Блокировка заднего моста Автобуса А-049 ТУР

Курсовой проект по Конструированию и расчету АиТ тема: Блокировка заднего моста Автобуса А-049 ТУР Екатеринбург, 2014

Автобус Богдан А049 тур класса А

Передаточные числа коробки передач:

I передача 3,78;

II передача 2,60;

III передача 1,55;

IV передача 1,00;

V передача 0,82;

Задний ход 4,11;

Передаточное число главной передачи 4,375;

1. Расчет эксплуатационных свойств

1.1 Расчет и построение тяговой характеристики АТС

1.1.1 Расчет внешней скоростной характеристики двигателя

Пример расчета при:

1.1.2 Расчет тяговой характеристики АТС

Скорость движения АТС на всех передачах (в соответствии с принятой в п. 2 частотой вращения коленчатого вала) определяется по формуле:

Значение свободной силы тяги P_a АТС на всех передачах вычисляется по формуле:

где

P_k — касательная сила тяги АТС определяется по формуле:

P_w — сила сопротивления воздушной среды определяется по формуле:

Пример расчета на первой передаче при:

Табл.1.1 Данные для построения тяговой характеристики

1.2 Расчет характеристики разгона

1.2.1 Возможные ускорения разгона на каждой передаче

Ускорения АТС на всех передачах для принятых ранее частот вращения коленчатого вала двигателя и рассчитанных значений скорости вычисляют по формуле:

где: — коэффициент учета вращающихся масс АТС, рассчитываемый по приближенной формуле:

Пример расчета на первой передаче при:

1.2.2 Время и путь разгона

Из графика ускорений определяем средние ускорения в интервале изменения скоростей:

Время разгона в интервале изменения скоростей V₁ и V₂:

Определим время разгона на каждой передаче Время переключения передач принимаем

Общее время разгона:

При определении пути разгона S считают, что в каждом интервале изменения скорости автомобиль движется равномерно со скоростью:

Величину уменьшения скорости за время переключения определяют из выражения:

Путь, пройденный автомобилем за время переключения передач:

Общий путь разгона:

2. Расчет заднего моста

2.1 Расчет зубчатой муфты

2.1.1 Проектировочный расчет зубчатой муфты

Диаметр зубчатого венца рассчитывается по критерию выносливости зубьев при изгибе:

где

m — модуль зубьев,

z — число зубьев, бугол профиля зуба исходного контура,

n_F — коэффициент запаса по напряжениям изгиба, у_FP — допускаемые напряжения изгиба,

M — передаваемый крутящий момент,

b — длина зубчатого венца,

E — модуль упругости материала,

K_h — коэффициент высоты зуба.

Модуль зубьев определяется по критерию безносного срока службы зубьев:

где

m — модуль зубьев,

z — число зубьев, бугол профиля зуба исходного контура,

M — передаваемый крутящий момент,

E — модуль упругости материала,

K_h — коэффициент высоты зуба, г_T — угол перекоса.

Угол перекоса допускается не более 15', то есть 0,0044рад.

Принимаем .

Тогда уточним число зубьев:

Примем, тогда .

Толщина обоймы определяется по критерию выносливости обода обоймы при изгибе:

где

— коэффициент запаса обода,

— предел выносливости материала, определенный из усталостных испытаний гибкого колеса волновой передачи и принятый равным 291МПа.

2.1.2 Проверочный расчёт зубчатой муфты по ГОСТ 5006–83

1. Модуль, мм

2. Число зубьев

3. Длина зуба

4. Коэффициент высоты зуба

5. Угол зацепления

6. Радиус смещения исходного контура

для прямого зуба

7. Радиус бочки ;

8. Толщина обода

9. Угол перекоса

10. Крутящий момент

11. Твердость поверхности зубьев Полумуфты изготавливаем из стали 40Х с улучшением и закалкой токами высокой частоты. При этом достигается твердость

12. Средняя нагрузка на зубе

13. Модуль упругости

14. Жесткостной параметр зубьев

15. Максимальная нагрузка на зубе

16. Податливость зуба

17. Биение зубчатого венца втулки

18. Биение зубчатого венца обоймы

19. Вероятная величина биения

20. Коэффициент перегрузки зубьев

21. Предельная нагрузка на зубе

22. Перегрузка зубьев Так как, то принимаем и расчёт продолжаем для Р₁ из п. 16 .

