Главная       Продать работу       Блог       Контакты       Оплата       О нас       Как мы работаем       Регистрация       Вход в кабинет
Тех. дипломные работы
   автомобили
   спец. техника
   станки
   тех. маш.
   строительство
   электроснабжение
   пищевая промышленность
   водоснабжение
   газоснабжение
   автоматизация
   теплоснабжение
   холодильники
   машиностроение
   др. тех. специальности

Тех. курсовые работы
   автомобили
   спец. техника
   станки
   тех. маш.
   строительство
   детали машин
   электроснабжение
   газоснабжение
   водоснабжение
   пищевая промышленность
   автоматизация
   теплоснабжение
   ТММ
   ВСТИ
   гидравлика и пневматика
   машиностроение
   др. тех. специальности

Тех. дополнения
   Отчеты
   Расчетно-графические работы
   Лекции
   Задачи
   Лабораторные работы
   Литература
   Контрольные работы
   Чертежи и 3D моделирование
   Тех. soft
   Рефераты
   Общий раздел
   Технологический раздел
   Конструкторский раздел
   Эксплуатационный раздел
   БЖД раздел
   Экономический раздел
   Экологический раздел
   Автоматизация раздел
   Расчетные работы

Гум. дипломные работы
   педагогика и психология
   астрономия и космонавтика
   банковское, биржевое дело
   БЖД и экология
   биология и естествознание
   бухгалтерский счет и аудит
   военное дело
   география
   геология
   государство и право
   журналистика и СМИ
   иностранные языки
   история
   коммуникации
   краеведение
   кулинария
   культура и искусство
   литература
   экономика и торговля
   математика
   медицина
   международное отношение
   менеджмент
   политология
   музыка
   религия
   социология
   спорт и туризм
   таможенная система
   физика
   химия
   философия
   финансы
   этика и эстетика
   правознавство

Гум. курсовые работы
   педагогика и психология
   астрономия и космонавтика
   банковское, биржевое дело
   БЖД и экология
   биология и естествознание
   бухгалтерский счет и аудит
   военное дело
   география
   геология
   государство и право
   журналистика и СМИ
   иностранные языки
   история
   коммуникации
   краеведение
   кулинария
   культура и искусство
   литература
   экономика и торговля
   математика
   медицина
   международное отношение
   менеджмент
   политология
   музыка
   религия
   социология
   спорт и туризм
   таможенная система
   физика
   химия
   философия
   финансы
   этика и эстетика
   правознавство

Гум. дополнения
   Отчеты
   Расчетные работы
   Лекции
   Задачи
   Лабораторные работы
   Литература
   Контрольные работы
   Сочинения
   Гум. soft
   Рефераты

Рефераты
   Авиация и космонавтика
   Административное право
   Арбитражный процесс
   Архитектура
   Астрология
   Астрономия
   Банковское дело
   Безопасность жизнедеятельнос
   Биографии
   Биология
   Биология и химия
   Биржевое дело
   Ботаника и сельское хоз-во
   Бухгалтерский учет и аудит
   Валютные отношения
   Ветеринария
   Военная кафедра
   ГДЗ
   География
   Геодезия
   Геология
   Геополитика
   Государство и право
   Гражданское право и процесс
   Делопроизводство
   Деньги и кредит
   ЕГЭ
   Естествознание
   Журналистика
   ЗНО
   Зоология
   Издательское дело и полиграф
   Инвестиции
   Иностранный язык
   Информатика
   Информатика, программировани
   Исторические личности
   История
   История техники
   Кибернетика
   Коммуникации и связь
   Компьютерные науки
   Косметология
   Краеведение и этнография
   Краткое содержание произведе
   Криминалистика
   Криминология
   Криптология
   Кулинария
   Культура и искусство
   Культурология
   Литература : зарубежная
   Литература и русский язык
   Логика
   Логистика
   Маркетинг
   Математика
   Медицина, здоровье
   Медицинские науки
   Международное публичное прав
   Международное частное право
   Международные отношения
   Менеджмент
   Металлургия
   Москвоведение
   Музыка
   Муниципальное право
   Налоги, налогообложение
   Наука и техника
   Начертательная геометрия
   Оккультизм и уфология
   Остальные рефераты
   Педагогика
   Политология
   Право
   Право, юриспруденция
   Предпринимательство
   Прикладные науки
   Промышленность, производство
   Психология
   психология, педагогика
   Радиоэлектроника
   Реклама
   Религия и мифология
   Риторика
   Сексология
   Социология
   Статистика
   Страхование
   Строительные науки
   Строительство
   Схемотехника
   Таможенная система
   Теория государства и права
   Теория организации
   Теплотехника
   Технология
   Товароведение
   Транспорт
   Трудовое право
   Туризм
   Уголовное право и процесс
   Управление
   Управленческие науки
   Физика
   Физкультура и спорт
   Философия
   Финансовые науки
   Финансы
   Фотография
   Химия
   Хозяйственное право
   Цифровые устройства
   Экологическое право
   Экология
   Экономика
   Экономико-математическое мод
   Экономическая география
   Экономическая теория
   Этика
   Юриспруденция
   Языковедение
   Языкознание, филология

Главная > Тех. курсовые работы > автомобили
Название:
Проектирование раздаточной коробки передач с самоблокирующимся дифференциалом для фургона полной массой 1.9 т.

Тип: Курсовые работы
Категория: Тех. курсовые работы
Подкатегория: автомобили

Цена:
1 грн



Подробное описание:


Содержание

Введение………………………………………………………………...........4
1. Функциональное проектирование трансмиссии автомобиля…………..5
1.1 Разработка технических требований и постановка задач функционального проектирования трансмиссии…………………………………5
1.2 Обзор и анализ существующих конструкций и выбор технических решений ………………………..……………………………………………………6
1.3 Синтез структуры и разработка кинематической схемы трансмиссии……………………………………….………………………………………….25
2. Функциональное проектирование механизма трансмиссии…………..28
2.1 Постановка задач функционального проектирования механизм……28
2.2 Определение и выбор основных параметров механизма…………….28
3. Конструкторское проектирование механизма трансмиссии……........30
3.1 Конструкция механизма трансмиссии………………………………...30
3.2 Определение нагрузочных режимов механизма……………………..32
3.3Анализ долговечности зубчатых зацеплений механизма……………38
3.4 Проектирование валов механизма……………………………………..42
3.5 Проектирование подшипниковых опор……………………………….46
3.6 Обоснование выбора материалов и способов упрочнения основных деталей……………………………………………………..………………………48
3.7 Оценка габаритов и КПД механизма…………………………….........48
Заключение…………………………………………………………..……...49
Список использованных источников…………………………………...…50

 

 

 

 

 


Введение

В условиях современного развития государства значительную роль в подъеме экономики страны играет автомобильная промышленность и экспорт готовой продукции в другие страны. В последнее время на мировом рынке автомобилей, в условиях жесткой конкуренции, спросом у потребителей пользуются в первую очередь автомобили с лучшими техническими и потребительскими характеристиками. Поэтому на современном этапе перед конструктором стоит задача создания автомобиля обладающего хорошими, удовлетворяющими потенциального потребителя выходными параметрами.
Целью курсового проекта является проектирование раздаточной коробки передач с самоблокирующимся дифференциалом для фургона полной массой 1.9 т.
Разработка таких моделей и усовершенствование уже существующих обусловлена необходимостью обеспечения безопасности движения и потребностью населения в повышении проходимости автомобиля данного класса. Поэтому необходимо создать автомобиль, который по своим основным свойствам мог бы конкурировать с зарубежными аналогами и при этом иметь относительно невысокую стоимость.
Основные механизмы трансмиссии – сцепление, коробка передач, раздаточная коробка передач, межосевой дифференциал, карданные передачи к ведущим мостам, главные передачи, межколёсные дифференциалы, валы ведущих колёс.

