисунке 2.5.

Таблица 2.1 — Результаты времени и пути разгона автомобиля

Рисунок 2.5 — График времени и пути разгона автомобиля

3. Описание конструкции и принципа действия

Ведущим называют мост, механизмы которого передают вращающий момент от КП колесам. Он включает в себя корпус (картер), главную передачу, дифференциал и полуоси.

Главная передача — это механизм трансмиссии, увеличивающий вращающий момент после КП. В грузовых автомобилях вращающий момент в главной передаче передается под прямым углом.

Главная передача может быть одинарной, состоящей из одной пары шестерен, и двойной, состоящей из двух пар шестерен.

Одинарная передача может быть обычной и гипоидной. Гипоидная (сокращенно от гиперболоидная) передача осуществляется коническими шестернями со скрещивающимися осями. Преимущество гипоидной передачи в том, что ось ее ведущей шестерни расположена ниже оси ведомой (оси заднего моста). Поэтому центр масс автомобиля ниже и устойчивость его лучше. Гипоидная передача более надежна и бесшумна, чем передача с обычными коническими шестернями со спиральными зубьями.

Ведущие шестерни 1 (рис. 3.1) выполняют заодно с валом или съемными. Ведомые шестерни 2 и 5 в основном изготавливают в виде съемных венцов, прикрепляемых болтами или заклепками к корпусу дифференциала. В двойной главной передаче имеется одна пара цилиндрических шестерен. Для обеспечения бесшумной работы конические шестерни выполнены со спиральными зубьями.

Во время движения автомобиля ведущий вал вместе с малой конической шестерней приводит во вращение ведомую коническую шестерню, закрепленную на корпусе дифференциала.

Дифференциал — это механизм трансмиссии, распределяющий подводимый к нему вращающий момент между полуосями ведущих колес и позволяющий им вращаться с различными скоростями. Он состоит из корпуса 1 (рис. 3.2, а), крестовины 3, малых конических шестерен-сателлитов 4 и полуосевых конических шестерен 2. На цилиндрические пальцы крестовины свободно посажены сателлиты, которые вместе с крестовиной закреплены в корпусе (коробке) дифференциала и находятся в постянном зацеплении с шестернями правой и левой полуосей.

Когда автомобиль движется прямо и по ровной дороге, оба ведущих колеса встречают одинаковое сопротивление качению. При этом ведомая шестерня 5 (рис. 8,б) главной передачи вращает вокруг I своей оси корпус дифференциала с крестовиной и сателлитами 4.

Рисунок 3.1 — Главная передача а-одинарная обычная;б-гипоидная; в-двойная;1-ведущая шестерня с валом; 2-ведомая коническая шестерня;3-пром. коническая шестерня;4 -пром. цилиндр. шестерня с валом;5-ведомая цилиндрическая шестерня; 6 — дифференциал.

Сателлиты, находясь в зацеплении с правой и левой полуосевыми шестернями, зубьями приводят их во вращение с одинаковой частотой. В этом случае сателлиты вокруг собственной оси не вращаются.

При повороте (рис. 3.2, в) колеса автомобиля проходят разную длину пути. Вращение внутреннего колеса замедляется, а наружного — убыстряется.

Сателлиты, вращаясь вместе с корпусом, своими зубьями упираются в зубья полуосевой шестерни, замедлившей вращение, и сообщают дополнительную скорость другой полуосевой шестерне, в результате чего наружное колесо, проходя больший путь, вращается быстрее.

Рисунок 3.2 — Дифференциал:

а — устройство;б и в — схемы работы при прямолинейном движении и повороте; 1 — корпус (чашка); 2 — полуосевые шестерни; 3 — крестовина; 4 — сателлит; 5- ведомая шестерня главной передачи; 6 — ведущий вал главной передачи; 7 — правая полуось; 8 — левая полуось; 9 — наружное ведущее колесо

4. Расчет главной передачи ведущего моста

Расчет производим при самых жестких условиях, т. е. при максимальном крутящем моменте и первой передаче, по учебному пособию.

Из прототипа _Тmax =402 Нм при n=1900 об/мин.

Тогда мощность на валу двигателя:

(4.1)

Передаточные числа ступеней:

— расчетное коробки передач на первой передаче и₁= 3,96;

— главной передачи U_г=6,41.

По табл. 1П.1, принимаем значение КПД элементов привода: КПД муфты (сцепления) =0,98; КПД пары подшипников вала коробки передач =0,99; КПД закрытой конической зубчатой передачи с опорами = 0,96.

Определяем мощность Р, частоту вращения n и вращающий момент Т на ведущей и ведомой шестернях.

Ведущая шестерня:

Вал ведомой шестерни:

4.1 Проектный расчет

4.1.1 Выбор варианта термообработки зубчатых колес

Вращающий момент на колесе рассчитываемой зубчатой передачи Т₂=12 056,7Нм. Согласно рекомендациям принимаем вариант термообработки (т.о.) V (табл. 1П.6): т.о. шестерни и колеса одинаковые — улучшение+цементация+закалка, твердость поверхности 56…63 HRC3.

