Расчет проектируемого узла карданной передачи автомобиля ЗАЗ-1102

Содержание

1. Анализ тяговых свойств проектируемого АТС

1.1 Внешняя скоростная характеристика

1.2 Выбор передаточных чисел трансмиссии АТС

1.3 Силовой баланс

1.4 Динамический паспорт автомобиля

1.5 Ускорение при разгоне

1.6 Время и путь разгона

1.7 Топливно-экономическая характеристика

1.8 Анализ тормозных свойств

1.9 Анализ устойчивости и управляемости АТС

2. Расчет дифференциала проектируемого АТС

2.1 Выбор прототипа дифференциала

2.2 Выбор КПД дифференциала

2.3 Расчёт шестерен и сателлитов

2.4 Расчет оси сателлитов

Заключение

Автомобильный транспорт является наиболее массовым видом транспорта, особенно при перевозке грузов и пассажиров на относительно небольшие расстояния. Экономическая и эффективная работа автомобильного транспорта обеспечивается рациональным использованием многомиллионного парка подвижного состава: грузовых и легковых автомобилей, автобусов, прицепов и полуприцепов.

Решение задач автомобильного транспорта, может быть достигнуто путем совершенствования организации использования автомобильного парка и за счет увеличения выпуска новых автомобилей. В рамках курсового проектирования осуществляется анализ свойств автомобиля, влияющих на эффективность его эксплуатации, и упрощенный расчет проектируемого узла (карданной передачи). Для уточнения ряда необходимых параметров был произведен анализ автомобилей — аналогов, наиболее близко подходящих по своим свойствам к проектируемому. При анализе эксплуатационных свойств проектируемого АТС, были выполнены исследования тяговой характеристики и топливной экономичности автомобиля.

1. АНАЛИЗ ТЯГОВЫХ СВОЙСТВ ПРОЕКТИРУЕМОГО АТС

1.1 Внешняя скоростная характеристика

Для расчета и построения ВСХ можно использовать эмпирическую формулу (1.1) Лейдермана — Красикова:

(1.1)

где и — текущее и максимальное значения эффективной мощности, кВт;

и — текущее значение оборотов коленчатого вала ДВС и значение оборотов при максимальной мощности соответственно, об/мин;

, — эмпирические коэффициенты; для четырехтактного бензинового двигателя принимаем .

На автомобиль ЗАЗ-1102 устанавливается двигатель МеМЗ-3071, у которого максимальная эффективная мощность кВт развивается при об/мин.

Минимальное значение оборотов коленчатого вала ДВС можно определить по формуле (1.2):

. (1.2)

Принимаем об/мин.

Максимальное значение оборотов коленчатого вала ДВС для бензинового ДВС легкового автомобиля без ограничителя определяется по формуле (1.3):

(1.3)

Принимаем об/мин.

Соответствующее значение эффективного момента :

топливный передача автомобиль путевой

. (1.4)

Рассчитав значения и для нескольких значений, строим кривые и. На ВСХ также наносим кривые и. Значения и меньше соответствующих значений и на величину потерь в системах и агрегатах, которых нет при стендовых испытаниях двигателей. Эти потери можно учесть коэффициентом равным для легковых автомобилей .

Результаты расчета внешней скоростной характеристики представлены в форме таблицы 1.1.

Таблица 1.1 — Результаты расчета внешней скоростной характеристики

1.2 Выбор передаточных чисел трансмиссии АТС

Определение передаточного числа главной передачи.

Передаточное число главной передачи выбирают из условия обеспечения максимальной скорости автомобиля на высших расчетных передачах в коробке передач и дополнительной коробке.

Передаточное число главной передачи определяется по выражению (1.5):

. (1.5)

где — высшая передача дополнительной коробки (при ее отсутствии);

— высшее расчетное передаточное число коробки передач; для обеспечения наилучших показателей топливной экономичности на высшей передаче коробки передач для автомобиля ЗАЗ-1102 принимаем ;

— максимальная скорость автомобиля, м/с; для автомобиля ЗАЗ-1102 принимаем км/ч (м/с);

— радиус колеса катящегося без скольжения, м; может быть найден по выражению (1.6):

. (1.6)

где — коэффициент деформации, зависит от типа, размера и модели шины (, меньшие значения относятся к радиальным шинам)

— свободный радиус, м; при отсутствии данных о свободном радиусе величину его можно приближенно определить по формуле (1.7):

. (1.7)

где — диаметр обода колеса, м;

— высота профиля шины, м;

Для автомобиля ЗАЗ-1102 принимаем шины размерностью: 155/70 R13

В итоге, получаем м.