1 Функциональное проектирование трансмиссии

Разработка технических требований и постановка задачи функционального проектирования трансмиссии

Целью функционального проектирования является достижение высокого технического уровня создаваемого автомобиля. Операции и процедуры функционального проектирования, как правило, почти полностью поддаются формализации, что в конечном итоге создает необходимые условия для определения и выбора оптимальных параметров и структуры технического объекта. При этом используются математические модели создаваемых объектов, модели оценки и принятия решений, которые в виде соответствующих алгоритмов реализуются при проектировании.
В процессе выполнения курсового проекта следует спроектировать трансмиссию грузового автомобиля.
Проектируемый автомобиль предназначен для использования в странах СНГ, Европы. Республику Беларусь относят к зоне умеренного климата, в которую входят центральные районы стран СНГ, где минимальная температура зимой –20 - –30С, а максимальная температура летом до +35С. От климатических условий зависит состояние покрытия дорог, которое бывает влажное, заснеженное, обледенелое; и видимость (в дождь, снегопад, туман). Температура окружающего воздуха влияет на тепловой режим работы двигателя и условия работы механизмов автомобиля.
При стандартной температуре окружающего воздуха +20С системы двигателя обеспечивают нормальный тепловой режим его работы, что соответствует температуре охлаждающей жидкости и масла 80-100С. Отклонение температуры окружающего воздуха от стандартной вызывает нарушение теплового режима двигателя и ухудшение показателей тягово-скоростных свойств и топливной экономичности.
Дорожные условия определяются типом и состоянием дорожного покрытия и дорожных сооружений, рельефом местности и интенсивностью движения. От дорожных условий зависит максимальная нагрузка на мост автомобиля и основные эксплуатационные характеристики.
На основании вышесказанного и по результатам функционального проектирования данного автомобиля осуществленного в курсовой работе по дисциплине ''Теория движения автомобиля'' разработаны следующие требования к проектируемой трансмиссии:
1) КПД трансмиссии не ниже 0.9;
2) передаточное число раздаточной коробки Uрк=2;
3) передаточное число главной передачи U0=2,529;
4) в проектируемом автомобиле применяются межосевой симметричный дифференциал Красникова, в переднем и заднем мостах устанавливается симметричный конический дифференциал;
5) коэффициент блокировки межосевого дифференциала 0.05…1.
В качестве критериев оценки выбираем высоту, ширину и длину коробки передач, сложность конструкции и КПД трансмиссии.
Значения всех параметров полученных в результате выполнения курсовой работы по теории движения автомобиля приведены в таблице 1.1.

Таблица 1.1 – Расчетные параметры двигателя
Наименование параметра Обозначение Единица Значение
Максимальная мощность
кВт 65
Частота вращения коленчатого вала при

об/мин 4000
Максимальный вращающий момент
Н•м 205
Частота вращения коленчатого вала при

об/мин 1900
Коэффициент отбора мощности
– 0,1

Значения передаточных чисел всех ступеней коробки передач приведены в таблице 1.2.

Таблица 1.2 – Таблица передаточных чисел пяти ступенчатой коробки передач
Ступень

1.5131
uкп1 3.454
uкп2 1.869
uкп3 1.148
uкп4 0.822
uкп5 0.659


Обзор и анализ существующих конструкций и выбор технических решений

Сцепление.

Сцепление применяется на автомобилях с механической трансмиссией.
Оно предназначено для:
– плавного трогания автомобиля с места;
– кратковременного разъединения двигателя и трансмиссии во время включения передач;
– предохранение двигателя и трансмиссии от перегрузок.
Наиболее распространены фрикционные сцепления.

Их классифицируют по следующим признакам:
1) по форме поверхностей трения:
– дисковые;
– конусные;
– колодочные;
2) по состоянию трущихся поверхностей:
– сухие;
– смазываемые;
3) по характеру работы:
– нормально замкнутые;
– нормально разомкнутые;
4) по способу создания нажимного усилия:
– с механическим нажимным механизмом;
– с гидравлическим нажимным механизмом;
– с пневматическим нажимным механизмом;
– с электромагнитным нажимным механизмом;
5) по типу привода выключения сцепления:
– с механическим приводом;
– с гидравлическим приводом;
– с пневматическим приводом;
– без усилителя;
– с усилителем (механическим, гидравлическим, пневматическим, вакуумным);
6) в зависимости от способа управления:
– автоматические;
– неавтоматические.

Дисковые сцепления подразделяются на:
– однодисковые (л/а и г/а малой и средней г/п);
– двухдисковые (автомобили большой г/п);
– многодисковые (фрикционные муфты и тормоза).

На современных автомобилях устанавливается в основном сухое однодисковое сцепление.

а – включено; б – выключено; 1 – кожух; 2 – нажимной диск; 3 – маховик; 4 – ведомый диск; 5 – пластина; 6 – пружина; 7 – подшипник; 8 – педаль; 9 – вал; 10 – тяга; 11 – вилка; 12 – рычаг
Рисунок 1.1 – Однодисковое фрикционное сцепление


Коробки передач.

КП предназначена для преобразования параметров мощности двигателя при передаче ее к ведущим колесам с целью получения необходимой величины и направления скорости движения, а также остановки и длительной стоянки при работающем двигателе.
Механические ступенчатые КП классифицируют по следующим признакам:
1) по типу используемого трансформатора:
– вальные;
– планетарные;
2) в зависимости от количества иерархических уровней структуры кинематической схемы (одновременно включаемых элементов управления):
– простые (одноуровневые);
– сложные (многоуровневые);
3) по количеству потоков мощности:
– однопоточные;
– двухпоточные;
– многопоточные;
4) по количеству основных валов простые КП подразделяют на:
– двухвальные (элемент трансформации энергии с одним зацеплением);
– трехвальные (элемент трансформации энергии с двумя зацеплениями);
5) в зависимости от расположения входного и выходного вала трехвальные КП подразделяют на:
– соосные;
– несоосные;
6) по типу связи между зубчатыми колесами:
– с подвижными шестернями;
– с шестернями постоянного зацепления;
7) по способу переключения ступеней:
– с переключением ступеней без нагрузки (с разрывом потока мощности);
– с переключением под нагрузкой (без разрыва потока мощности).
Схема двухвальной и трехвальной коробок передач представлена на рисунке 1.2.
Рисунок 1.2 – Схема двухвальной и трехвальной коробок передач.

Из всех типов бесступенчатых передач наиболее широкое применение в трансмиссиях автомобилей находят гидродинамические БП, которые используются совместно с механической ступенчатой коробкой передач, образуя комплексную передачу – ГМП. ГМП легко поддаются автоматизации. Применение на автомобилях ГМП способствует увеличению срока службы двигателя и трансмиссии, повышению проходимости автомобиля и улучшению комфортабельности. Недостатками их по сравнению с механическими коробками передач являются более сложная конструкция, повышенные масса и стоимость изготовления и обслуживания, более низкий КПД.

Элементы управления.

В механических вальных КП с разрывом потока мощности в качестве элементов управления могут применяться каретки, зубчатые муфты и синхронизаторы.
Каретки просты по конструкции. Недостатками их являются быстрый износ торцов зубьев и большое время переключения, невозможность использования косозубых колес. В связи с этим каретки в настоящее время не применяются.
Зубчатые муфты имеют значительно больший срок службы. Недостаток большое время переключения.
Синхронизаторы значительно облегчают управление и сокращают время переключения передач. В связи с этим они получили наиболее широкое распространение.
Общий недостаток кареток, зубчатых муфт и синхронизаторов – невозможность переключения под нагрузкой.

Раздаточные коробки передач.
Раздаточные коробки передач (РК) предназначены для рационального распределения мощности между ведущими мостами многоприводного автомобиля. Кроме этого РК может выполнять функции дополнительного редуктора (умножителя либо делителя).
Классификация РК:
1) по характеру распределения потока мощности между мостами:
– с дифференциальным приводом;
– с блокированным приводом;
– со смешанным приводом (может быть только при наличии трех выходных валов);
– с муфтой свободного хода;
2) по количеству ступеней:
– одноступенчатые;
– двухступенчатые;
3) по количеству выходных валов:
– с 2-мя валами;
– с 3-мя валами;
4) по взаимному расположению выходных валов:
– соосные;
– несоосные.
5) по периодичности включения привода вспомогательного моста:
– с постоянно включенным приводом;
– с периодически включаемым приводом.
Схемы раздаточных коробок с дифференциальным приводом выходных валов приведены на рисунке 1.3.
.
а – УРАЛ-375; б – КамАЗ-4310; в – Zahnradfabrik “VG-275.380, 800”
Рисунок 1.3 – Кинематические схемы раздаточных коробок с дифференциальным приводом выходных валов

Для раздаточных коробок этой группы характерно отсутствие в приводе ведущих мостов циркуляции мощности, что позволяет иметь постоянно включенный привод ведущих мостов и, следовательно, обеспечить более равномерную их загрузку. Для улучшения проходимости автомобиля в сложных дорожных условиях в этих коробках устанавливается муфта принудительной блокировки межосевого дифференциала. При движении с блокированным приводом, может иметь место циркуляция мощности. Раздаточные коробки этой группы рекомендуются для автомобилей, предназначенных для постояной работы в качестве полноприводных.
Схемы раздаточных коробок с блокированным приводом несоосными (а,б) и соосными (в,г) выходными валами приведены на рисунке 1.4.

