Седельный тягач с колесной формулой 4*2 с разработкой дифференциала повышенного трения - реферат

АННОТАЦИЯ

Сагалаев А.В. Седельный тягач с колесной формулой 4ґ2 с разработкой самоблокирующегося дифференциала. Миасс: ММФ-521, 2002, количество листов . Библиография литературы- 19 наименований, 12,5 листов чертежей формата А1, 6 листов спецификаций.

Целью данного дипломного проекта является разработка межколесного дифференциала повышенного трения для седельного тягача с колесной формулой 4ґ2.

В данном дипломном проекте проведен тягово-динамический расчет, расчет дифференциала, проверочный расчет конической главной передачи. Также определены нагрузочные режимы для всех элементов редуктора моста.

В технологической части дипломного проекта описан техпроцесс изготовления шестерни полуоси и рассчитаны режимы резания для двух операций.

Использование автопоезда в составе тягача и полуприцепа народном хозяйстве даст экономию за счет снижения себестоимости перевозок, вследствие увеличения грузоподъемности.

ВВЕДЕНИЕ

Концентрация производства, переход к постоянно действующим предприятием с более глубокой переработкой сырья ведут к большему охвату территории с соответствующим увеличением объема транспортной работы и удельного веса транспортных операций в общей стоимости сырья. Транспорт становится решающим звеном производственного процесса.

Глубокие качественные и количественные изменения в области грузоперевозок, характерной чертой которых является концентрация производства, выдвинули ряд новых задач в области грузоперевозок. К современным автопоездам предъявляются следующие требования: при движении по магистралям они должны иметь высокий уровень опорной проходимости и повышенный запас прочности (что снижает транспортные показатели при движении по магистральным дорогам, где особое значение приобретает повышение коэффициента полезной нагрузки, грузоподъемности и скоростного режима).

Кроме общих требований, предъявляемых ко всем механизмам трансмиссии, как-то: высокий КПД и минимальный уровень шума, малые габариты и масса, надежность, технологичность, простота обслуживания и др., дифференциалы должны распределять крутящие моменты между выходными валами в пропорции, обеспечивающей наилучшие эксплуатационные свойства колесной машины (максимальную силу тяги, хорошую устойчивость и управляемость). Однако для увеличения силы тяги колесной машины нужно распределять крутящие моменты по колесам пропорционально их сцепным весам и коэффициентам сцепления, что на дорогах с различными коэффициентами сцепления под колесами левого и правого бортов приведет к разным силам тяги по бортам, появлению момента этих сил относительно вертикальной оси, проходящей через центр масс автомобиля. Это также приведет к возникновению боковых сил, уводу шин, ухудшению устойчивости и управляемости. Для обеспечения же устойчивости необходимо равенство сил тяги на колесах левого и правого бортов, что на дорогах с малой несущей способностью и различными коэффициентами сцепления под колесами левого и правого бортов приведет к недоиспользованию возможностей по сцеплению колес с дорогой из-за ограничения сил тяги на всех колесах силой тяги на колесе, имеющем минимальные сцепные возможности, и, как результат, - к ухудшению проходимости колесной машины.

Обычно это противоречие разрешается в пользу увеличения максимальной силы тяги и улучшения проходимости автомобиля.

1. Технико-экономическое обоснование проекта

Анализ типов автомобилей для перевозки грузов.

Грузовой автомобиль общетранспортного назначения предназначен для перевозки широкой номенклатуры грузов.

Такой автомобиль, по сравнению с автопоездами, обладает лучшей проходимостью, так как имеет большую сцепную массу. Это качество важно на дорогах с низким коэффициентом сцепления. Одиночный автомобиль обладает хорошей маневренностью из-за небольшого радиуса поворота, что очень важно в стесненных условиях. Однако, у автомобиля общетранспортного назначения существуют и недостатки:

- неполное использование грузоподъемности;

- невозможность перевозки длинномерного груза;

- необходимость дополнительного погрузочно-разгрузочного оборудования;

- сложность разгрузки;

- отсутствие приспособлений для крепления груза

- возможность распирания бортов платформы;

- в случае перевозки длинномерных грузов, выходящих за габариты платформы, ухудшается управляемость автомобиля, тем самым снижается безопасность дорожного движения.

Применение автопоезда общетранспортного назначения (тягач + полуприцеп) для грузоперевозок позволит:

- увеличить порционность груза;

- перевозить длинномерный груз;

- обеспечить временное хранение у грузополучателя на полуприцепе в случае отсутствия складских помещений;

- повысить производительность перевозок, снизить трудоемкость и энергоемкость перевозок, снизить приведенные затраты в эксплуатации по сравнению с одиночным автомобилем.