.

Выбор числа ступеней и передаточных чисел коробки передач.

Передаточное число первой (низшей) передачи, если не установлен диапазон, определяется из необходимости соблюдения трех условий.

Первое. Возможность преодоления автомобилем заданного максимального дорожного сопротивления. По первому условию определяется из выражения (1.8):

(1.8)

где — максимальное дорожное сопротивление; обычно принимают для легковых автомобилей, для автомобиля ЗАЗ-1102 принимаем ;

- полный вес автомобиля, Н; определяется из выражения

Н,

где — полная масса автомобиля, кг;

— ускорение свободного падения, м/с².

- максимальный эффективный момент, Н^.м; из справочной литературы, ориентируясь по автомобилям аналогам, принимаем для ЗАЗ-1102 Н^.м при об/мин.

— КПД трансмиссии; определяется из выражения (1.9):

(1.9)

где — количество цилиндрических пар шестерен, передающих момент, ;

— количество конических пар шестерен, передающих момент, .

— количество карданных шарниров, .

.

.

Второе. Возможность реализации по условиям сцепления колес с дорогой максимального тягового усилия.

По второму условию определяется из выражения (1.10):

(1.10)

где — коэффициент сцепления, принимаем для сухого асфальта ;

— сцепная масса автомобиля, кг; для автомобиля с передним ведущим приводом .

— коэффициент перераспределения нагрузки, который принимаем равным ,

— масса автомобиля, приходящаяся на задний мост, кг; принимаем кг; кг.

.

Третье. Возможность движения с минимально устойчивой скоростью.

По третьему условию определяется из выражения (1.11):

(1.11)

где — минимально устойчивая частота вращения коленчатого вала двигателя, об/мин; об/мин;

- минимально устойчивая скорость движения, м/с; для удобства маневрирования принимаем м/с.

.

Проанализировав конструкцию автомобилей-аналогов, принимаем передаточное число первой передачи определенное по второму условию .

Для определения передаточных чисел промежуточных передач необходимо вычислить диапазон и число ступеней коробки передач.

Диапазон передаточных чисел определяется по выражению (1.12):

(1.12)

где — отношение передаточных чисел низшей передачи к высшей.

Передаточные числа промежуточных передач выбирают из условий обеспечения оптимальных показателей как тягово-скоростных, так и топливно-экономических свойств.

Передаточное число промежуточной передачи определяется по формуле (1.13):

(1.13)

где — число передач, ;

i — номер передачи.

;

.

1.3 Силовой баланс

С помощью уравнения силового баланса можно находить параметры, характеризующие тягово-скоростные свойства автомобиля. Тяговая характеристика строится для всех ступеней в коробке передач.

Силу тяги для i-ой передачи можно определить по формуле (1.14):

(1.14)

где — передаточное число коробки передач, для которой ведут расчет.

Скорость движения автомобиля при заданной частоте вращения коленчатого вала и заданной передачи i, определяется по формуле (1.15):

. (1.15)

Результаты расчета представлены в форме таблицы 1.2.

Таблица 1.2 — Результаты расчета силы тяги

Для построения силового баланса, необходимо на графике тяговой характеристики нанести кривые зависимости силы сопротивления дороги и воздуха от скорости движения автомобиля.

При отсутствии продольного наклона дороги сила сопротивления дороги определяется по формуле (1.16):

(1.16)

где — коэффициент сопротивления качению.

Приближенно рассчитать коэффициент при различных скоростях движения позволяет формула (1.17):

(1.17)

где — коэффициент сопротивления качению при движении автомобиля с малой скоростью (до 10…15 м/с); значение для асфальтобетонного шоссе в оптимальном состоянии ;

— коэффициент, численно равный ;

— скорость автомобиля, м/с.

Сила сопротивления воздуха (сила лобового сопротивления) определяется по формуле (1.18):

(1.18)

где — коэффициент сопротивления воздуха, зависящий от формы и качества отделки поверхности автомобиля; принимаем ;

— площадь лобового сечения (миделево сечение); может быть определена по выражению (1.19):

(1.19)

где и — соответственно габаритная ширина и высота автомобиля, м; м, м;

— коэффициент заполнения площади, для легкового автомобиля ;

м².