а – ГАЗ-66; б – Aystin Gipsy; в – Tatra “138”; г - Henschel
Рисунок 1.4 – Кинематические схемы раздаточных коробок с блокированным приводом несоосными и соосными выходными валами

Раздаточные коробки этой группы могут выполняться с соосным расположением выходных валов и с несоосным. Раздаточные коробки с несоосным расположением выходных валов имеют прямую передачу с входного вала на соосный с ним выходной. При движении на прямой передаче в раздаточной коробке автомобиль работает как неполноприводный, с отключенным передним мостом. При этом подшипники и зубчатые колеса раздаточной коробки не нагружены. Для работы автомобиля в качестве полноприводного, в раздаточной коробке производится включение переднего моста с помощью передвижной зубчатой муфты. Привод при этом оказывается блокированным, с кинематической жесткой связью выходных валов.
Раздаточные коробки с блокированным приводом выходных валов рекомендуются для автомобилей, работающих в качестве полноприводных лишь периодически, если при этом на высшей ступени для них допустимо иметь передаточное число, равное единице.

Карданные передачи и карданные шарниры.

Карданная передача автомобиля – это механизм трансмиссии, предназначенный для передачи мощности между отдельными механизмами, оси валов которых не совпадают или могут менять свое относительное положение.
Элементами карданной передачи являются шарниры, карданный вал (или валы) и промежуточные опоры.
Карданные передачи классифицируют по следующим признакам:
по назначению – основные и вспомогательные. К основным относятся передачи, используемые для привода ведущих колес, а к вспомогательным – для привода к другим механизмам (лебедки, насоса, механизма управления переключением передач и т.п.);
по расположению – открытые и закрытые. Если карданная передача проходит внутри одного из механизмов автомобиля то она называется закрытой, в противном случае – открытой;
по типу шарниров – с шарнирами равных или не равных угловых скоростей;
по наличию компенсирующего устройства – простые и универсальные. Если передача компенсирует сравнительно большие осевые перемещения между центрами шарниров, то она называется универсальной, а при отсутствии компенсации – простой;
по числу шарниров – двух, трех или много шарнирные;
по наличию промежуточных опор – без промежуточных опор, с промежуточными опорами.
Основным элементом карданной передачи является карданный шарнир. Карданные шарниры подразделяются:
по кинематическим свойствам – на шарниры равных угловых скоростей (синхронные) и шарниры неравных угловых скоростей (асинхронные);
по наличию фиксированных осей качания – на полные карданные шарниры, имеющие фиксированную ось качания, и на полукарданные шарниры, не имеющие фиксированных осей качания.
Полукарданные шарниры могут быть жесткими (зубчатая муфта) и упругими (дисковые, звенчатые, сухарные, с втулками). Все полукарданные шарниры асинхронные. Допускаемый угол наклона валов до 2 для жестких шарниров и 5 – для упругих.
Полные карданные шарниры подразделяются на: шарниры с крестовиной (шарниры Гука); сдвоенные шарниры; сухарные; шариковые; с шипами. Все полные шарниры за исключением шарнира Гука синхронные.


Главная передача.

Главная передача (ГП) – механизм трансмиссии, преобразующий параметры мощности и расположенный непосредственно перед ведущими колёсами автомобиля.
Требования к главным передачам:
обеспечение требуемого передаточного числа;
высокий КПД;
обеспечение требуемого дорожного просвета;
плавность и бесшумность работы;
высокая жесткость корпуса, опор и валов.
Классификация ГП:
по числу зубчатых колёс (зацеплений): одинарные, двойные;
по виду зубчатых колёс: конические, цилиндрические, гипоидные, червячные;
по расположению зубчатых колёс (только для двойных): центральные, разнесённые;
по числу ступеней: одноступенчатые, 2-х ступенчатые (имеют две переключаемые передачи);
Одинарная ГП наиболее компактна, имеет невысокую стоимость, проста в производстве и эксплуатации. Недостаток: ограниченная несущая способность зубчатых зацеплений, которая не позволяет сделать передаточное число > 7.
Наибольшее распространение получили одинарные ГП с гипоидным зацеплением.
Преимущества гипоидного зацепления:
большая несущая способность;
высокая плавность и бесшумность работы;
хорошие компоновочные возможности.
Недостаток: более низкий КПД по сравнению с конической.
Одинарные цилиндрические ГП применяются в основном на легковых автомобилях с поперечным расположением двигателя.
Червячное зацепление позволяет получить передаточное число > 7, однако его КПД существенно ниже, чем у конического и гипоидного. Также недостатком является большая стоимость.
Двойные ГП обладают большей нагрузочной способностью по сравнению с одинарной и позволяют получить передаточное число до 12 без уменьшения дорожного просвета. Центральные двойные главные передачи выполняют по следующим схемам:
коническое + цилиндрическое зацепление;
коническая + планетарная передача;
цилиндрическое + коническое;
планетарная передача + коническая.
Наибольшее распространение получила первая схема. Возможные варианты размещения этой схемы показаны на рисунке 1.5.

Рисунок 1.5 – Схемы двойной центральной передачи
Достоинство схемы а:
минимальная высота дорожного просвета автомобиля;
хорошие условия для смазки зубчатых зацеплений;
хорошие условия для работы подшипниковых опор.
Недостаток: такая ГП сокращает расстояние между фланцами карданного вала, что может вызвать недопустимо большие углы наклона карданного вала.

Межколесный дифференциал.

Дифференциал – механизм трансмиссии автомобиля, распределяющий подводимый к нему вращающий момент между выходными валами и позволяющий им вращаться неодинаковыми угловыми скоростями. Дифференциалы устанавливают в механизмах деления мощности, когда требуется, чтобы на участке трансмиссии за этим механизмом отсутствовала циркуляция мощности, в частности – между ведущими колесами или между ведущими мостами.
Дифференциалы классифицируют по следующим признакам:
по распределению вращающих моментов на валах – симметричные и не симметричные;
по расположению к кинематической цепи трансмиссии – межколесные и межосевые;
в зависимости от величины внутреннего трения – с малым, повышенным и высоким внутренним трением;
по наличию устройства блокировки – не блокируемые, самоблокируемые и принудительно блокируемые;
в зависимости от способа осуществления принудительной блокировки – с автоматическим управлением и с командным управлением;
по конструктивным особенностям – шестеренные (с цилиндрическими или коническими зубчатыми колесами), кулачковые, червячные и с механизмом свободного хода).
К конструкции дифференциалов предъявляются следующие требования:
осуществление пропорционального распределения вращающего момента между выходными валами. Для повышения проходимости автомобиля распределение моментов по отдельным колесам и мостам должно осуществляться пропорционально их вертикальным реакциям;
обеспечение различной частоты вращения ведущих колес, что необходимо при повороте и движении автомобиля по неровной поверхности и в других случаях;
малые габаритные размеры и масса.
Строгое соблюдение габаритных размеров имеет особое значение, так как дифференциал устанавливают обычно внутри главной передачи или раздаточной коробки.
В качестве межосевых применяют только шестеренные дифференциалы с коническими и цилиндрическими зубчатыми колесами .Они могут быть как симметричными, так и несимметричными. Межколесные дифференциалы всегда симметричные.