23. Коэффициент формы зуба

24. Коэффициент увеличения изгибных напряжений

25. Контактная деформация прямых зубьев

26. Средние изгибные напряжения

27. Проверка зубьев при изгибе максимальной нагрузкой

28. Допускаемые изгибные напряжения По [2,т.3.1] для закаленных ТВЧ сталей

29. Коэффициент запаса по изгибным напряжениям

30. Коэффициент снижения разрушающей нагрузки

31. Коэффициент угла перекоса

32. Предельное напряжение для закаленных сталей По [2,т.3.1] для закаленных ТВЧ сталей

33. Коэффициент запаса по максимальной статической нагрузке

34. Номинальные контактные напряжения

35. Расчетные контактные напряжения

2.2 Проверочный расчет главной передачи

2.2.1 Коэффициенты пробега

Таблица 2.1 Относительные пробеги на каждой передаче

Расчетная удельная сила тяги на данной передаче

где F_р — расчетная окружная сила на ведущих колесах на данной передаче.

Тогда

Среднее значение удельных окружных сил

где

— удельное сопротивление дороги (сопротивление качению)

— удельное сопротивление воздуха;

Таблица 2.2. Результаты расчетов коэффициентов пробега на различных передачах

Определение напряженности зубьев и пробега автомобиля до поломки или выкрашивания зубьев.

двигатель автобус разгон передача

2.2.2 Расчет напряжений изгиба

— окружная сила на данной передаче.

Пример расчета для первой передачи в КП:

единичное напряжение изгиба;

— коэффициент, зависящий от суммарной длины контактных линий и величины перекрытия;

— коэффициент, который учитывает распределение нагрузки между зубьями, зависит от точности изготовления колеса;

— коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

— коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении;

— коэффициент, учитывающий свойства смазок и характер работы колеса в зацеплении;

— коэффициент, учитывающий габаритные размеры зубчатого колеса.

где — коэффициент напряжения изгиба, определяется по графику

— учитывает параметры сопряженного зубчатого колеса, для конических передач .

— зависит от угла профиля исходного контура.

— учитывает радиус переходной кривой.

— учитывает перераспределение толщины зубьев шестерни и колеса.

Для конических передач с непрямыми зубьями по графику определяем:

.

Ресурс по усталости при изгибе, обеспечивающей один километр пробега при работе на нескольких передачах

— передаточное число от рассматриваемой шестерни до колеса

— для расчета на изгибную прочность.

Общий ресурс по усталости при изгибе

где — предельное напряжение изгиба при базовом числе циклов;

— базовое число циклов ;

где — характеризует выносливость материала и определяется по таблице;

— особенность обработки зубьев ;

— учитывает характер нагружения.

.

.

Пробег автомобиля до усталостной поломки зуба

.

Ресурс по напряжениям изгиба

Где — коэффициент долговечности рассчитывается по формуле

;

Общее эквивалентное число циклов нагружения

;

Допускаемое напряжение изгиба

.

2.2.3 Определение контактной напряженности активных поверхностей зубьев

Параметр контактного напряжения

единичное напряжение изгиба

— коэффициент, зависящий от суммарной длины контактных линий и величины перекрытия;

— коэффициент, который учитывает распределение нагрузки между зубьями, зависит от точности изготовления колеса;

— коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

— коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении;

— коэффициент, учитывающий свойства смазок и характер работы колеса в зацеплении;

.

Ресурс по контактной усталости на 1 км пробега

Предельное контактное напряжение

где — по таблице ;

— определяется шероховатостью поверхности .

Общий ресурс зубчатого колеса

.

Пробег автомобиля до появления выкрашивания зубьев Допускаемое контактное напряжение

;

;

2.3 Расчет конического дифференциала

На прочность в коническом дифференциале проверяются зубья сателлитов и полуосевых шестерен, крестовина и проверяются нагрузки со стороны сателлитов на корпус.

Расчет на прочность сателлитов и полуосевых шестерен производится по методике, по которой выше было рассчитана коническая шестерня главной передачи.

Таблица 2.3 Результаты расчета на прочность по изгибным и контактным напряжениям сателлитов дифференциала

На рис. 2.1 представлена расчетная схема действующих на сателлит сил.