Результаты расчета силового баланса представлены в форме таблицы 1.3.

Таблица 1.3 — Результаты расчета силового баланса

1.4 Динамический паспорт автомобиля

Динамический паспорт автомобиля представляет собой совокупность динамической характеристики, номограммы нагрузок и графика контроля буксований.

Для построения динамической характеристики, необходимо рассчитать динамический фактор для каждой передачи в коробке по формуле (1.20):

. (1.20)

Результаты расчета динамического фактора представлены в форме таблицы 1.4, а с промежуточными расчетами в Приложении в таблице 1.

Таблица 1.4 — Динамический фактор

Чтобы не пересчитывать при каждом изменении нагрузки величину, динамическую характеристику дополняют номограммой нагрузок.

Масштаб для шкалы определяют по формуле (1.21):

(1.21)

где — масштаб шкалы динамического фактора для автомобиля с полной нагрузкой (определяется по графику динамической характеристики), мм; мм;

— вес снаряженного автомобиля, Н; Н;

— полный вес автомобиля, Н; Н.

мм.

Для оценки возможности движения автомобиля по условиям сцепления колес с дорогой динамическую характеристику дополняют графиком контроля буксования.

Для полностью груженого автомобиля динамический фактор определяется по формуле (1.22):

(1.22)

где — коэффициент сцепления; для построения графика контроля буксования принимаем равным 0,1, 0,2, …0,8;

— вес автомобиля, приходящийся на ведущие колеса, Н; согласно справочнику НИИАТ для автомобиля ЗАЗ-1102 Н.

Для незагруженного автомобиля динамический фактор по сцеплению определяется по формуле (1.23):

(1.23)

— вес, приходящийся на ведущие колеса незагруженного автомобиля, Н; согласно справочнику НИИАТ для автомобиля ЗАЗ-1102 Н.

Данные для построения графика контроля буксования приведены в таблице 1.5.

Таблица 1.5 — Расчетные значения графика контроля буксования

Исходные данные для решения задачи (характеристики перегонов) представлены в форме таблице 1.6.

Таблица 1.6 — Характеристики перегонов

В расчете принимаем условие движения в прямом направлении от первого до пятого участка с полной нагрузкой, движение в обратном направлении с пятого до первого — в порожнем состоянии.

При решении задачи необходимо учитывать, что при равномерном движении автомобиля (ускорение) динамический фактор равен коэффициенту суммарного дорожного сопротивления: .

Сначала определяем коэффициент суммарного дорожного сопротивления для каждого из участка в прямом и обратном направлении (). Полученные значения откладываем на оси или. По динамической характеристике определяем максимальную скорость, с которой может двигаться автомобиль на данном участке с данной нагрузкой при заданном дорожном сопротивлении.

По формуле

определяем время, затраченное на прохождение данного участка. Затем вычисляем среднюю скорость движения в прямом и обратном направлениях:

.

Решение задачи представлено в форме таблиц 1.7 и 1.8.

Таблица 1.7 — Движение в прямом направлении

Таблица 1.8 — Движение в обратном направлении

1.5 Ускорение при разгоне

Ускорение во время разгона определяется для случая движения автомобиля по горизонтальной дороге (уклон) с твердым покрытием хорошего качества при максимальном использовании мощности двигателя и отсутствии буксования ведущих колес. Ускорение находят из выражения (1.24):

(1.24)

где — ускорение автомобиля, м/с;

— коэффициент учета вращающихся масс; определяется по формуле (1.25):

(1.25)

где и — постоянные коэффициенты; для одиночных автомобилей при их номинальной нагрузке можно считать .

— передаточное число коробки передач, для которой ведут расчет;

— полный вес автомобиля, Н;

— фактический вес автомобиля, Н.

Принимаем отношение .

Результаты расчета ускорения автомобиля во всем диапазоне передач представлены в таблице 1.9.

Таблица 1.9 — Ускорение автомобиля

1.6 Время и путь разгона

Необходимо построить графики времени и пути разгона автомобиля от начала движения до максимальной скорости на первом участке перегона (характеристики первого участка перегона — см. таблицу 1.6). Время и путь разгона автомобиля можно определить графоаналитическим способом. С этой целью кривую ускорений разбивают на интервалы, и считают, что в каждом интервале скоростей автомобиль разгоняется с постоянным ускорением, которое определяется по формуле (1.26):

(1.26)

где и — ускорения соответственно в начале и в конце интервала скоростей, м/с².