 

 

Рисунок 1.6 – Схемы дифференциалов: I – симметричного конического; II – несимметричного с цилиндрическими колесами; a, b – центральные колеса; h – водило
Рассмотрим межосевые дифференциалы.
Вискостная муфта
Вискостная муфта упрощённый вариант фрикционного дифференциала. На одной из полуосей имеется резервуар, заполненный вязкой жидкостью. В эту жидкость погружены два пакета дисков; один соединён с ротором, второй с полуосью. Чем больше разница в скоростях колёс, тем больше разница в скоростях вращения дисков, и тем больше вязкое сопротивление.
Достоинство такой конструкции в простоте и дешевизне. Недостаток в том, что вискостная муфта довольно инерционна и отказывается работать на полном бездорожье. Хороших ходовых качеств вязкостная муфта не обеспечивает, и применяется только в «паркетниках» (внедорожниках, которые жертвуют проходимостью ради комфорта) между осями. Для установки в качестве осевого дифференциала такая конструкция слишком громоздка.
Иногда вместо дифференциала ставят коническую зубчатую передачу с вискостной муфтой на одной из полуосей.

Рисунок 1.7 – Вискостная муфта

Героторный дифференциал (Gerodisk или Hydra-lock)
Американская компания ASHA Corp. снабдила классический дифференциал устройством блокировки, состоящим из масленого насоса с поршнем и комплекта фрикционных пластин (фрикционного блока), установленного между чашкой дифференциала и шестерней одной из полуосей. Принцип действия данной блокировки практически ни чем не отличается от рассмотренной выше блокировки при помощи вискомуфты. Масляный насос монтируется соосно полуоси таким образом, что его корпус крепится к чашке дифференциала, а нагнетающий ротор – к полуоси. При возникновении разности в угловых скоростях полуоси и чашки дифференциала, насос начинает нагнетать масло на поршень и сдавливать фрикционный блок, блокируя тем самым шестерню полуоси с чашкой дифференциала. За счет полученного момента трения, дифференциал перераспределяет крутящий момент на отстающую полуось (полуось с наилучшим сцеплением). Данная конструкция получила название Gerodisk (Hydra-Lock) и штатно устанавливается на внедорожники Chrysler (на картинке слева). Детальную компоновку устройства можно увидеть, кликнув на картинку. Практически для всех friction based дифференциалов необходимо применять специальное масло, которое содержит присадки, обеспечивающие нормальную работу фрикционных блоков.

Электронная блокировка дифференциала
Электронная блокировка дифференциала (EDS, Elektronische Differenzialsperre) предназначена для предотвращения пробуксовки ведущих колес при трогании автомобиля с места, разгоне на скользкой дороге, движении по прямой и в поворотах за счет подтормаживания ведущих колес. Система получила свое название по аналогии с соответствующей функцией дифференциала.

Рисунок 1.8– Электронная блокировка дифференциала

Система EDS срабатывает при проскальзывании одного из ведущих колёс. Она подтормаживает скользящее колесо, за счет чего на нем увеличивается крутящий момент. Так как ведущие колеса соединены симметричным дифференциалом, на другом колесе (с лучшим сцеплением) крутящий момент также увеличивается.
Система работает в диапазоне скоростей от 0 до 80 км/ч.
Система EDS построена на основе антиблокировочной системы тормозов. В отличие от системы ABS в конструкции электронной блокировки дифференциала предусмотрена возможность самостоятельного создания давления в тормозной системе. Для реализации данной функции используется насос обратной подачи и два электромагнитных клапана (на каждое из ведущих колес), включенные в гидравлический блок ABS :
-переключающий клапан;
-клапан высокого давления.
Управление системой осуществляется с помощью соответствующего программного обеспечения в блоке управления ABS. Электронная блокировка дифференциала, как правило, является составной частью антипробуксовочной системы.
Принцип работы электронной блокировки дифференциала
Работа электронной блокировки дифференциала носит цикличный характер. Цикл работы системы включает три фазы:
-увеличение давления;
-удержание давления;
-сброс давления.
Пробуксовка ведущего колёса определяется на основании сравнения сигналов, поступающих от датчиков угловых скоростей колёс. При этом блок управления закрывает переключающий клапан и открывает клапан высокого давления. Для создания давления в контуре тормозного цилиндра ведущего колеса включается насос обратной подачи. Происходит увеличение давления тормозной жидкости в контуре и торможение ведущего колеса.
При достижении тормозного усилия необходимой для предотвращения пробуксовки величины производится удержание давления. Это достигается отключением насоса обратной подачи. По окончании пробуксовки производится сброс давления. При этом впускной и переключающий клапаны в контуре тормозного цилиндра ведущего колеса открыты. При необходимости цикл работы системы EDS повторяется.
Аналогичный принцип действия имеет система ETS (Electronic Traction System) от Mercedes.

Дифференциал Torsen
Дифференциал типа Torsen изобретён в 1958 г. американцем Верноном Глизманом. Имеет достоинства вязкостной муфты и не имеет её недостатков. Название Torsen произошло от англ. Torque sensitive («чувствительный к крутящему моменту»). Torsen — товарный знак JTEKT Torsen North America Inc.
Конструкция дифференциала Торсен основана на червячных шестернях, вращающихся на различных осях. Каждая боковая шестерня является червячной шестерней с шлицевым соединением с выходными чашками. Внутри находится 2 или 3 набора планетарных червячных шестерен (называемых элементными шестернями), перпендикулярных к оси боковых шестерен. Каждый набор состоит из 2-х червячных шестерен, соединенных между собой посредством ведомых шестерен, и зацепленных с боковыми шестернями. Таким образом, две боковые шестерни соединены между собой посредством элементных червячных шестерен.
При изменении сцепления на колесе, давление между элементными шестернями и боковыми шестернями изменяется, вызывая контрвращение элементной пары, смещая вращающий момент на другую сторону. В отличие от других конструкций, датчики вращающего момента работают практически в любых условиях. Даже если колеса вращаются с различными скоростями (поворот, прохождение через ухабы), они тем не менее всегда получают вращающий момент основанный на сцеплении.


Рисунок 1.9– Дифференциал «Torsen»

Mуфта Haldex

Предназначена для автоматического электронного подключения второй оси и распределения крутящего момента двигателя между приводными осями передних и задних колес у автомобилей с постоянным по требованию полным приводом.
Электронноуправляемая муфта Haldex представляет собой многодисковый фрикцион с дисками, не контактирующими поверхностями между собой. Стальные диски установлены с небольшим зазором относительно друг друга, одна их часть соединена с ротором, а вторая - с валом привода одного из мостов. Корпус муфты заполнен маслом. Фрикционные диски сжимаются гидроцилиндром, давление в котором создаётся плунжерным насосом, работающим от разности частот вращения входного (карданный вал) и выходного (задний дифференциал) валов. Кроме того, в состав муфты Халдекс включен электронасос, который создаёт предварительное давление.
При движении по дороге с твёрдым покрытием все колёса кроссовера вращаются с одинаковой скоростью, поэтому диски муфты вращаются одинаково, без какого-либо влияния друг на друга. Но как только одно из колёс (или пара колёс одной оси) попадают на поверхность с малым коэффициентом сцепления (грязь или гололёд) и колёса, а значит и диски муфты начинают вращаться с разной скоростью, возрастает давление в гидросистеме, пакет фрикционов сжимается и крутящий момент плавно передаются на вторую ось. При прекращении пробуксовки давление падает и диски муфты разжимаются. Величина создаваемого давления сжатия или разжатия дисков изменяется в соответствии с программой электронного блока управления муфтой. Электронный блок управления получает сигналы от датчиков частоты вращения каждого колеса, положения педали акселератора, частоты вращения вала двигателя и т.п., обрабатывает их и на основе этих сигналов регулирует величину и динамику изменения давления на диски.