Но есть и ряд отрицательных моментов применения автопоезда общего назначения для грузоперевозок. У него хуже маневренность из-за увеличения радиуса поворота по сравнению с одиночным автомобилем. Это проявляется при движении задним ходом, особенно в стесненных условиях. Проходимость так же хуже, чем у одиночных транспортных средств, кроме этого наблюдается:

- неполное использование грузоподъемности;

- необходимость дополнительного погрузочно-разгрузочного оборудования;

- сложность разгрузки;

- возможность распирания бортов платформы сортиментами;

- отсутствие приспособлений крепления груза;

- невозможность перевозки грузов большой длинны, что снижает управляемость автопоездом и тем самым снижает безопасность дорожного движения.

Повышение грузоподъемности подвижного состава при строгой регламентации осевой нагрузки может быть достигнуто только путем увеличения числа осей. Автопоезд, состоящий из тягача, оборудованного седельно-сцепным устройством и полуприцепа позволяет значительно повысить грузоподъемность автопоезда за счет увеличения общего количества осей автопоезда при сохранении регламентированной нагрузки на одну ось.

Преимущества такого автопоезда:

- возможность работы автомобиля-тягача со сменным прицепным составом;

- перевозить длинномерный груз;

- увеличить порционность груза;

- повысить производительность перевозок, снизить трудоемкость и энергоемкость перевозок и за счет этого снизить приведенные затраты при эксплуатации автопоезда.

Недостатки такой транспортной схемы:

- ухудшение маневренности;

- увеличение опасности складывания автопоезда, особенно на спусках;

- снижение удельной мощности;

- уменьшение коэффициента сцепного веса;

- необходимость специальной погрузочной техники.

Выбор схемы

На основании приведенного анализа типов автомобилей для перевозки грузов общего назначения, для дипломного проекта выбрана схема автопоезда, состоящего из автомобиля – тягача и полуприцепа. Выбранная схема в большей мере отвечает требованиям предъявленным потребителями.

Он имеет более высокую среднегодовую производительность, небольшую трудоемкость и энергоемкость перевозок, небольшие приведенные затраты.

Применение автопоезда с полуприцепом позволит:

- перевозить груз различной длинны (до 14 м);

- повышенная скорость движения автопоезда при движении по магистральным дорогам;

- улучшить условия работы водителя;

- уменьшить время и материальные затраты на техническое обслуживание за счет увеличения надежности автопоезда.

2 Конструкторская часть

2.1 Общие вопросы проектирования трансмиссии

2.1.1 Выбор двигателя

Современные ДВС не обладают достаточным диапазоном крутящих моментов и угловых скоростей. В то же время для движения автомобиля в различных условиях необходимо, чтобы усилие на ведущих колесах и частоты их вращения изменялись в значительных пределах. Эту роль выполняют агрегаты трансмиссии.

Определим требуемую максимальную мощность ДВС, исходя из энергетического обеспечения максимальной скорости (по балансу мощности) [11.c.213] :

,

где Р_y - сила сопротивления дороги;

Р_W – сила сопротивления воздуха;

V_max – максимальная скорость, м/с, V_max = 85 км/ч;

h_{тр в} – КПД трансмиссии на режиме движения с максимальной скоростью, h_трв= 0,855;

К_с – коэффициент, учитывающий потери мощности в воздухоочистителе, глушителе, радиаторе, компрессоре и вспомогательных агрегатах, К_с = 0,96.

В свою очередь, силы сопротивления дороги и воздуха равны:

[13.c.214]

Где m_a – масса автопоезда, m_a = 40000 кг;

g – ускорение свободного падения, g = 9,81 м/с²;

y - коэффициент сопротивления движению, y = 0,018; [13.c.219]

С_х – коэффициент обтекаемости, С_х = 0,86; [13.c.214]

К_лоб – коэффициент заполнения площади лобового сечения, К_лоб = 0.92 [13.c.214]

В – колея передних колес автопоезда, В = 2,03 м,

Н – габаритная высота автопоезда, Н = 4 м,

r_v – плотность воздуха, r_v = 1,25 кг/м³;

V_max – максимальная скорость автопоезда, V_max = 85 км/ч.

Тогда,

Р_y = 40000*9,81*0,018 = 7063 Н,

Р_w = 0,138*0,86*0,92*2,03*4*1,25*85² = 2205 Н.

Исходя из этого следует,

Вт.

Выбираем двигатель жидкостного охлаждения – 8210.42К

- число цилиндров – шесть в ряд,

- номинальная мощность при 1900 об/мин, кВт (л.с.) – 272 (370),

- максимальный крутящий момент при 1100об/мин, Нм (кГс м)– 1720 (175).

