Проектування карданної передачі автомобіля (стр. 2 из 3)
57,94де φ=0,75 коефіцієнт зчеплення ведучих коліс з дорогою для сухого шосе;
mаφ=ma2=5418 кг маса від повної маси автомобіля, що припадає на ведучі колеса.
Порівнявши отримані величини бачимо, що 57,94>38.627 , тобто повністю реалізується крутний момент по зчепленню, автомобіль може рухатися по дорогам з максимальним опором тому може експлуатуватися на дорогах всіх категорій.
Знайдемо передаточне число першої передачі:
Діапазон коробки передач:
За прийнятою кінематичною схемою коробка передач має п’ять передач. Передаточні числа знайдемо за формулою:
І отримаємо такі значення для кожної з п’яти передач: 1—7,21, 2—4,4, 3—2,685, 4—1,64, 5—1.
5. ПРОЕКТУВАННЯ КАРДАННОЇ ПЕРЕДАЧІ АВТОМОБІЛЯ
5.1 Кінематична схема карданної передачі
Кінематична схема—трьохшарнірна (мал.3, б) з валами розташованими в одній плоскості. Зі схеми (мал.3, а) видно, що при двошарнірному, одновальному компонуванні кут нахилу вала 6º, що більше допустимих 5º. Для зменшення цього кута конструктивно приймемо, що двигун встановлено з нахилом назад на кут 2º і отримаємо нахил вала в 4º. Так як передача матиме два вала, то нахил кожного з них приймемо 2º.Виходячи з вище написаного отримаємо кінематичну схему приведену на мал.3, б.
Для забезпечення синхронності обертання повинно виконуватись рівняння
cosγ2=cosγ1cosγ3; виходячи з цього виразу знайдемо кут γ3:
Перевірка: cos0ºcos2º=1·0.9994=0.9994=cos2º.
5.2 Основні параметри механізму, що проектується
1. Знайдемо довжину одного карданного вала (під довжиною карданного вала розуміють відстань між центрами шипів хрестовин карданних шарнірів встановлених на кінцях вала). Допустиму довжину Lк.max знаходять виходячи з критичної частоти обертання останнього:
де D I d — відповідно зовнішній та внутрішній діаметри карданного вала, см.
Відповідно з визначенням допустимої довжини по ОСТ 37.001.053.-74 „Валы карданные. Технические требования к установке. Нормы дисбаланса”, розрахуємо допустиму довжину в наступному порядку.
1. Знайдемо максимальну частоту обертання карданного вала
2. Знайдемо розрахунковий крутний момент на карданному валу на нижній передачі коробки
М=М1и1=370·7,21=2667,7 Н·м
де М1=370 Н·м крутний момент на ведучому валу коробки передач;
и1=7,21 передаточне число коробки передач на нижній передачі.
3. Вибір розмірів зовнішнього та внутрішнього діаметрів вала. для цього використовують дані в таблицях розмірів січення труб за ГОСТ 5005-82 і значення крутних моментів, відповідні статичним рівням напружень крутіння в карданних вала, для вантажних τк=100...120 МПа, або використовують дані таблиці в якій вказані основні розміри елементів карданних передач. В таблиці знайдемо такі розміри: внутрішній діаметр d=71мм, товщина стінки δ=3 мм, зовнішній діаметр D=d+2·δ=71+2·3=77 мм, момент опру крутінню Wτ =24,84 см³, полярний момент інерції січення Jτ =95,63
, максимальна довжина карданного вала Lк. max =170 см.4. Розрахуємо допустиму довжину карданного вала (см):
см2. Основні розміри хрестовин та вилок карданного шарніра стандартизовані та вибираються із ОСТ 37.001.068-76 „Шарниры карданные неравных угловых скоростей. Основные размеры и технические требования”. В якості визначального розміру карданного шарніра приймемо розмір Н між торцями шипів хрестовин (мал.5, а). Значення Н повинно бути у проміжку між величинами отриманими із формул:
Виходячи з отриманих величин Н та спираючись на вже існуючі конструкції вибираємо V типорозмір шарніра. Основні параметри хрестовин для п’ятого типорозміру: Н=108мм, d=25мм, Н2=118мм, В=65мм, D=39мм. Підшипник 804805, число голок z=29, діаметр голки 3 мм, довжина голки 18,1 мм, вантажопідйомність підшипника: динамічна С*, кН 14,5/16; статична Со**, кН 13/32.