Рис. 2.1 Расчетная схема действующих на сателлит сил Окружная сила действует на два зуба сателлита одновременно. Проекции силы, равные, направлены в разные стороны и взаимно уничтожаются. Радиальная сила будет равна двум окружным усилиям.

где — КПД трансмиссии до дифференциала,

n — число сателлитов,

.

Эта радиальная сила действует на ось сателлита, которая рассчитывается на срез в опасном сечении Х-Х.

.

Осевая сила действует на опорную поверхность, А сателлита и рассчитывается на смятие. Напряжение на смятие определяется как:

Допускаемое напряжение на смятие опорной поверхности берется в пределах .

На смятие рассчитывается и поверхность Б, которая соприкасается с поверхностью крестовины.

где F — контактная поверхность сателлита и крестовины на высоте ,

R_C— радиальная сила, Н,

r — pадиус точки приложения силы Р,

d₁— диаметр шипа крестовины,

h₁— высота сателлита.

Допустимое напряжение на смятие составляет

.

Также проводится расчет на смятие поверхности контакта шипа крестовины. Напряжение смятия составит:

2.4 Расчет полуосей моста

При движении автобуса на колеса действует ряд сил и моментов, которые зависят от конкретных условий движения. К этим силам можно отнести касательную силу тяги, тормозное усилие, реакции со стороны веса, крутящий момент, передаваемый от двигателя через трансмиссию к колесам, боковую реакцию. Эти силы и моменты изгибают, скручивают, сжимают или растягивают полуоси. Кроме того, следует учитывать наезды на препятствия и инерционные силы. В зависимости от действия сил, их непосредственного нагружения полуосей, полуоси разбивают на 4 группы.

Так как при блокировке дифференциала полуосью передается значительно больший момент, чем в базовой версии автомобиля, то рассчитаем необходимое увеличение диаметра:

Для стали 40Х

Принимаем

Тогда напряжения на скручивание составит:

2.5 Расчет подшипников

2.5.1 Проверочный расчёт большого дифференциального подшипника

Сначала определим силы, действующие на подшипник со стороны главной передачи.

Рис 2.2 Схема для определения сил в зубчатом зацеплении главной передачи

Окружная сила, действующая на зуб главной передачи:

;

где Мемах — максимальный крутящий момент двигателя,

i — передаточное число трансмиссии до главной передачи,

Rср — средний радиус конической шестерни.

На 1 передаче в КПП окружная сила будет равна:

На 2 передаче в КПП окружная сила будет равна:

Используемая на данном автобусе главная передача — коническая с круговым зубом. Так как направление вращения шестерни при взгляде с вершины конуса и направление линии зуба совпадают, то по известной из курса «Детали машин» формуле определим осевую силу, действующую на зубчатое колесо главной передачи.

где Р — окружная сила, вm — средний угол наклона зуба, ,

б — угол исходного производящего контура, половина угла конуса шестерни.

На 1 передаче в КПП осевая сила будет равна:

На 2 передаче в КПП осевая сила будет равна:

.

Далее определим радиальную силу, возникающую в главной передаче:

На 1 передаче в КПП сила будет равна:

На 2 передаче в КПП сила будет равна:

.

Примем, что вес автобуса, приходящийся на одно колесо, полностью воспринимается ступичными подшипниками колеса и одним подшипником дифференциала.

Рис 2.3 Схема действия сил на передний мост в вертикальной плоскости.

Тогда в подшипнике, А возникает реакция в вертикальной плоскости:

где Gk — часть веса автомобиля, приходящаяся на одно колесо:

Так как на заднюю ось автомобиля при полной загрузке приходится 1450 кг, то

а и b — геометрические размеры.

Определим реакции в подшипнике А, возникающие в горизонтальной плоскости.

Рис 2.4 Схема действия сил на задний мост в горизонтальной плоскости На 1 передаче в КПП:

На 2 передаче в КПП:

Итак, суммарные радиальные силы, действующие на разных передачах:

При нагружении роликового конического подшипника радиальной нагрузкой R возникают осевые составляющие.

На интересующем нас подшипнике А:

где е — параметр осевого нагружения. Для роликовых конических подшипников .