Для повышения точности расчета интервалы скоростей берут равными м/с на первой передаче, м/с на промежуточных, м/с — на высшей. В интервале скоростей — время разгона определяется по формуле (1.27):

(1.27)

где и — скорости соответственно в начале и в конце участка, м/с.

Общее время разгона от минимально устойчивой скорости до конечной скорости определяется из выражения (1.28):

. (1.28)

По значениям, определенным для различных скоростей, строят кривую времени разгона, начиная ее со скорости, для которой. Для скорости откладывают значение, для скорости — значение и т. д. Полученные точки соединяют плавной кривой.

Во время переключения можно принимать сопротивление движению постоянным. Величину уменьшения скорости автомобиля во время переключения передач можно определить по формуле, полученной путем решения уравнения движения накатом (1.29):

(1.29)

где — коэффициент суммарного дорожного сопротивления, ;

— время переключения передач, с; принимаем для автомобиля ЗАЗ-1102 с.

Падение скорости за время переключения составит:

— с первой на вторую передачу ,

где — скорость автомобиля в момент начала переключения передач, м/c; м/с;

— со второй на третью м/с; - с третьей на четвертую м/с;

Результаты расчета времени разгона автомобиля представлены в таблице 1.10.

Таблица 1.10 — Время разгона

При расчете пути разгона условно считают, что в каждом интервале скоростей автомобиль движется равномерно со средней скоростью. Приращение пути в каждом из интервалов скоростей определяется по формуле (1.30):

(1.30)

Складывая полученные значения, строят суммарную кривую, начиная с той же скорости, с которой строили кривую .

Путь, пройденный автомобилем за время переключения передач, определяют по формуле (1.31):

(1.31)

где — средняя скорость автомобиля за время переключения передач, м/с;

— скорость автомобиля в момент начала переключения передач, м/с.

При переключении с первой на вторую передачу автомобиль проедет расстояние: м;

— при переключении со второй на третью передачу:

м;

— при переключении с третьей на четвертую передачу:

м;

Таблица 1.11 — Скорость и путь во время переключения

Результаты расчета пути разгона представлены в таблице 1.12.

Таблица 1.12 — Путь разгона

1.7 Топливно-экономическая характеристика

Необходимо проанализировать топливную экономичность проектируемого АТС, построив топливную характеристику на первом участке перегона. Топливно-экономическая характеристика автомобиля позволяет определить расход топлива в зависимости от изменения скорости движения. Она представляет собой график зависимости путевого расхода топлива от скорости автомобиля.

Путевой расход топлива (л/100 км) определяется по формуле (1.32):

(1.32)

где — удельный расход топлива при, кг/(кВт ^. ч); можно считать

где — минимальный удельный расход топлива, г/(кВт ^. ч); для автомобиля ЗАЗ-1102 г/(кВт ^. ч). В итоге, получаем, кг/(кВт ^. ч).

и — коэффициенты, учитывающие соответственно изменения удельного эффективного расхода топлива от степени использования мощности И и частоты вращения двигателя Ч;

— плотность топлива, кг/л; (для бензина кг/л);

— КПД трансмиссии; .

и — соответственно сила сопротивления дороги и воздуха, Н;

При приближенных расчетах можно принимать и для бензиновых двигателей по формулам (1.33) и (1.34):

(1.33)

(1.34)

где И и Ч — степень использования соответственно мощности и частоты вращения двигателя.

Степень использования мощности двигателя можно определить из формулы (1.35):

. (1.35)

Значения и берем в соответствии со скоростью движения и качеством дороги (данные силы определяются в соответствии с формулами (1.16) и (1.18)), а значения — из расчета внешней скоростной характеристики.

Степень использования частоты вращения двигателя определяется по формуле (1.36):

. (1.36)

Результаты расчета топливно-экономической характеристики представлены в форме таблицы 1.13.

Таблица 1.13 — Расчет топливно-экономической характеристики

1.8 Анализ тормозных свойств автомобиля

Определение наибольшего замедления и остановочного пути.