Рисунок 1.10– Mуфта Haldex


КВАЙФ
Конструкция зарегистрирована под торговой маркой «QUIFE». Сателлиты расположены в два ряда параллельно оси вращения корпуса. Причём они крепятся не на осях, а находятся в закрытых с обеих сторон отверстиях корпуса. Правый ряд сателлитов (их может быть от 3 до 5) входит в зацепление с правой шестерней полуоси, левый — с левой. Кроме того, сателлиты из разных рядов зацепляются между собой через один. Все зубчатые колёса имеют винтовые зубья, один и тот же модуль и угол профиля. Количество сателлитов и число зубьев шестерни полуоси должно быть связано условием собираемости агрегата в целом. Когда одно из колёс начинает отставать, связанная с ним полуосевая шестерня начинает вращаться медленнее корпуса дифференциала и поворачивать входящий с ней в зацепление сателлит. Он передаёт движение связанному с ним сателлиту, а тот в свою очередь, на полуосевую шестерню. Так обеспечиваются разные обороты колёс в повороте. Благодаря разности крутящих моментов на колёсах в винтовом зацеплении возникают осевые и радиальные силы, прижимающие полуосевые шестерни и сателлиты торцами к корпусу или крышкам и разделителю. За счёт этого возникают силы трения, осуществляющие блокировку, что увеличивает силу тяги автомобиля, повышая его проходимость. Величина Кб зависит от угла наклона зубьев шестерен. Изменяя на стадии проектирования угол наклона зубьев («угол спирали»), изменяют Кб в зависимости от характеристик автомобиля и условий его эксплуатации и применения. Дифференциалы такого типа получили наибольшее распространение в тюнинге.

Самоблокирующийся дифференциал F16H48/20, номер патента 2411405.Изобретение относится к транспортному машиностроению. Самоблокирующийся дифференциал содержит корпус (1), в котором расположены ось (2) с сателлитами (3), полуосевые шестерни (4), фрикционные муфты. Между сателлитами и полуосевыми шестернями установлены прижимные устройства (7), у которых один конец выполнен в виде полукольца и вставлен в кольцевую проточку на сателлитах (3), другой конец опирается тыльной стороной на полуосевую шестерню и на торец фрикционных муфт, опорой которого служит корпус (1) дифференциала. Прижимные устройства (7) создают дополнительные усилия на полуосевые шестерни. Кроме того, прижимные устройства поворачиваются за счет трения вокруг сателлитов, создавая дополнительное давление на фрикционные муфты. Изобретение позволяет повысить долговечность и улучшить эксплуатационные характеристики дифференциала.

Рисунок 1.11– F16H48/202411405

B60K17/162347123. Изобретение относится к транспортным средствам, в частности к самоблокирующимся дифференциалам, и может быть применено и в раздаточной коробке, и в колесных редукторах. Дифференциал колесного транспортного средства содержит корпус редуктора, главную передачу, коробку дифференциала с установленными в нее полуосевыми шестернями и кулачки. Полуосевые шестерни связаны посредством зубчатого зацепления с сателлитами. Кулачки находятся в спиральном зацеплении с полуосевыми шестернями с возможностью контакта с толкателями, имеющими ролики. Упорный подшипник закреплен на корпусе редуктора. Подвижная обойма этого подшипника выполнена с кулачковой поверхностью, с которой взаимодействуют ролики толкателей. Сепаратор имеет на внутренней части поверхности спиральные канавки или диаметральный канал со сквозными отверстиями. Муфта с помощью тарельчатой пружины прижимает сепаратор к неподвижной обойме упорного подшипника. Это позволяет создать механическую систему управления дифференциалом, способную отличать пробуксовку от нормального режима движения транспортного средства. 9 ил.

Рисунок 1.12– B60K17/162347123

ДАК. Дифференциал автоматический Красикова реагирует не на разницу скоростей вращения колес, а на разницу нагрузок на ведущих колесах и тяги двигателя. Это позволяет «ДАК» устойчиво и мягко работать во всём диапазоне скоростей движения автомобиля. Принцип взаимодействия замкнутых шариковых цепочек с полуосевыми шнековыми элементами, позволяет применять это устройство в любых известных колёсных транспортных средствах с максимальной эффективностью. Он сохраняет рабочие функции обычного «классического» дифференциала, но лишён его главного недостатка, буксования. Габариты ДАК не отличаются от размеров «классического» дифференциала, взаимозамена их проста. На сегодняшний день пока нет более прочной и простой работающей конструкции, выполняющей весь комплекс задач по передачи мощности на ведущие колёса автомобиля.
Преимущества:
• Механизм представляет собой симметричный, механический дифференциал с автоматической блокировкой.
• Дифференциал не содержит электронных, пневматических, гидравлических и других компонентов управления.
• Чисто механическая система деталей, не требует регулировки, настройки или наладки.
• Система смазки стандартная, как у классического дифференциала.
• Габариты и вес устройства аналогичен классическому дифференциалу.
• Количество основных деталей, 6 шт.
• Монтаж автоматического дифференциала на автомобиль не отличается от монтажа классического дифференциала.
• Автоматический дифференциал предназначен для работы в трансмиссиях любых колёсных транспортных средств, на различных дорогах и бездорожье, во всёх диапазонах скоростей и нагрузок.

1. Фланец шестерни главной передачи;
2. Корпус дифференциала;
3. Полуоси транспортного средства;
4. Полуосевые элементы;
5. Канал для прохождения шариков;
6. Тела качения – шарики.
Рисунок 1.13– Дифференциал автоматический Красникова

«ДАК» - состоит из корпуса 2, с расположенными в центре двумя цилиндрическими полуосевыми элементами 4 торцами соприкасающимися друг с другом. На поверхностях полуосевых элементов выполнена винтовая резьба, на одном правого, на другом левого направления вращения. В корпусе 2 продольно оси его вращения выполнены два параллельных отверстия 5 близко расположенные друг к другу, равные диаметру применяемого шарика. Концы этих отверстий, соединены между собой, образуют замкнутый канал овальной формы, который заполняется шариками 6 одного диаметра.
Замкнутая цепочка из шариков 6, если убрать полуосевые элементы 4, может перемещаться в овальном канале 5 совершенно свободно, без помех.
Цепочка шариков в канале представляет собой как бы шестерню овальной формы, зубьями которой являются шарики.
Одна длинная ветвь овального канала 5 расположена ближе к оси вращения полуосевых элементов 4 и вскрыта вдоль для погружения частей шариков в винтовые канавки резьбы полуосевых элементов. В каждый виток резьбы, заглублено по одному шарику цепочки, соединяя цепочкой шариков оба полуосевых элемента в единую кинематическую схему.
Если мы станем поворачивать полуосевые элементы 4 в противоположные стороны, то цепочка шариков 6 придёт в движение, разрешая полуосевым элементам 4 легко и свободно поворачиваться. В этом случае «ДАК» работает как обычный дифференциал.
Вращая корпус устройства 2, мы передаём мощность, через цепочку шариков 6 на винтовые канавки полуосевых элементов 4, а они, через полуоси 3, на колёса транспортного средства.
При прямолинейном движении автомобиля полуосевые элементы неподвижны. Неподвижны и цепочки шариков их соединяющие. Оба ведущих колеса вращаются с одинаковой скоростью.
В повороте наружное колесо увеличивает свои обороты относительно внутреннего колеса. Полуосевой элемент начинает вращаться, воздействуя на цепочки шариков своими винтовыми канавками. Цепочка шариков плавно сдвигается в овальном канале, позволяя другому полуосевому элементу, имеющему винтовые канавки противоположного направления вращения, вращаться в противоположную сторону, уменьшая обороты внутреннего колеса в той же пропорции, в которой увеличиваются обороты наружного. Таким образом, выполняется поворот автомобиля.
В случае, когда одно из колёс попадает на скользкий участок, обычный, "классический" дифференциал позволяет колесу с наименьшей тягой увеличивать свои обороты, т.е. буксовать, юзить и т.д. С дифференциалом «ДАК» этого не происходит. Так как в этом случае полуосевой элемент буксующего колеса начинает вращаться. Его вращение, неизбежно вызывает вращение соединённого с ним цепочками шариков противоположного полуосевого элемента, который мгновенно довернёт другое колесо и вытолкнув машину, не даст ей буксовать. То есть проходимость, устойчивость и вездеходность автомобиля существенно увеличивается.

Валы ведущих колес.