2.1.2 Определение параметров шин

По аналогии с базовой моделью выбираем шины 13.00-R20.

Радиус качения определяем по формуле Зимелева:

,[13.c.215]

где r_ст – статический радиус колеса, r_ст = 0,525 м] ,[8.c.403

r_св – свободный радиус колеса, r_св = 0,560 м.

м.

2.1.3 Определение передаточных чисел трансмиссии

Расчет минимального передаточного числа трансмиссии u_min ведем, исходя из кинематического обеспечения максимальной скорости V_max:

u_min = w_{дв N} r_к / V_max = 3,6pn_{дв N}r_к/(30V_max), [13.c.216]

где n_{дв N} в об/мин; V_max в км/ч,

u_min = 3,6*3,1415*1900*0,547/(30*85) = 4,6.

В настоящее время стремятся несколько уменьшить u_min по сравнению со значением, полученным по приведенному выше выражению. Тем самым как бы увеличивают V_max. Энергетически увеличение максимальной скорости может быть реализовано при уменьшении суммарного коэффициента сопротивления движению y по сравнению с его расчетным значением (например, при движении под гору) или при снижении полной массы m_а автопоезда (например, при движении в недогруженном состоянии). Это обеспечивает увеличение производительности автопоезда из-за движения с большей скоростью либо, при движении с прежней скоростью, экономию топлива и уменьшение износа двигателя вследствие уменьшения частоты вращения коленчатого вала двигателя и приближения значения этой частоты к зоне с минимальным удельным расходом топлива.

Принимаем u_min = 3,9 , что соответствует V_max = 100 км/ч.

Максимальное передаточное число u_max трансмиссии выбирают на основании сравнения трех величин:

1) максимального передаточного числа u_{max j} , обеспечивающего реализацию максимально возможной силы тяги по условию сцепления колес с дорогой:

,[13.c.216]

где j - коэффициент сцепления колеса с дорогой, j = 0,8;

G_сц – сцепной вес, G_сц = 113815 Н (при нагрузке на ведущий мост 11500кг);

Т_me – максимальный крутящий момент двигателя, Т_me = 1720 Нм;

h_{тр н} – КПД трансмиссии при движении на низшей передаче, h_тр = 0,826.

.

2) максимального передаточного числа u_maxy , обеспечивающего преодоление автопоездом заданного дорожного сопротивления y_max при равномерном движении и пренебрежением сопротивления воздуха (ввиду малой скорости движения)

,[13.c.217]

где y_max – максимальное дорожное сопротивление, y_max = 0,25;

.

3) максимального передаточного числа u_{max v} , обеспечивающего устойчивое движение автопоезда с требуемой минимальной скоростью V_min = 5 км/ч:

,[13.c.217]

.

Для неполноприводных автомобилей неравенство u_maxy > u_maxj свидетельствует о том, что преодоление заданного дорожного сопротивления невозможно без увеличения сцепного веса (т.е. увеличения числа ведущих осей). В этом случае необходимо отвергнуть u_maxy и принять u_{max j} . Так как u_{max j} > u_{max v} , то принимая u_max = u_{max j} , полностью используется сцепной вес, а минимальная скорость будет даже меньше требуемой.

Определяем передаточные числа други агрегатов трансмиссии при условии обеспечения найденных выше максимального u_max и минимального u_min передаточных чисел трансмиссии. При этом необходимо стремиться обеспечить наибольшее передаточное число в агрегатах трансмиссии, расположенных ближе к колесам, что позволяет уменьшить передаваемый крутящий момент, большей частью валов и деталей трансмиссии, и снизить их массу. Наиболее эффективно это можно сделать благодаря введению колесных редукторов с достаточно большим (до u_кр = 5…6) передаточным числом.

Передаваемый крутящий момент и массу трансмиссии можно уменьшить и установкой в начале силового потока ускоряющего редуктора. Также вместо установки ускоряющего редуктора крутящий момент можно уменьшить сдвигом всех передаточных чисел коробки передач в сторону меньших передаточных чисел. При этом в коробке появляется несколько ускоряющих передач.

Передаточное число главной передачи можно определить по формуле:

, [13.c.225]

где u_пкп.в–минимальное передаточное число в передней коробке, u_пкп.в=0,75;

u_зкп.в–минимальное передаточное число в задней коробке передач, u_зкп.в= 1;

Определяем передаточные числа в коробке передач.