Средняя твердость

(4.2)

4.1.2 Предварительное определение допускаемого контактного напряжения при проектном расчете на сопротивление контактной усталости

Предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжений ([5], табл. 1П.9) для шестерни и колеса соответственно и т.о. V: (4.3)

Так как в данном случае нам неизвестен расчетный срок службы передачи, то принимаю Z_N = Z_min = 1.

Расчетный коэффициент запаса прочности S_H ([5], табл. 1П.9): S_H =1,2. Предварительная величина допускаемого контактного напряжения для шестерни и колеса: (4.4)

4.1.3 Определение главного параметра конической передачи

Для конической передачи принимаем наиболее распространенное значение коэффициента = 0,285 .

Рассчитаем параметр :

(4.5)

Предварительно определим коэффициент К_нв, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. По табл. 1П.19 для передачи с круговыми зубьями и конических роликоподшипников К_нв = 1,15.

Для передачи с круговыми зубьями коэффициент, учитывающий влияние вида зубьев конической передачи по [5], табл. 1П.21 для варианта термообработки V: (4.6)

Тогда предварительно главный параметр конической передачивнешний делительный диаметр колеса d'_e2 для передачи с круговыми зубьями:

(4.7)

4.1.4 Определение геометрических параметров, используемых при расчетах на прочность

Предварительная величина внешнего делительного диаметра шестерни для передачи с круговыми зубьями:

(4.8)

По графикам, приведенным в табл. 1П.20, число зубьев шестерни в зависимости от d'_e1 и U: z₁ = 12.

По значению z*₁ определяем число зубьев шестерни. Для т.о. V: (4.9) Принимаем z₁ = 12. Тога число зубьев колеса: (4.10) Принимаем z₂ = 78. Фактическое передаточное число:

(4.11)

Отклонение Окончательная величина углов делительных конусов шестерни и колеса для передач с круговыми зубьями:

(4.12)

Внешний окружной модуль для передач с круговыми зубьями:

(4.13)

Внешний делительный диаметр шестерни:

(4.14)

Внешнее делительное конусное расстояние:

(4.15)

Ширина зубчатого венца шестерни и колеса выбирается как наименьшее из двух условий:

(4.16)

Принимаем b = 75 мм.

Среднее делительное конусное расстояние:

(4.17)

Средний окружной модуль:

(4.18)

Средний нормальный модуль:

(4.19)

По [5], табл. 1П.14 округляем т'_пт до стандартного и принимаем т_пт = 6 мм .

Уточняем параметры:

Средний делительный диаметр колеса:

(4.20)

Фактическая величина коэффициента:

(4.21)

4.1.5 Выбор коэффициентов смещения при нарезании зубчатых колес

В конических передачах с и>1 с целью выравнивания удельных скольжений и, следовательно, для повышения сопротивления заеданию шестерню выполняют с положительным радиальным смещением (х₁>0), а колесо с равным по абсолютному значению отрицательным радиальным смещением (х₂=-х₁). Для передачи с круговыми зубьями:

(4.22)

4.1.6 Предварительное определение внешнего диаметра вершин зубьев шестерни

Для передачи с круговыми зубьями:

(4.23)

4.2 Проверочный расчет

4.2.1 Проверка пригодности заготовок зубчатых колес и выбор материала для их изготовления

Для варианта т.о. V марки сталей одинаковы для шестерней и колеса: 20Х, 20ХН2М, 18ХГТ, 12ХНЗА, 25ХГМ и др. Для рассчитываемой ступени:

а)для шестерни.

По [5], табл. 1П.7 для термообработки шестерниулучшение+цементация+закалка при твердости поверхности 300…400 НВ D_пред=200 мм для всех сталей. Таким образом, для изготовления шестерни можно принимать сталь 12ХНЗА, так как для принятого вида термообработки выполняется условие:

б) для колеса Для принятого вида термообработки колеса (улучшение+цементация+закалка) при твердости поверхности 300…400 НВ величину S_заг= 69,04 мм как наибольшую из С_заг и S_заг, сравниваем с S_пред=125 мм. Таким образом, для изготовления шестерни и колеса передачи с круговыми зубьями принимаем сталь 12ХНЗА.

4.2.2 Определение степени точности передачи

Средняя окружная скорость зубчатых колес передачи:

(4.24)

По [5], табл. 1П.15 для передачи с круговыми зубьями выбираем 9-ю степень точности.

4.2.3 Уточнение допускаемого контактного напряжения при проверочном расчете на сопротивление контактной усталости

По рекомендациям [5]: параметр шероховатости при 9-ой степени точности R_a=3,2 мкм; коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости сопряженных поверхностей зубьев при R_a=10…2,5 мкм Z_R =0,9; коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости зубчатых колес при v < 5 м/с Z_v=1.

Т.к. произведение Z_RZ_V = 0,9, то допускаемое напряжение остается прежним.