Полуоси служат для передачи вращающего момента от дифференциала к ведущим колесам. Кроме того, полуось может воспринимать изгибающую нагрузку от сил действующих на колесо. Такую нагрузку создают передаваемая на полуось часть веса (силы тяжести) автомобиля и усилия, появляющиеся вследствие реакции дороги, центробежных сил при поворотах и бокового уклона дорожного полотна.
В зависимости от способа установки различают полуразгруженные и разгруженные полуоси (рисунок 1.5). На легковых автомобилях применяют полуразгруженные, а на грузовых и автобусах ¬- разгруженные полуоси.
Полуразгруженной полуосью называется полуось, на наружном конце которой установлена ступица ведущего колеса, а подшипник расположен внутри картера ведущего моста. Полуось соединена со ступицей посредством конуса и шпонки. Иногда ступицу заменяют фланцем на наружном конце полуоси. В этом случае к фланцу непосредственно крепят диск колеса и тормозной барабан.
Наружный конец полуоси чаще всего устанавливают на двух спаренных конических роликоподшипниках, которые воспринимают осевые нагрузки, действующие в обе стороны. В случае установки полуосей на одном коническом роликоподшипнике между полуосями размещают сухарь, который передает осевое усилие с одной полуоси на другую.
Разгруженной полуосью называется полуось, у которой ступица ведущего колеса установлена на двух подшипниках, расположенных на картере ведущего моста. Для разгруженных полуосей применяют главным образом конические роликоподшипники и реже – шарикоподшипники. Соединение полуоси со ступицей обеспечивает фланец, выкованный на конце полуоси, или промежуточная деталь.

1 – ступица колеса;
2,3 – подшипник;
4 – полуось;
5 – полуосевая шестерня;
6 – полуосевой рукав
Рисунок 1.14– Полуразгруженная (а) и полностью разгруженная (б) ведущие полуоси автомобиля

В результате анализа были выбраны следующие технические решения трансмиссии автомобиля:
Сцепление – сухое, однодисковое, постоянно замкнутое; нажимной механизм – пружинный ; тип привода – гидравлический;
Коробка передач – механическая 5-ступенчатая;
Раздаточная коробка передач –с самоблокированным, периодически включаемым передним приводом;
Элементы управления – синхронизаторы;
Карданная передача – двойная, с жесткими карданами на игольчатых подшипниках;
Главная передача – одинарная, коническая;
Межосевой дифференциал – дифференциал автоматический Красникова;
Межколесный дифференциал заднего моста– симметричный, шестеренчатый, конический;
Межколесный дифференциал переднего моста – симметричный, шестеренчатый, конический;
Привод к ведущим колесам – полуразгруженные полуоси.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 


1.3 Синтез структуры и разработка кинематической схемы трансмиссии

Выполняя курсовую работу по дисциплине ''Теория движения автомобиля'' мы получили данные о числе ступеней и передаточных числах проектируемой коробки передач которые приведенные в таблице 1.3.

Таблица 1.3 – Значения передаточных чисел пяти ступенчатой коробки передач
Ступень

1.5131
uкп1 3.454
uкп2 1.869
uкп3 1.148
uкп4 0.822
uкп5 0.659


входной вал;
выходной вал;
промежуточный вал;
синхронизатор;
Рисунок 1.15 - Кинематическая схема коробки передач

 


Кинематическая схема трансмиссии представлена на рисунке 1.16.

сцепление;
пяти ступенчатая коробка передач;
раздаточная коробка;
элемент управления;
карданная передача;
главная передача;
межосевой дифференциал (ДАК);
межколесный дифференциал;
полуоси ведущих колес;
двигатель;

Рисунок 1.16 – Кинематическая схема трансмиссии автомобиля

 

 



2. Функциональное проектирование механизма трансмиссии

2.1 Постановка задач функционального проектирования механизма

2.1.1 Внешние воздействия на механизм. Для проектируемой раздаточной коробки передач внешними воздействиями являются параметры мощности двигателя, подводимой к первичному валу через КП. При этом параметры двигателя имеют следующие значения:
Pemax=65 кВт, nP=4000об/мин, Мmax=205Нм, nм=1900об/мин.

2.1.2 Управляемые параметры. В качестве управляемых параметров были приняты:
1) межосевое расстояние зубчатого зацепления раздаточной коробки передач;
2) нормальный модуль зубьев шестерен раздаточной коробки передач;
3) угол наклона зубьев шестерен;
4)коэффициент смещения исходного контура.

2.1.3 Критерии оценки. При выборе управляемых параметров нужно обеспечить такие их значения, чтобы значения оценочных параметров были минимальны. В качестве оценочных параметров примем габариты раздаточной коробки передач:
1) L –длина;
2) H –высота;
3) B –ширина;
4) V –объем;

2.1.4 Ограничения, принимаемые при проектировании.
Ограничения, принимаемые при проектировании:
1) передаточное число одной зубчатой пары не должно превышать трех.
2) нормальный модуль : 3,5...4,25.
3) угол наклона зубьев: 18…26.
4) межосевое расстояние должно выбираться из ряда 85, 105, 125, 140, 160 мм.
.
2.2 Определение и выбор основных параметров механизма

В данном пункте проведем предварительный расчет основных параметров зубчатых зацеплений раздаточной коробки передач. Эти параметры далее будут уточнены в разделе 3 данной курсовой работы.
Для зубчатого зацепления межосевое расстояние можно определить по формуле:
(2.1)
где МВЫХ – максимальный вращающий момент на выходном валу КП;

(2.2)

kа – коэффициент, находящийся в пределах 8.9…9.6 – г/а.

Принимаем kа = 9,3.

Тогда, подставив все в (2.1) получим:

(мм);

Выбираем ближайшее значение из ряда 85 мм.
Учитывая передаточное число раздаточной коробки передач uркп=2, можно определить передаточное число на каждой ступени базовой коробки передач на выходе из раздаточной коробки.

Таблица 2.1 – Передаточные числа на выходе раздаточной коробки передач
Ступень

1.5131
uкп1 6,908
uкп2 3,738
uкп3 2,296
uкп4 1,644
uкп5 1,318

 

 

 

 

 

3 Конструкторское проектирование механизма трансмиссии
3.1. Конструкция механизма трансмиссии
Дифференциал автоматический Красикова реагирует не на разницу скоростей вращения колес, а на разницу нагрузок на ведущих колесах и тяги двигателя. Это позволяет «ДАК» устойчиво и мягко работать во всём диапазоне скоростей движения автомобиля. Принцип взаимодействия замкнутых шариковых цепочек с полуосевыми шнековыми элементами, позволяет применять это устройство в любых известных колёсных транспортных средствах с максимальной эффективностью. Он сохраняет рабочие функции обычного «классического» дифференциала, но лишён его главного недостатка, буксования. Габариты ДАК не отличаются от размеров «классического» дифференциала, взаимозамена их проста. На сегодняшний день пока нет более прочной и простой работающей конструкции, выполняющей весь комплекс задач по передачи мощности на ведущие колёса автомобиля.
Рассматриваемый дифференциал имеет ряд преимуществ:
- Механизм представляет собой симметричный, механический дифференциал с автоматической блокировкой;
- Дифференциал не содержит электронных, пневматических, гидравлических и других компонентов управления;
- Чисто механическая система деталей, не требует регулировки, настройки или наладки;
- Система смазки стандартная, как у классического дифференциала;
- Габариты и вес устройства аналогичен классическому дифференциалу;
• Количество основных деталей, 6 шт;
- Монтаж автоматического дифференциала на автомобиль не отличается от монтажа классического дифференциала;

- Автоматический дифференциал предназначен для работы в трансмиссиях любых колёсных транспортных средств, на различных дорогах и бездорожье, во всёх диапазонах скоростей и нагрузок.
«ДАК» состоит из корпуса 2, с расположенными в центре двумя цилиндрическими полуосевыми элементами 4 торцами соприкасающимися друг с другом. На поверхностях полуосевых элементов выполнена винтовая резьба, на одном правого, на другом левого направления вращения. В корпусе 2 продольно оси его вращения выполнены два параллельных отверстия 5 близко расположенные друг к другу, равные диаметру применяемого шарика. Концы этих отверстий, соединены между собой, образуют замкнутый канал овальной формы, который заполняется шариками 6 одного диаметра.
Замкнутая цепочка из шариков 6, если убрать полуосевые элементы 4, может перемещаться в овальном канале 5 совершенно свободно, без помех.