Уменьшение знаменателя геометрической прогрессии q и соответствующее увеличение числа передач n_S , дает возможность при различных дорожных условиях и нагрузке выбрать нужную передачу, которая обеспечивает работу двигателя в зоне минимального удельного расхода топлива g_e при условии движения автопоезда с максимально возможной скоростью. Чтобы обеспечить выбранное таким образом число передач n_S трансмиссии есть два пути: реализовать все n_S в одном агрегате трансмиссии либо распределить передачи по различным агрегатам.

Первый путь используют в основном при создании трансмиссий для неполноприводных машин, сосредотачивая все передачи в одной коробке передач. Это приводит к уменьшению q и следовательно к появлению многоступенчатых коробок передач с числом передач 10, 14, 16 и 20, что характерно для большегрузных магистральных автопоездов. Тем самым в зоне минимума g_e добиваются уменьшения до 200 мин ^-1 разницы в частотах вращения коленчатого вала двигателя при движении с одной и той же скоростью на смежных передачах. Это соответствует значению:

.[13.c.227]

Следует заметить, что такие многоступенчатые коробки передач лишь условно можно считать одним агрегатом трансмиссии, так как для уменьшения массы их обычно выполняют в виде последовательно соединенных между собой или объединенных одним картером двух или трех коробок передач.

Второй путь используют обычно в полноприводных машинах при наличии раздаточных коробок, а также дополнительных и бортовых раздаточных коробок.

Определение общего числа передач выполняется по формуле:

,[13.c.226]

где D – диапазон трансмиссии, D = u_max/u_min = 34,7 / 3,9 = 8,9. [13.c.226]

,

но так как число передач не может быть дробным, то принимаем n_S = 14.

Передаточное число на i-ой передаче определяется по формуле:

, [13.c.230]

где u_кп.в – минимальное передаточное число коробки передач;

.

2.2 Расчет элементов передач трансмиссии

2.2.1 Нагрузочные режимы

Для определения характеристик нагрузочных режимов деталей трансмиссий автомобиля используют три способа: экспериментально-статистический, расчетный и экспериментальный.

Экспериментально-статистический способ основан на использовании результатов анализа экспериментальных исследований нагрузочных режимов в деталях трансмиссии автомобиля в различных условиях эксплуатации и нахождении общих закономерностей, присущих определенным классам автомобилей.

В основе расчетного способа лежит моделирование процессов нагружения трансмиссии в условиях эксплуатации при различных режимах движения автомобиля и различных воздействиях на трансмиссию.

Экспериментальный способ основан на схематизации кривых нагружения деталей трансмиссии, полученных при испытательных пробегах автомобиля в характерных условиях эксплуатации.

Установление относительных пробегов.

На основании экспериментальных исследований было установлено, что изменение скорости движения автопоезда для дорожных условий нашей страны приближенно может быть описано нормальным законом распределения (рис. 1.1):

.[13.c.289]

Рисунок 2.1. Кривая распределения скоростей движения автопоезда

Для проектируемого автомобиля считаем

[13.c.289]

Все результаты вычислений заносим в таблицу 1.1.

Кривая f(v) является усеченной как по минимальному v = 0, так и по максимальному v_max значениям скоростей.

Находим средние скорости движения автопоезда на высшей и i-ой передачах в коробке скоростей:

.[13.c.289]

Определяем квантили нормального распределения

,[13.c.289]

характеризующие разности в долях среднего квадратического отклонения .

По таблицам функции нормального распределения для каждого x_i находим площадь под той частью кривой нормального распределения, которая расположена левее координаты v_i :

.[13.c.290]

Считаем, что разность F_i двух смежных значений Ф(x_i) и Ф(x _{i - 1}) пропорциональна относительному пробегу на i-ой передаче в коробке передач (кроме высшей). Для i = 1 Ф(x _{i - 1}) = 0.

Находим удельную силу тяги на колесах при включенной высшей передаче

, [13.c.290]

где u_тр.в = u_min при включенной высшей передаче на режиме максимального крутящего момента двигателя.