Наибольшее замедление (м/с²) находим из уравнения движения при Vmax:

a_Зmax = ,(1.37)

где Ртор — тормозная сила, Н;

Ртор = Ga ^. ц_x, (1.38)

Ga — полная масса автомобиля, Н;

ц_x — коэффициент сцепления колес с дорогой;

Рд — сила сопротивления дороги, Н;

Рд = Ga ^. Ш, (1.39)

Рв — сила сопротивления воздуха, Н;

Рв = k_В ^. Fл ^. Vа², (1.40)

k_В коэффициент обтекаемости автомобиля, k_В = 0,25;

Fл лобовая площадь автомобиля, м²;

Vа скорость автомобиля, м/с²;

Рг — сила, которую нужно приложить к вывешенным ведущим колесам автомобиля, чтобы вращать валы трансмиссии вхолостую, Н;

Рг = (2 + 0,9 ^. Va) ^. 10^{3 .} Ga, (1.41)

д_вр коэффициент учета влияния инерции вращающихся масс;

m_a — полная масса автомобиля, кг.

Остановочный путь (м):

Sост = (t_Р + t_ПР + t_У) ^.Va + Va²/ 2· ц·g, (1.42)

где

t_Р — время реакции водителя, с, (t_Р=0,5с)

t_ПР — время срабатывания привода, с, (t_ПР=0,2с)

t_У — время увеличения замедления, с, (t_У=0,5с)

Va — скорость автомобиля, м/с Таблица 1.14 — Остановочный путь и время торможения для 1 перегона.

Таблица 1.15 — Остановочный путь и время торможения для 4 перегона.

Определение предельного угла спуска.

Определим по условиям торможения двигателем предельный угол спуска при движении полностью груженого автомобиля на первой передаче. При этом будем исходить из условия равенства силы трения двигателя, приведенной к ведущим колесам, и составляющей силы тяжести при движении под уклон.

Для вычисления силы трения в двигателе, приведенную к колесам автомобиля необходимо значение тормозного момента (Н^.м):

М_Т.ДВ.= V_Л ^. (a₁ ^. n_e — b₁), (1.43)

где

Vл — рабочий объем (литраж) двигателя, л ;

a₁ и b₁ — эмпирические коэффициенты (a₁=0,007, b₁=0,12 — для карбюраторного двигателя);

n_e — частота вращения коленчатого вала двигателя, об/мин М_Т.ДВ.=1,3 · (0,007·3000 — 0,12)= 27,1 Н^.м Максимальный угол спуска (град) определим по формуле:

б = arcsin ((М_т.дв. ^. u_дк ^. u₁ ^. u_г)/(r_к ^. n_об ^. G_a); (1.44)

б = arcsin ((27,1 ^. 1 ^. 2,64 ^. 3,83)/(0,26 ^. 0,75 ^. 11 221))=7,2 град .

Определение дистанции между автомобилями в колонне.

• Определим дистанцию между автомобилями в колонне, по условиям обеспечения безопасности движения с максимальной скоростью на первом участке перегона.
• Для первого участка перегона, по графику динамического паспорта определяем максимальную скорость движения автомобиля. На данном перегоне автомобиль может двигаться на пятой передаче с максимальной скоростью 48,1м/с.
• Безопасная дистанция между автомобилями определяется по формуле:
• (1.45)

где: t_Р — время реакции водителя, с, (t_Р=0,5 с.) t_ПР — время срабатывания привода, с, (t_ПР=0,2 с.) t_У — время увеличения замедления, с, (t_У=0,5 с.)

Va — скорость автомобиля, м/с

1.9 Анализ устойчивости и управляемости АТС

Определение предельного угла поперечного уклона дороги.

Предельный угол поперечного уклона дороги (град), при котором АТС может опрокинуться при прямолинейном движении находят из уравнения статического равновесия АТС:

в_оп = arctg (B / 2^.h_ц), (1.46)

где В — колея передних колес, м; (для проектируемого принимаем автомобиля В=1,314 м)

h_ц — высота центра тяжести автомобиля, м, (для проектируемого принимаем автомобиля hц=0,47 м).

Угол поперечного уклона дороги (град), при котором АТС будет скользить при прямолинейном движении определяем из выражения:

в_зан = arctg (ц_у), (1.47)

• гдец_у — коэффициент сцепления колес с дорогой.
• Определим предельные углы поперечного уклона дороги по условиям опрокидывания и заноса на 1-ом и 4-ом участках перегона:
• воп = arctg (1,314 / 2 ^. 0,47) = 54 град;
• взан₁ = arctg (0,7) = 35 град ;
• взан₄ = arctg (0,17) = 9,6 град.

Определение критической скорости по условиям опрокидывания.