Тогда осевые составляющие на различных передачах:

Из данной схемы очевидно, что осевая сила, действующая со стороны колеса главной передачи, полностью воспринимается левым подшипником дифференциала. Интересующий нас подшипник — правый, поэтому его осевой нагрузкой будут только силы

Базовая долговечность подсчитывается по формуле

Где С_Д — динамическая грузоподъемность, кН;

Р_Д — эквивалентная динамическая нагрузка, кН;

р=3,33 — для роликовых подшипников.

Эквивалентная динамическая нагрузка на каждой передаче:

где Кt = 1,05 — температурный коэффициент;

Кб = 1,1 — коэффициент безопасности;

Y=1,4 — коэффициент осевой нагрузки, по [8, таб.П.6];

Х=0,4 — коэффициент радиальной нагрузки, по [8, таб.2.6];

R — радиальная нагрузка;

А — осевая нагрузка.

Эквивалентная динамическая нагрузка на 1 передаче в КП:

Эквивалентная динамическая нагрузка на 2 передаче в КП:

Опора, А будет нагружаться радиальной силой:

В подшипнике будет возникать осевая составляющая:

Итак, реакции в опоре, А на 3,4,5 передачах в КП соответственно:

Эквивалентная динамическая нагрузка на 3,4,5 передачах в КП:

Эквивалентная динамическая нагрузка с учетом работы на всех передачах

;

Где L — долговечность подшипника, соответствующая требуемому пробегу автомобиля (150тыс.км).

L_i — долговечность подшипника, соответствующая пробегу автомобиля на i-той передаче.

Так как прямо пропорционально, то можно преобразовать вышеуказанную формулу:

По табл2.1 нам известны относительные пробеги для автобуса на каждой передаче.

Для подшипника А:

Тогда необходимая динамическая грузоподъемность:

У выбранного мной подшипника У7514А ГОСТ 333–79. То есть, подшипник проходит проверку.

2.5.2 Расчет малого дифференциального подшипника

Малый подшипник нагружается, как и большой, силами веса автомобиля и силами, действующими со стороны главной передачи. Отличие в том, что малый подшипник полностью воспринимает осевую силу Fa.

Реакция подшипника В в вертикальной плоскости:

Реакция подшипника В в горизонтальной плоскости:

На 1 передаче в КПП:

На 2 передаче в КПП:

Итак, суммарные радиальные силы, действующие на разных передачах:

Внешние осевые силы, действующие на подшипник:

На 1 передаче в КПП:

На 2 передаче в КПП:

.

Результаты расчетов эквивалентных динамических нагрузок на подшипник В на разных передачах приведены в табл.2.4

Таблица 2.4 Эквивалентные динамические нагрузки Р_Di на опору В

Эквивалентная динамическая нагрузка с учетом работы на всех передачах Тогда необходимая динамическая грузоподъемность:

У выбранного мной подшипника У7510А ГОСТ 333–79. То есть, подшипник В проходит проверку.

2.6 Расчет шлицевого соединения зубчатой муфты

Так как при блокировке дифференциала зубчатая муфта передает больший момент, чем момент, передаваемый с помощью шлицевого соединения через полуось в базовом исполнении автобуса Богдан, то я решил, что необходимо увеличить нагрузочную способность шлицевого соединения. Поэтому я предварительно выбираю прямобочное шлицевое соединение тяжелой серии по ГОСТ 1139–80

.

Расчет на смятие.

Расчет на смятие предупреждает пластические деформации рабочих поверхностей зубьев при перегрузках.

Условие достаточной прочности шлицев на смятие:

где Мкр — номинальный крутящий момент (наибольший из длительно действующих),

z — число зубьев,

h — рабочая высота зубьев,

d_CP — средний диаметр соединения,

l — рабочая длина зубьев,

Для прямобочных зубьев .

Расчет на износ.

Расчет на износ выполняется по условию:

Где — допускаемые напряжения на износ,

Где Кз — коэффициент неравомерности нагрузки и различного скольжения на зубьях при расчете на износ [4, таб.6.2]

Кпр — коэффициент продольной концентрации нагрузки, [4, таб.6.3]

Кн — коэффициент переменности нагрузки, [4, таб.6.2]

Кс — коэффициент условий смазки подвижных соединений, для средней смазки Кс=1

Кос — коэффициент осевой подвижности в соединении Для подвижного соединения без нагрузки .