Определяем коэффициент тяги К_т , учитывающий влияние тяговых качеств проектируемого автопоезда на характер кривой распределения скоростей и относительные пробеги на передачах:

К_т = 0,711 + 0,032/р_к.в . [13.c.290]

Находим относительные пробеги на различных (кроме высшей) передачах

.[13.c.290]

На высшей передаче

.[13.c.290]

Значение g_i есть отношение пути L_i , проходимого автопоездом на i-й передаче в коробке передач, к общему пути L₀ , проходимому за все время эксплуатации, то есть g_i = L_i / L₀ . [13.c.290]

2.2.2 Определение параметров кривой распределения удельных сил тяги

В результате обработки большого количества экспериментальных данных установлено, что кривые распределения удельных сил тяги на колесах на каждой передаче за все время ее эксплуатации описывается логарифмически нормальным законом. Причем эти кривые являются усеченными по максимальным значениям, так как ограничены возможностями двигателя и сцеплением колес с дорогой. Умножив удельные силы тяги на массу автопоезда и радиус качения колеса и разделив полученные значения на передаточное число трансмиссии от рассматриваемой детали до колеса и на характеристику сечения самой детали, получим распределение напряжений в этой детали. При данном подходе мы оперируем только средними значениями нагрузок, а все динамические процессы, происходящие в трансмиссии, учитываются коэффициентами динамических нагрузок.

Находим предельную удельную силу тяги, обусловленную сцеплением колес с дорогой, при движении автопоезда:

,[13.c.298]

.

Определяем предельные удельные силы тяги, обусловленные возможностями двигателя, на каждой i-ой передаче в коробке передач:

,[13.c.298]

где u_тр.i и h_тр.i – суммарное передаточное число и КПД трансмиссии при включенной i-ой передаче соответственно.

Расчетные (предельные) удельные силы тяги:

.[13.c.298]

Среднее значение удельной силы тяги, обусловленной сопротивлением дороги:

для грузовых автомобилей. [13.c.299]

Среднее значение удельной силы тяги, обусловленной сопротивлением воздуха:

. [13.c.299]

Среднее значение удельной силы тяги, затрачиваемой на разгон автопоезда:

,[13.c.299]

где К_а – коэффициент, равный 0,3 для грузовых автомобилей.

Среднее значение суммарной удельной силы тяги:

.[13.c.299]

Оцениваем среднее квадратическое отклонение кривой распределения удельной силы тяги.

Принимаем следующее значение среднего квадратического отклонения логарифма удельной силы тяги: s_lgp = 0,20…0,30 – для грузовых автомобилей, самосвалов и полноприводных автомобилей. [13.c.299]

Все результаты вычислений заносим в таблицу 1.2.

2.2.3 Определение коэффициента пробега при непрерывном изменении напряжения

Значение коэффициента пробега К_п , - отношения эквивалентного числа циклов к действительному, можно вычислить по формуле:

.[13.c.304]

Поскольку кривая распределения удельной силы тяги f(p) задается по пробегу автомобиля, следовательно, К_п – это отношение эквивалентного пробега к действительному.

Эквивалентным называется пробег с расчетной для данной передачи удельной силой тяги, при котором усталостные явления, происходящие в деталях, на их поверхностях или в сечениях, те же, что и в действительном пробеге с удельными силами тяги, соответствующими заданной кривой распределения.

Использование коэффициента пробега позволяет значительно сократить число операций при расчете; при этом отпадает необходимость вычислять напряжения на каждом интервале нагрузки и определять произведения s^m_jN_j , достаточно лишь знать напряжение s_расч , полное число циклов N и коэффициент пробега К_п .

В Приложении А на Рисунке 1 приведены графики, построенные путем математической обработки кривых распределения удельных сил тяги. Здесь К_пН и К_пF – коэффициенты пробега при расчете активных поверхностей зубьев по контактным напряжениям и напряжениям изгиба соответственно. Значения показателя m при вычислении К_пН и К_пF принимали равными 3 и 9 соответственно. Для деталей, которые работают под нагрузкой на всех передачах, коэффициенты общего пробега К_пН0 и К_пF0 можно определить по формулам:

[13.c.306]

где k_i – число режимов работы.

При этом все режимы заменяются режимом работы с максимальной расчетной удельной силой тяги p_к.расч .

Однако последними двумя формулами можно пользоваться только для тех деталей трансмиссии, которые имеют одинаковые передаточные числа от этой детали до колеса, то есть расположены после последнего агрегата трансмиссии с изменяемыми передаточными числами.

Все результаты вычислений заносим в таблицу 2.2.

2.2.4 Установление параметров нагрузочного режима для деталей трансмиссии (редуктора ведущего моста)

Найдем расчетные крутящие моменты и частоты вращения на двух участках трансмиссии. Расчетным крутящим моментом Т_i называется момент определенный исходя из расчетной удельной силы тяги р_кi на ведущих колесах машины на данной передаче.