Критическая скорость движения АТС (км/ч) по условию опрокидывания :

х_оп =, (1.48)

где

R — радиус кривизны полотна дороги в плане, м;

h_ц — высота центра тяжести, м.

Определяем критическую скорость по условиям опрокидывания для груженого автомобиля (с высотой центра тяжести h_ц = 0,705 м) и порожнего (h_ц = 0,47 м) при движении на 1-ом участке перегона по горизонтальному закруглению радиусом 50м:

х_ОП.Гр =

х_ОП.Пор. =

Определение критической скорости по условиям заноса.

Критическую скорость АТС (км/ч) по условию заноса определяем по формуле:

х_зан =. (1.49)

Определяем критическую скорость по условиям заноса при движении на 4-ом участке перегона по горизонтальному закруглению радиусом 30м:

х_зан = .

Определение зависимости критической скорости от радиуса поворота.

Критическую скорость АТС по условию опрокидывания определяем для различных значений радиуса поворота и заносим в табл.4.1.

Критическую скорость АТС по условию заноса определяем для двух значений коэффициента сцепления ц = 0,4 и ц = 0,8 и различных значениях радиуса поворота и заносим в табл. 1.16.

Таблица 1.16 — Значения критической скорости АТС по условию заноса и опрокидывания.

По полученным данным на одном графике строят зависимость х_оп= f® и х_зан= f® для различных значений ц.

Оценка свойств поворачиваемости автомобиля в груженом состоянии.

При оценке поворачиваемости ограничимся вычислениями углов увода шин передней и задней оси под действием поперечной силы. Углы увода вычисляются для поперечной нагрузки, равной 40% от веса, приходящегося на соответствующую ось в груженом состоянии автобуса.

Угол увода шины (град) вычисляется по формуле:

д_УВ = R_У / К_УВ, (1.50)

К_УВ — коэффициент сопротивления уводу шины К_ув (Н/рад) вычисляется по эмпирической зависимости

К_УВ = 5 ^. В_Ш ^. (Д_Ш + 2 ^. В_Ш) ^. (Р_Ш + 1), (1.51)

Где В_ш, Д_ш — ширина и диаметр обода шины, в дюймах (для проектируемого АТС В_ш=6,1, Д_ш=15)

Р_ш — внутреннее давление в шинах, Н/см ²(для передних 58,8 Н/см ², для задних 66,15 Н/см ²).

2. РАСЧЕТ ДИФФЕРЕНЦИАЛА ПРОЕКТИРУЕМОГО АТС

Дифференциалом называется механизм трансмиссии, распределяющий крутящий момент двигателя между ведущими колесами и ведущими мостами автомобиля. Дифференциал обеспечивает разную скорость вращения ведущих колес при движении автомобиля по неровным дорогам и на поворотах.

Габаритные размеры дифференциала. В связи с тем, что дифференциал обычно устанавливают внутри главной передачи, его габаритные размеры имеют важное значение. В первую очередь это относится к межколёсному дифференциалу, так как от его размеров зависят размеры ведомой шестерни главной передачи, которые строго ограничены. От диаметра ведомой шестерни зависит высота картера ведущего моста и, следовательно, дорожный просвет и проходимость автомобиля. Наименьшие габаритные размеры имеет конический симметричный дифференциал.

2.1 Выбор прототипа дифференциала

Для данного типа АТС наиболее оптимальным является конический симметричный дифференциал.

Конический симметричный дифференциал является дифференциалом малого трения, так как имеет небольшое внутреннее трение. Конический симметричный дифференциал малого трения прост по конструкции, имеет небольшие размеры и массу, высокие КПД и надёжность, обеспечивает хорошие управляемость и устойчивость, уменьшает изнашивание шин и расход топлива. Этот дифференциал также называют простым дифференциалом.

К дифференциалу предъявляют следующие требования, в соответствие с которыми он должен:

а) распределять крутящий момент между ведущими колёсами, обеспечивая автомобилю наилучшие тягово-скоростные свойства, проходимость, управляемость и устойчивость;

б) иметь минимальные габаритные размеры.

При расчёте дифференциала определяют его КПД, а также рассчитывают полуосевые шестерни, сателлиты и крестовину сателлитов на прочность.

2.2 Выбор КПД дифференциала

Значение КПД дифференциала определяется по следующей формуле:

гдеN_тр — потери мощности на трение в дифференциале;

N_Д — мощность на корпусе дифференциала.