*У знаменнику вказані значення для виконання вищої категорії якості.
**Значення у знаменнику для підшипника працюючого у режимі катального руху.
3. Попередній вибір типу шліцьового з’єднання вилки карданного шарніра з валом і його параметрів виконаємо орієнтуючись на дані існуючих конструкцій. Вибрані параметри повинні відповідати ГОСТ 6033-80, ГОСТ 1139-80 або галузевій нормалі автомобілебудування ОН 025 333-69.
Дані вибраного шліцьового з’єднання: належить до групи М— з’єднання для передачі тільки крутних моментів, по ступінню рухливості— рухливе (може мати значні осьові переміщення елементів під навантаженням), по формі профілю зубців (шліців)— прямобічне, серія з’єднання— важка (за ГОСТ 1139-80). Основні розміри (мал.4): зовнішній діаметр D=65мм, внутрішній діаметр d=56мм, кількість зубців z=16, діаметр втулки d1 не менше 50,6мм, радіус r не більше 0,5мм, катет фаски зубців f=0,5
мм. Центрують з’єднання по бокових гранях, тому як центрування втулки не має відчутного значення але необхідно забезпечити достатню міцність з'єднання при експлуатації.5.3 Розрахунок деталей
5.3.1 Розрахунок хрестовини
1. В якості розрахункового крутного моменту приймемо менший з двох моментів на карданному валу: визначеного по двигуну Мк.д і по зчепленню ведучих коліс з дорогою Мк.φ.
2. Умовно зосереджена нормальна сила діюча в середині
де lк=90мм відстань між серединами голчатих роликів протилежно розташованих карданних підшипників (мал.5, а, б);
γ=2º кут установки карданного вала.
3. Напруження вигину шипа в січенні А—А (мал.5, а)
де h=9,05мм плече сили Рш;
— момент опору січення шипа;dо =5мм діаметр отвору для змащення.
Отримане σв=206,5 в межах допустимих значень [σв]=200...300 МПа.
4. Напруження зрізу шипа в січенні А—А
,що добре так як τs=75,53 МПа знаходиться в межах [τs]=60…100 МПа.
5.3.2 Розрахунок вилки
У вилці виникають напруження вигину та крутіння. Під дією сили Рш, прикладеної на плече „а”, напруга вигину:
Напруга крутіння в небезпечному січенні Б—Б (мал.5, б) виникає під дією сили Рш , прикладеній на плече „с”:
Моменти опру залежать від форми небезпечного січення, в багатьох випадках воно може бути замінене прямокутником з розмірами b і l (мал.5, б). В такому випадку:
де k=0,267 коефіцієнт.
5.3.3 Розрахунок голчатого підшипника
1. Еквівалентний крутний момент на карданному валу:
Н м
де Рк.е— еквівалентне тягове зусилля на колесах автомобіля, потужність до яких передається через вал, що розглядається, Н.
Нде Gφ=53150,58 Н вага, що припадає на колеса автомобіля, до яких потужність передається через вал який розглядається;
Gφ∑=53150,58 Н вага, що припадає на всі ведучі колеса автомобіля;
Рк.е∑=4,7·10³ Н сумарне еквівалентне тягове зусилля на всіх ведучих колесах автомобіля.
2. Радіальне навантаження на підшипник:
Н3. Фактор руху котіння в підшипнику:
де α=360/z=360/29=12,414º центральний кут між голчатими роликами.
4. Так як n=0,16<0,2 то підшипник перевіряємо тільки по статичній вантажопідйомності. Для цього знайдемо максимальне статичне навантаження на підшипник:
Нде Мк.j=1,3Ме.maxβи1=1,3·370·1,55·7,21=5375 Н м максимальний динамічний
динамічний момент на карданному валу;
β=1,852 коефіцієнт запасу зчеплення.
Знайдемо розрахунковий Со та перевіримо за умовою Рr.j <Co.
Со=22zdplр.еф=22·29·3·18,1=34643,4 к Н
Рr.j=29857<Co=34643,4— умова виконується.
5.3.4 Розрахунок труби
1. Критична частота обертання вала:
.