[13.c.308]

где l - доля крутящего момента двигателя, которая передается данным валом, для симметричного дифференциала l = 0,5; [13.c.309]

Q - коэффициент, учитывающий увеличение крутящего момента вследствие возможной циркуляции паразитной мощности при блокированном приводе, Q = 1 – при дифференциальном приводе; [13.c.309]

u_з,кi – передаточное число от вала рассматриваемой (заданной) детали до вала колеса при включенной i-ой передаче;

h_з,кi – КПД этого участка трансмиссии, [13.c.310]

h_ц.вш = 0,985 – для цилиндрического зубчатого зацепления внешнего, [13.c.310]

h_ц.вн = 0,99 – для цилиндрического зубчатого зацепления внутреннего, [13.c.310]

h_кон = 0,97 – для конической зубчатой передачи с круговым зубом, [13.c.310]

h_п.п = 0,995 – для пары подшипников качения, [13.c.310]

h_пл.мех = 0,98 – для бортового редуктора, [13.c.310]

h_диф = 0,97 – для межколесного дифференциала. [13.c.310]

Тогда для: полуоси u_з,кi = h_пл.мех h_п.п = 0,98 0,995 = 0,975,

ведущей конической шестерни

u_з,кi = h_конh_дифh_пл.мехh³_п.п = 0,97 0,97 0,98 0,995³ = 0,908.

Расчетную частоту вращения n_i вычисляют по формуле

[13.c.310]

где n_i в мин ^-1, а в км/ч.

Все результаты вычислений приведены в таблице 2.3.

2.3 Расчет конической зубчатой передачи

2.3.1 Общие положения

В основу методики расчета положен ГОСТ 21354-87 "Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные. Расчет на прочность" и работы, проведенные группой ученых под руководством И.С.Цитовича.

Основные отличия предлагаемой методики от ГОСТа следующие:

1. Для оценки сопротивления усталости зубчатых колес используют время их работы и пробег автомобиля, а не допускаемое напряжение.

2. Расчетные формулы распространяются на все виды зубчатых колес, которые применяются в трансмиссиях автомобилей (цилиндрические и конические).

3. Формулы в расчетах на сопротивление усталости по контактным и изгибным напряжениям идентичны.

Для того чтобы обеспечить идентичность формул для напряжений изгиба и контакта вместо контактного напряжения по Герцу s_Н воспользуемся параметром контактного напряжения П_Н (далее будем называть просто контактным напряжением), имеющим одинаковую с s_Н единицу измерения и связанным с ним соотношением

,[13.c.315]

где Z_M – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес,

,[13.c.315]

где u - коэффициент Пуассона;

Е₁ и Е₂ – модули упругости материалов шестерни и колеса соответственно.

2.3.2 Расчет конической зубчатой передачи

Рассчитаем на прочность и сопротивление усталости коническую пару зубчатых колес главной передачи проектируемого автопоезда.

Исходные данные зубчатой пары:

- z₁ = 19 – число зубьев шестерни;

- z₂ = 33 – число зубьев колеса;

- m_te = 9,74мм – внешний окружный модуль;

- R_e = 185,06мм – внешнее конусное расстояние;

- b₁ = b₂ = b = 56мм – ширина венца;

- b_m1 = b_m2 = b_m = 35° - угол наклона линии зуба;

- a_n = 22°30ў - угол профиля зуба в нормальном среднем сечении;

- h^*_а = 0,85 – коэффициент высоты головки зуба;

- x_t1 = 0,1 = -x_t2 – коэффициент тангенциальной коррекции;

- x₁ = -x₂ = 0 – коэффициенты смещения у шестерни и колеса;

- материал – сталь 25Х2Н4А;

- термообработка – цементация с последующей закалкой до HRC_Э 58…63;

- 6 – класс шероховатости активных поверхностей зубьев;

- 7 – степень точности по нормам плавности, передача полуобкатная, регулируемая.

Расчетное контактное П_Н и изгибное s_F напряжение находятся по формулам:

,[13.c.315]

где F_t – расчетная окружная сила в зубчатом зацеплении, Н; [13.c.316]

b_w , b_f – рабочая ширина зуба при расчете контактных и изгибных напряжений соответственно, мм; [13.c.316]

m_nm – средний нормальный модуль, мм; [13.c.317]

d_wm1 – средний начальный диаметр шестерни, мм; [13.c.317]

Z_H , Y_F – коэффициенты учитывающие форму сопряженных поверхностей зубьев; [13.c.317]

Y_e , Z_e - коэффициенты перекрытия зубьев; [13.c.323]

K_Ha , K_Fa - коэффициенты распределения нагрузки между зубьями в зависимости от степени точности передачи; [13.c.325]

К_Hb , K_Fb - коэффициенты учитывающие распределение нагрузки по длине контактной линии; [13.c.327]

K_Hm , K_Fm - коэффициенты учитывающие влияние трения и смазки; [13.c.331]

K_Hx , K_Fx – коэффициенты учитывающие влияние размеров зубчатого колеса и модуля зубьев. [13.c.331]

мм;

Значение Т берем из таблицы 1.3 для первого участка. Результаты вычислений заносим в таблицу 1.4.