2.3 Расчёт шестерен и сателлитов

Расчёт полуосевых шестерен и сателлитов дифференциала на прочность выполняется аналогично расчёту на прочность шестерен главной передачи. При этом различается только определение окружной силы, действующей на зубья шестерен. При расчете считают, что окружная сила распределяется поровну между всеми сателлитами и каждый сателлит передает усилие двумя зубьями.

Рис. 1. Схема для расчёта конического дифференциала.

Окружная сила, действующая на один сателлит:

гдеr₁ — радиус приложения окружной силы;

n_c — число сателлитов.

Н Напряжение изгиба в зубьях полуосевых шестерен и сателлитов:

гдеb — ширина шестерни — сателлита;

m_н — нормальный модуль;

y — коэффициент формы зуба.

Допустимые напряжения изгиба [у_изг] = 500…800 МПа.

Материал шестерен и сателлитов — сталь 18ХГТ, 20ХН3А и 24ХГМ.

МПа — шестерня полуоси.

МПа — сателлит.

2.4 Расчёт оси сателлитов

У оси рассчитывают шипы под сателлитами и в местах крепления в корпусе дифференциала.

Ось под сателлитом рассчитывают на смятие и на срез:

напряжения смятия МПа < 60 МПа — условие выполнено напряжения среза МПа < 100 МПа — условие выполнено гдеd — диаметр оси;

l₁ — длина оси под сателлитом;

d₁ — диаметр поверхности контакта сателлита с корпусом дифференциала. Допустимые напряжения смятия [у_см] = 50…60 МПа.

Допустимые напряжения среза [ф_ср] = 100…120 МПа.

Ось в месте крепления в корпусе дифференциала рассчитывают на смятие:

МПа < 60 МПа — условие выполнено.

Где Н — окружная сила, действующая на ось; r₂ — радиус приложения окружной силы к оси; l₂ — длина заделки оси в корпусе дифференциала.

Допустимые напряжения смятия [у_см] = 50…60 МПа.

При расчёте дифференциала по давлению торца сателлита на корпус дифференциала в месте контакта определяют напряжения смятия:

МПа < 10 МПа — условие выполнено.

где

Н — осевая сила, действующая на сателлит;

б — угол зацепления; д — половина угла начального конуса сателлита;

мм²

— торцовая площадь сателлита.

Допустимые напряжения смятия [у_см] = 10…20 МПа.

Заключение

Определив основные параметры автомобиля, и проанализировав полученные результаты, а, также сравнив их с данными автомобилей — аналогов, можно сделать вывод о том, что проектируемый автомобиль находится в промежуточном положении между своими «одноклассниками» по группе, и отвечает всем требованиям, предъявляемым к современным автомобилям. На основе анализа данных полученных в расчете можно сказать, что автомобиль обладает тягово-скоростными характеристиками, типичными для автомобилей малого класса и сопоставимыми с имеющимися данными по автомобилям — аналогам. Сравнив полученные результаты с данными контрольного расхода топлива автомобилей — аналогов, делаем вывод, о том, что топливная экономичность проектируемого АТС, приблизительно соответствует автомобилям этой же группы. В целом, автомобиль по своим характеристикам получился достаточно практичным и может эффективно использоваться в различных сферах хозяйственной жизни.

Осепчугов В.В., Фрумкин А. К. Автомобиль: Анализ конструкций, элементы расчета: Учебник для студентов вузов по специальности «Автомобили и автомобильное хозяйство». — М.: Машиностроение, 1989. — 304 с., ил.

Литвинов А.С., Фаробин Я. Е. Автомобиль: Теория эксплуатационных свойств: Учебник для студентов вузов по специальности «Автомобили и автомобильное хозяйство». — М.: Машиностроение, 1989. — 238 с., ил.

Иларионов В. А. Эксплуатационные свойства автомобиля. — М.: Машиностроение, 1968. — 280 с.

Гришкевич А.И. — Проектирование трансмиссий автомобилей: справочник. — М.: Машиностроение, 1984. — 269 с.

Вахламов В.К. — Конструкция, расчёт и эксплуатационные свойства автомобиля: учебное пособие для студ. высш. учеб. заведений. — М.: Издательский центр «Академия», 2007. — 560 с.

Левицкий В.С. — Машиностроительное черчение и автоматизация выполнения чертежей. — 8-е изд., перераб. и доп. — М.: Высшая школа, 2007. — 435 с.