в
1. Фланец шестерни главной передачи.
2. Корпус дифференциала.
3. Полуоси транспортного средства.
4. Полуосевые элементы.
5. Канал для прохождения шариков.
6. Тела качения – шарики.
Рисунок 3.1 – Схема дифференциала Красникова

Цепочка шариков в канале представляет собой как бы шестерню овальной формы, зубьями которой являются шарики.
Одна длинная ветвь овального канала 5 расположена ближе к оси вращения полуосевых элементов 4 и вскрыта вдоль для погружения частей шариков в винтовые канавки резьбы полуосевых элементов. В каждый виток резьбы, заглублено по одному шарику цепочки, соединяя цепочкой шариков оба полуосевых элемента в единую кинематическую схему.
Если мы станем поворачивать полуосевые элементы 4 в противоположные стороны, то цепочка шариков 6 придёт в движение, разрешая полуосевым элементам 4 легко и свободно поворачиваться. В этом случае «ДАК» работает как обычный дифференциал.
Вращая корпус устройства 2, мы передаём мощность, через цепочку шариков 6 на винтовые канавки полуосевых элементов 4, а они, через полуоси 3, на колёса транспортного средства.
При прямолинейном движении автомобиля полуосевые элементы неподвижны. Неподвижны и цепочки шариков их соединяющие. Оба ведущих колеса вращаются с одинаковой скоростью.
В повороте наружное колесо увеличивает свои обороты относительно внутреннего колеса. Полуосевой элемент начинает вращаться, воздействуя на цепочки шариков своими винтовыми канавками. Цепочка шариков плавно сдвигается в овальном канале, позволяя другому полуосевому элементу, имеющему винтовые канавки противоположного направления вращения, вращаться в противоположную сторону, уменьшая обороты внутреннего колеса в той же пропорции, в которой увеличиваются обороты наружного. Таким образом, выполняется поворот автомобиля.
В случае, когда одно из колёс попадает на скользкий участок, обычный, "классический" дифференциал позволяет колесу с наименьшей тягой увеличивать свои обороты, т.е. буксовать, юзить и т.д. С дифференциалом «ДАК» этого не происходит. Так как в этом случае полуосевой элемент буксующего колеса начинает вращаться. Его вращение, неизбежно вызывает вращение соединённого с ним цепочками шариков противоположного полуосевого элемента, который мгновенно довернёт другое колесо и вытолкнув машину, не даст ей буксовать. То есть проходимость, устойчивость и вездеходность автомобиля существенно увеличивается.


3.2 Определение нагрузочных режимов механизма

При проектировании зубчатых зацеплений трансмиссия автомобиля представляется в виде одной функциональной схемы (рис.3.2):
На рисунке 3.2 использованы следующие обозначения:
U'тр i, η'тр i– передаточное число и кпд базовой коробки передач на i-ой ступени;
U''0, η''0 –передаточное число и кпд главной передачии рассматриваемого ЗЗ;
Д – двигатель;
ВК – ведущие колеса;
ЗЗ – зубчатое зацепление раздаточной коробки передач.

Основные параметры нагрузочного режима, проектируемого зубчатого зацепления:
М_у1-условный вращающий момент на входе зубчатого зацепления;
n_у1-условная частота вращения элемента зубчатого зацепления:
t_ -общее время работы зубчатого зацепления;
k_пH-коэффициент пробега по контактным напряжениям;
k_пF- коэффициент пробега по изгибным напряжениям;
k_A-коэффициент, учитывающий динамические нагрузки;
U_ -передаточное число зубчатого зацепления.

Расчет будет осуществляться только для первой передачи, т.к. расчеты остальных передач аналогичны.
Параметры нагрузочного режима определяются в следующей последовательности:
Определение условного вращающего момента:
Сперва определяем удельные окружные силы на ведущих колесах:
〖 γ〗_уi=F_imax/(m_a∙g), (3.0)
где F_imax-максимальная окружная сила на ведущих колесах на i-ой ступени. Эта сила определяется по следующему выражению:

〖 F〗_imax=min{█((М_(е.мах)∙u_тр^ ∙η_тр^ )/r_k =(205∙17,4703∙0,931588)/0,309=10797,4109 Н;@@φ∙G_φ=0,7∙1800∙9,81=12360,6 Н,)┤ (3.1)
где G_φ=m_a∙g-сцепной вес;
m_a - масса автомобиля;
φ-коэффициент сцепления равен 0,7;

u_тр^ =u_(〖КП〗_I)^ ∙u_РКП^ ∙u_ГП^ =3,454∙2∙2,529=17,4703. (3.2)

Принимаем F_imax=10797,4109 Н.

〖 γ〗_уi=F_imax/(m_a∙g)=10797,4109/(1800∙9,81)=0,611.

Условный вращающий момент на входе в анализируемое зацепление на i-ой ступени трансмиссии определяется по следующей формуле:

М_у1=(θ∙λ ∙γ_у1∙m_a∙g∙r_k)/(u_трi^''∙η_трi^'' )=(1∙1∙0,611∙1800∙9,81∙0,309)/(2∙2,529∙0.98∙0.97)=693,37 Н∙м, (3.3)

где θ-коэффициент, учитывающий циркуляцию мощности:
θ=1-для автомобиля с одним ведущим мостом либо для многоприводных автомобилей, оснащенных межосевым дифференциалом;
θ=1,1-для многоприводных автомобилей с блокированным приводом при работе на низших ступенях;
λ-коэффициент, учитывающий долю мощности, предаваемую через данное (рассматриваемое) зубчатое зацепление. Если вся мощность проходит через зубчатое зацепление, то λ=1;
u_трi^'',η_трi^'' - передаточное число и КПД трансмиссии после рассматриваемого зубчатого зацепления. Значения передаточных чисел после рассматриваемого зубчатого зацепления приведены в таблице 2.2.
Определяем условную частоту вращения:
Определим скорость движения автомобиля первой ступени коробки передач. Средняя скорость автомобиля приближенно можно определить по следующей формуле:

ϑ_m=k_ϑ∙ϑ_max=0,65∙38,88=25,272м/с, (3.4)

где k_ϑ=0,5…0,75-данный коэффициент выбирается в зависимости от условий движения автомобиля и удельной мощности (чем меньше мощность, тем меньше коэффициент).
〖 ϑ〗_max –максимальная скорость автомобиля (38,888 м/с).
Средняя скорость автомобиля на высшей передаче:
〖 ϑ〗_mв=min{█(ϑ_m/u_(тр.в) ∑_(i=1)^(N_кп)▒〖(ξ_i∙u_(тр.i) );〗@@0.8∙ϑ_max,)┤ (3.5)
где N_кп- количество ступеней коробки передач;
u_(тр.в) – передаточное число высшей ступени коробки передач;
u_(тр.i) – передаточное число отдельной ступени коробки передач;
i –относительный пробег автомобиля на отдельных ступенях коробки передач.
Значения относительного пробега автомобиля на отдельных ступенях коробки передач представлены в таблице 3.1
.
Относительный пробег, ξi 0.01 0.03 0.06 0.015 0.75
Таблица 3.1 – Относительный пробег автомобиля на передачах

 

 

 

Подставив все значения получим:

ϑ_mв=min{█(25,272∙2,529∙(0,01" " 6,908+0,03" " 3,738+0,06" " 2,296+@+0,15∙1,644+0,75∙1,318)/(0,659∙2∙2,529)=29,801 м/с;@0,8" " 38,88=31,104 м/с,)┤


Принимаем v_mв=29,801 м/с.

Далее определяется скорость движения на остальных ступенях коробки передач. При этом исходят из предположения, что диапазон работы двигателя на всех ступенях одинаковый:

ϑ_mi=ϑ_mв∙u_(тр.в)/u_(тр.i) =29,801∙(0,659∙2∙2,529)/(3,454∙2∙2,529)=5,686 м/с. (3.6)

В итоге находят частоту вращения на входе в анализируемый механизм по следующей формуле:

n_yi=(9.55∙ϑ_mi∙u_трi^'')/r_k =(9,55∙5,686∙2∙2,529)/0,309=888,854об/мин. (3.7)

Определение времени работы рассматриваемого зубчатого зацепления на i-ой ступени трансмиссии:

t_i=(ξ_i∙L)/(3.6∙ϑ_mi )=0,01∙450000/(3,6∙5,686)=219,8 час , (3.8)

где L-общий пробег, равный 450000 км.