Единичное контактное напряжение (коэффициент контактного напряжения) определяем по формуле: [13.c.317]

где d₁ и d₂ – углы делительного конуса шестерни и колеса соответственно.

Углы делительных конусов находят из следующих равенств: [13.c.318]

Эквивалентное число зубьев z_v шестерни и колеса:

единичное напряжение изгиба (коэффициент напряжения изгиба):

,[13.c.319]

где - номинальное значение коэффициента , = 2,25 для полуобкатной передачи;

К_и – коэффициент, учитывающий влияние параметров парного зубчатого колеса, К_и = 1 для конического колеса;

К_a - коэффициент, учитывающий влияние угла профиля, К_a = 0,935;

К_r - коэффициент, учитывающий влияние радиуса переходной кривой профиля зуба, К_r = 1,03;

К_t - коэффициент, учитывающий влияние преднамеренного перераспределения толщины зубьев шестерни и колеса соответственно,

,[13.c.323]

.

Коэффициенты осевого e_b и торцевого e_a перекрытия для конических передач:

где a_t – угол профиля в торцевом сечении,

[13.c.318]

Для конических косозубых передач Y_e = Z_e = 1.

Коэффициент

,[13.c.325]

где - коэффициенты, учитывающие непостоянство интенсивности нагрузки на наклонных контактных линиях и влияние точности изготовления на распределение нагрузки между зубьями соответственно. Для передач с криволинейными зубьями

К_Нy = 1+e_b/3 = 1+1,51/3 = 1,5. [13.c.325]

Расчетная окружная скорость в зацеплении находится по формуле:

,[13.c.325]

где n – расчетная частота вращения зубчатого колеса в мин ^-1.

К_Нg = 1 + 0,00267v_з [13.c.325]

Все результаты вычислений заносим в таблицу 1.4.

Коэффициент

,[13.c.325]

где - коэффициент, учитывающий влияние числа зубьев z_v и величины смещения х на распределение нагрузки между зубьями;

К_D - коэффициент, учитывающий влияние точности изготовления и удельной нагрузки F_to = F_t/(b_wm_nm) на распределение нагрузки между зубьями. [13.c.325]

Для внешнего зацепления = 1,43, для шестерни и для колеса =1,47. [13.c.326]

Значения коэффициента К_D выбирают в зависимости от степени точности передачи и значении F_to , К_D = 0. [13.c.326]

K_Fa1 = 1 + (1,43 – 1)0 = 1

K_Fa2 = 1 + (1,47 – 1)0 = 1

Для передач с неразветвленным потоком мощности[13.c.326]

.

Здесь коэффициент учитывает распределение нагрузки по ширине венца в начальный период работы передачи, и - приработку зубьев в процессе эксплуатации.

= 1,02 [13.c.327] .

Последовательность вычисления коэффициентов К_HV и K_FV следующая:

1) определяем расчетную производственную погрешность D₀ = 22мкм зубчатых колес согласно [13.c.330]

2) вычисляем внутреннюю динамическую нагрузку (в Н) при окружной скорости v_з = 1 м/с:

, [13.c.329]

где N_D - коэффициент, учитывающий тип передачи и равный N_D = 0,14 для передач с криволинейным зубом. [13.c.329]

,

3) определяем внутреннюю динамическую нагрузку (в Н) при расчетном значении окружной скорости:

. [13.c.330]

4) рассчитываем предельное значение динамической нагрузки (в Н) по формуле [13.c.330]

,

где G_tS - суммарная удельная жесткость сопряженных зубьев, G_tS = 16Н/ммЧмкм , [13.c.330]

.

5) сопоставляем значения и и меньшее из них принимают в качестве расчетного значения внутренней динамической нагрузки ;

6) определяем расчетное значение коэффициента внутренней динамической нагрузки:

;

7) вычисляем искомые значения коэффициентов К_Fv и K_Hv :

,

где K_ve – коэффициент, учитывающий влияние внешних динамических нагрузок.

При применении смазочных материалов, рекомендуемых для агрегатов трансмиссии автомобиля, К_Нm = 1. Для ведущего зубчатого колеса внешнего зацепления К_Fm = 1,05 , а для ведомого 0,95 .

Для зубчатых колес, имеющих (средний) начальный диаметр d_w < 700 мм,

К_Нх = 1.

К_Fх = 1,14 [13.c.332]

Все результаты вычислений заносим в таблицу 1.4.