— по [Иванов, таб.6.5]

То есть, данное шлицевое соединение прошло проверку на смятие и на износ.

2.7 Расчет гидравлического привода включения блокировки дифференциала

Схема привода включения блокировки представлена в Приложении А.

Необходимое давление в полости, А для перемещения штока:

где

Fшт — усилие на штоке включения блокировки, необходимое для перемещения обоймы зубчатой муфты, .

d — диаметр поршня рабочего цилиндра включения блокировки

Выбираем шестеренчатый насос РЗ-4,5а с характеристиками:

Для перемещения управляющего золотника достаточно усилия нажатия пальцем руки водителя, так как оно необходимо лишь для преодоления сопротивления перемещению поршней привода и золотника.

3. Инструкция по сборке заднего моста

Мост собирается на специальном стенде.

Сборка главной передачи

— установить привод включения блокировки вместе вилкой поз.2

— запрессовать наружное кольцо большого подшипника дифференциала поз.23 в картер главной передачи поз.8, и наружное кольцо малого подшипника дифференциала поз.25

— установить в картер главной передачи ведомую шестерню в сборе с дифференциалом поз.1 и напрессованными внутренними кольцами подшипников дифференциала

— запрессовать кожух правой полуоси поз.9, установить на полуось обойму зубчатой муфты поз.14

— установить стопорное кольцо ведущей шестерни поз.7

— установить ведущую шестерню поз.22 с напрессованным подшипником поз.24

— с помощью регулировочных колец поз.18 отрегулировать зубчатое зацепление главной передачи

— установить маслоотгонное кольцо поз.11 и крышку ведущей шестерни поз.13, ввернув болты крепления поз.32 моментом затяжки 40−50Н*м

— установить манжету ведущей шестерни поз.33

— установить фланец крепления карданного вала поз.5

— установить прокладку крышки картера поз.17

— установить крышку картера поз.12

— ввернуть болты поз.32 и гайки крепления крышки и картера, нанеся на резьбовую часть анаэробный герметик ВГК-18 № 2 МРУТ ТУ 07−6012−63, предварительно обезжирив резьбу соединяемых деталей

— запрессовать левый кожух полуоси поз.10

— установить пробку маслозаливного отверстия поз.28

В картер главной передачи через маслозаливное отверстие залить трансмиссионное масло ТСп-15, подогретое до температуры 50−60⁰С.

После сборки провести проверку моста на шум, нагрев и отсутствие течи смазки на специальном стенде.

Выводы

В данном курсовом проекте я занимался усовершенствованием заднего моста автобуса Богдан А049, а именно введением возможности блокирования межколесного дифференциала.

Конечно, в рамках учебного курсового проекта достаточно сложно выполнить работоспособную схему, пригодную к запуску в производство.

Итак, я выполнил:

· Проектировочный расчет зубчатой муфты, блокирующей дифференциал

· Соответствующую изменениям конструктивную доработку картера главной передачи и замену одного дифференциального подшипника

· Проверочный расчет основных элементов заднего моста, а именно главной передачи, конического дифференциала, полуосей, подшипников, шлицевого соединения.

· разработку отдельных элементов привода включения блокировки дифференциала.

Но стоит отметить то, что выполненная мной схема блокировки дифференциала, то есть механическая блокировка зубчатой муфтой на современных автобусах не используется и среди её преимуществ лишь дешевизна и простота.

Тем не менее эта схема работоспособна, и именно её я применил на автобус Богдан А049.

Список литературы

1. Автомобили и тракторы. Конструкция и элементы расчета шасси: учебное пособие/ Багин Ю. И. — Екатеринбург: Издательство УГТУ-УПИ, 2002 г.

2. Зубчатые соединительные муфты/ Э. Л. Айрапетов, Д. Б. Мирзаджанов. — М.: Наука, 1991

3. Иванов Е. А. Муфты приводов. — М.: МАШГИЗ, 1959

4. Иванов М. Н. Детали машин. — М.: Высш.шк., 1991

5. Раевская Е. А. Конструирование и расчет сцепных муфт: — М.: Печатник, 1975

6. Расчет деталей машин: учебное пособие/ Г. Л. Баранов. — Екатеринбург: Издательство УГТУ-УПИ, 2007