4.2.4 Проверочный расчет передачи на сопротивление контактной усталости

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями для конических передач К_На=1. Уточним параметр для окончательного значения коэффициента :

По табл. 1П.19 для передачи с круговыми зубьями и конических роликоподшипников К_нр =1,16. Коэффициент динамической нагрузки для передач с круговыми зубьями по табл. 1П.22, методом интерполирования K_HV=1,01. Тогда коэффициент нагрузки для передачи с круговыми зубьями:

(4.25)

Окружная сила в зацеплении: (4.26)

Уточним коэффициент, учитывающий влияние вида зубьев:

т.е. коэффициент остался прежним.

Тогда условие сопротивления контактной усталости:

4.2.5 Определение допускаемого напряжения изгиба при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе.

Предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений по табл. 1П.9, для шестерни и колеса: (4.27)

Так как расчетный срок службы нам не известен, то коэффициенты долговечности принимаем Y_N1=Y_N2=1 Коэффициент запаса прочности по табл. 1П.9, для шестерни и колеса S_F =1,5. Коэффициент реверсивности передачи Y_A=0,8 для реверсивной передачи и больших значениях твердости. Тогда допускаемое напряжение изгиба:

(4.28)

4.2.6 Проверочный расчет зубьев на сопротивление усталости при изгибе

Эквивалентное число зубьев z_v для передачи с круговыми зубьями:

(4.29)

Определим коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений для шестерни и колеса соответственно:

(4.30)

Коэффициент K_Fa = 1, коэффициент =1.24, по табл. 1П.22, интерполяцией K_FV =1,01. Тогда коэффициент нагрузки при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе:

Коэффициент для передачи с круговыми зубьями по табл. 1П.21, для варианта термообработки V равен:

Окончательно условие сопротивления усталости зубьев при изгибе:

Условия сопротивления усталости зубьев при изгибе соблюдаются.

4.2.7 Проверочный расчет передачи на контактную прочность при действии пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке)

Предельно допускаемое контактное напряжение, не вызывающее остаточных деформаций, или хрупкого разрушения поверхностного слоя по табл. 1П.9, [5]

(4.31)

Тогда условие контактной прочности при действии пиковой нагрузки:

(4.32)

где =1.5 — кратковременная перегрузка привода. Условие контактной прочности выполняется.

4.2.8 Проверочный расчет передачи при изгибе пиковой нагрузкой

Предельно допускаемое напряжение изгиба, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого излома зуба, для принятого варианта термообработки по табл. 1П.9, [5]:

Тогда условие прочности передачи при изгибе пиковой нагрузкой:

Прочность зубьев при изгибе пиковой нагрузкой обеспечивается.

4.2.9 Выбор осевой формы зубьев конической передачи

Для выбора осевой формы зубьев конической передачи с круговыми зубьями определим предварительное число зубьев плоского колеса:

(4.33)

Так как находится в диапазоне 20… 100, модуль m_nm=6 мм > 2 мм, а R_m -289.14 мм, то принимаю осевую форму I.

4.2.10 Геометрический расчет зубчатой передачи

Для конической передачи с круговыми зубьями стандартизирован средний нормальный исходный контур, для которого по ГОСТ 16 202–81:

Высота головки зуба в среднем сечении:

Высота ножки зуба в среднем сечении:

Угол ножки зуба:

Угол головки зуба Угол конуса вершин:

Угол конуса впадин:

Окружная толщина зуба в среднем нормальном сечении:

Увеличение высоты головки зуба при переходе от среднего к внешнему сечению:

Внешняя высота головки зуба:

Увеличение высоты ножки зуба при переходе от среднего к внешнему сечению:

Внешняя высота ножки зуба:

Внешняя высота зуба:

Внешний диаметр вершин зубьев:

Внешний диаметр впадин зубьев:

Расчетное базовое расстояние (от вершины делительного конуса до плоскости, в которой расположена внешняя окружность вершин зубьев):

Для конической передачи с круговыми зубьями при R_m= 289.14 мм номинальный диаметр зубонарезной головки d_Q=400мм. Коэффициент торцового перекрытия:

Заключение

В процессе выполнения курсового проекта выполнены расчеты максимальной мощности двигателя, внешней скоростной характеристики двигателя, передаточных чисел трансмиссии, кинематической скорости по передачам.

Так же в курсовом проекте детально рассмотрена конструкция ведущего моста автомобиля ЗИЛ и представлен расчет главной передачи.

1. Ф. М. Санюкевич. Детали машин. Курсовое проектирование: Учебное пособие — 2-е изд., и доп. — Брест: БГТУ, 2004. — 488 с.

2. Гришкевич А. И. Автомобили: Теория. — Мн. Высшая школа, 1986 — 208 с.

3. Автомобили/Богатырев А.В., Чернышев В. А. и др. — М.: КолосС, 2005. — 496 с.

4. Методические указания для выполнения курсового проекта по дисциплине «Автотранспортные средства» , — Брест: БрГТУ, 2004

5. Борисов Л. Л. Расчет тягово-динамических характеристик автомобиля. Методические указания. Белорусско-Российский университет, 2002 — 15 с.