Предельные напряжения при расчете на сопротивление усталости определяют по формулам [13.c.331]

,

где и - пределы выносливости (при контактных напряжениях и симметричном изгибе зубьев соответственно), установленные при стендовых испытаниях колес с заданными конкретными размерами, термообработкой и чистотой поверхности зубьев, соответствующие вероятности неразрушения Р=0,9 и базовым числам циклов N_H0 и N_F0, = 21 МПа и = 430 МПа [13.c.334]

Z_R и Y_R – коэффициенты, учитывающие особенности обработки зубьев, Z_R=1 [13.c.336] Y_R = 1 [13.c.332];

K_Fc – коэффициент, учитывающий отличие характера нагружения зубчатого колеса от знакопеременного симметричного цикла, K_Fc=1,2 [13.c.333].

Ресурсы R_1H и R_1F зубчатого колеса по контактным напряжениям и при изгибе, расходуемые за один километр пробега автопоезда, определяем по формулам [13.c.333]

,

где а – фактор цикличности, т.е. число вхождений в зацепление одного зуба одной и той же стороной за один оборот зубчатого колеса, а = 1 [13.c.333];

n_s – число оборотов, совершаемых ведущим колесом автопоезда за один километр пробега,

;

mH = 3 , mF = 9 [13.c.333] .

Общие ресурсы R_{H lim} и R_{F lim} вычисляем по формулам

.

Значения базовых циклов N_H0 = 4 10 ^{- 6} и N_F0 = 1,2 10 ^{– 8} [13.c.334] .

При оценке долговечности зубчатых колес по сроку службы определяем пробеги L_Н и L_F до появления прогрессирующего выкрашивания активных поверхностей зубьев и усталостной поломки зуба:

,

которые затем сравниваем с планируемым сроком службы L₀.

Расчетный ресурс зубчатой передачи больше требуемого.

Расчет зубчатой передачи на прочность

Определим максимально возможные в эксплуатации контактные напряжения П_{H max} на активных поверхностях зубьев и напряжений изгиба s_{F max} зубьев и сравним полученные значения с предельными П_{H lim M} = 190 МПа и s_{F lim M} =1950 МПа [13.c.334].

Напряжения П_{Н max} и s_{F max} возникают при действии максимально возможного динамического крутящего момента T_max на валу зубчатого колеса, который, равен

T_max = K_д Т,

где К_д – коэффициент динамичности, К_д = 2,25 [13.c.313];

Т – наибольший крутящий момент на рассчитываемом участке трансмиссии.

Условие достаточной прочности зубьев имеет вид

,

где 0,9П_{H lim M} = 171 МПа ; 0,9s_{F lim M} =1755 МПа.

Условие достаточной прочности выполняется.

2.4 Расчет дифференциала

2.4.1 Выбор основных параметров зубчатых колес дифференциалов

Все зубчатые колеса дифференциалов прямозубые. Для конических зубчатых колес симметричного дифференциала внешнее конусное расстояние R_e и внешний модуль m_e = m_te можно выбирать в зависимости от расчетного крутящего момента Т на сателлите:

,

где l - доля крутящего момента двигателя, которая поступает на корпус дифференциала, l = 1 [14.c.198];

u_тр,д.н – передаточное число трансмиссии от двигателя до корпуса дифференциала при включении низшей передачи в коробке передач, u_тр,д.н = 6,58;

n_ст – количество сателлитов в дифференциале, n_ст = 4;

u_ст,пш – передаточное число от сателлита до полуосевой шестерни, u_ст,пш = 2;

u_пш,к – передаточное число от полуосевой шестерни до ведущего колеса автопоезда, u_пш,к = 5,00;

.

Согласно [13.c.168] m_e = 6мм, R_e = 70мм.

Определяем число зубьев сателлита

,

так как z_ст > 10, то согласно [14.c.199] принимаем z_ст = 11.

Тогда z₁ = z₂ = z_ст u_ст.пш = 11 2 = 22.

Условие сборки и размещения (соседства) имеет вид [14.c.199]

,

где А – целое число;

,

условия выполняются.

Принимаем ширину зубчатого венца b = 0,3R_e =0,3 = 21мм,

угол профиля исходного контура a = 22°30ў,

коэффициент высоты головки зуба h^*_a = 0,8,

коэффициент радиального зазора с^* = 0,25,

коэффициент граничной высоты h^*_l = 1,6.

материал сталь 40XH, термообработка – объемная закалка HRC_Э 45…55.

П_HlimM = 100 МПа,

s_FlimM = 1600 МПа.

Коэффициенты смещения исходного контура х для пары конических