Определение коэффициентов пробега.
Среднее сопротивление движению автомобиля  принимаем по таблице 8 источника [2] равным 0.03. Коэффициенты А и В из того же источника принимаем равными соответственно 0.026 и 0.3.
Среднее удельное сопротивление воздуха:

. (3.9)

Среднее удельное сопротивление разгону ai:

ai=B• (у i––Вi). (3.10)

ai=0,3•(0,611–0.03–4,67•10-4)=0,174
.
Математическое ожидание средних удельных окружных сил myi определим по формуле:
myi=ai++Вi. (3.11)

myi=0,175+0,03+4,67•10-4=0,2045.

Коэффициенты пробега KПН – по контактным напряжениям и КПF –коэффициент пробега по напряжениям изгиба определяем по формулам:

KПН=10–A, (3.12)

где А–коэффициент регрессии.
Он определяется по формуле:

A=a0+K• (a1+a2•K ), (3.13)

гдеa0, a1, a2 –коэффициенты регрессии;
K –коэффициент, определяемый по формуле:

K=y/my, (3.14)

K=0,611/0,2045=2,988.

a0= – 0,471+2,556•lg , (3.15)
где lg–среднее квадратическое отклонение логарифма удельной окружной силы обычно принимают 0,20…0,30, причем большее значение относится к автомобилям с большей удельной мощностью и к деталям, нагружаемым только при работе на одной ступени коробки передач.

a0= – 0,471+2,556•0,25=0,1680,

a1=0,659–1,344•lg (3.16)

a1=0,659–1.344•0,25=0,3230;

a2= – 0,00249/lg (3.17)

a2= – 0,00249/0.25= –0.01;

A=0,1680+2,988• (0,3230–0,01•2,988)= 1,044,

KПН=10– 1,3393=0,090.

КПF =10–B, (3.18)
где B–коэффициент регрессии.
Он определяется по формуле:

B=b0+K•b1, (3.19)

где b0, b1 –коэффициенты регрессии;

b0= –1,388+7,772•lg (3.20)

b0= –1,388+7,772•0,25=0,555

b1=1,346–3,8•lg (3.21)

b1=1,346–3,8•0,25=0,3960

B=0,55+4,1627•0,3960=2,1984

КПF=10–2,1984= 0,0172.

Эквивалентный вращающий момент Мэкв определяется по формуле:

Мэкв= , (3.22)

где m –коэффициент, равный для шарикоподшипников 3.

 

Для зубчатого зацепления, работующего на всех ступенях коробки передач параметры нагрузочного режима определяются:
{█(t="" ti=4952;@nу=(1/t) •"" (nуi• ti)=3946;@My=max{Myi}=693,6196;)┤ (3.23)

где ti– время работы на i–ой ступени КП;
nуi –частота вращения на i –ой ступени КП.

Параметры нагрузочных режимов зубчатых зацеплений записаны в таблицу 3.2.
Таблица 3.2 – Результаты расчета основных параметров нагрузочного режима.
M_у,Н*м
n_у,
об/мин t,час K_(П_H ) K_(П_F ) N_H*〖10〗^8 N_F*〖10〗^7
1 693.6196 887.6 219.8 0.0867 0.0167 0.0102 0.0196
2 375.3257 1640.4 357.4 0.1023 0.0212 0.0360 0.0744
3 230.5371 2670.7 439 0.1268 0.0287 0.0892 0.2017
4 165.0710 3729.9 785.8 0.1573 0.0386 0.2767 0.6790
5 132.3380 4652.5 3150 0.1887 0.0494 1.6591 4.3454


3.3Анализ долговечности зубчатых зацеплений механизма

Нормальный модуль зубчатых колес выберем из диапазона 3,5…4,25 и примем равным 4 [1, ст.98].
Задавшись числом зубьев шестерни ЗЗ в раздаточной коробке передач z1=16, определим число зубьев колеса:
z_2=z_1∙u_ркп=2∙16=32. (3.25)
Определим межосевое расстояние:
a_w=((z_1+z_2 )∙m)/(2∙cosβ) (cosα_t)/(cosα_tw )=((16+32)∙4)/(2∙cos20°)∙(cos21,17°)/(cos21,17°)=102,16мм, (3.24)
где α_t – делительный угол профиля в торцевом сечении:
α_t=arctg(tgα/cosβ)=arctg((tg20°)/(cos20°))=21,17°;
α_tw– угол зацепления (т.к. x1+x2=0, то α_tw=α_t);
〖 x〗_1=x_2=0 - коэффициент смещения исходного контура.
Из рационального ряда межосевых расстояний принимаем близкое по значению 〖 a〗_w=105 мм.
Далее высчитываем делительный диаметр:
d_1=(z_1 m)/cosβ=16∙4/cos20°=68,11 мм, (3.25)
d_2=(z_2 m)/cosβ=32∙4/(cos20°)=136,21 мм.
Диаметры вершин зубьев:

d_а1=d_1+2m∙(1+x_1 )=68,11+2∙4∙(1+0)=76,11 мм, (3.26)
d_а2=d_2+2m∙(1+x_2 )=136,21+2∙4∙(1+0)=144,21 мм.

Основные диаметры:
d_b1=d_1 cosα_t=68,11∙cos21,17°=63,51 мм, (3.27)
d_b2=d_2 cosα_t=136,21∙cos21,17°=127,02 мм.

Углы профиля зуба в точках на окружностях вершин:
α_а1=arccos〖(d〗_b1/d_a1)=arccos⁡(63,51/76,11)=33,44°, (3.28)
α_а2=arccos〖(d〗_b2/d_a2)=arccos⁡(127,02/144,21)=28,26°.

Составляющие коэффициента торцевого перекрытия:
ε_α1=(z_1∙(〖tgα〗_a1-〖tgα〗_tw))/2π=(16∙(tg33,44-tg21,17))/2π=0,69, (3.29)
ε_α2=(z_2∙(〖tgα〗_a2-〖tgα〗_tw))/2π=(32∙(tg28,26-tg21,17))/2π=0,77.

Коэффициент торцевого перекрытия:
〖ε_α=ε〗_α1+ε_α1=0,69+0,77=1,46. (3.30)


Осевой шаг:
P_x=πm/sinβ=(3,14∙4)/(sin20°)=36,72мм. (3.31)

Коэффициент осевого перекрытия:
ε_β=b_w/P_x =30/36,72=0,82, (3.32)

где b_w - ширина зубчатого венца
b_w = (0,3…0,4)∙〖 a〗_w=0,3∙105=31,5
Принимаем b_w =30

Суммарный коэффициент перекрытия:
〖ε_γ=ε〗_α+ε_β=1,46+0,82=2,28. (3.33)

Основной угол наклона:
β_b=arcsin⁡(sinβ*cos20°)=arcsin⁡(sin20°*cos20°)=18,75. (3.34)

Эквивалентные числа зубьев:
〖 z〗_v1=z_1/(〖cos〗^3 β)=16/(〖cos〗^3 20°)=19, (3.35)
z_v2=z_2/(〖cos〗^3 β)=30/(〖cos〗^3 20°)=36.

Расчет на контактную выносливость. Коэффициент учитывающий механические свойства сопряженных зубчатых колес: для стали с Е=2,1*105〖 Z〗_E=190.
Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления:
Z_H=1/〖cosα〗_t √(〖2cosβ〗_b/〖tgα〗_tw )=1/cos⁡21,17 √(2cos18,75/tg21,17)=2,36. (3.36)

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:
Z_ε=√(1/ε_α )=√(1/1,46)=0,83. (3.37)

Окружная сила на делительном цилиндре:

F_Ht1=〖2000T〗_1H/d_1 =(2000∙693,6)/68,11=20367 Н, (3.38)
где T_1H=М_у=693,6 Н∙м – условный вращающий момент.
F_Ht2=F_Ht1=20367 Н,

Проверка на резонансную зону:

(v z_1)/1000=(13,1∙16)/1000=0,21<1,4, (3.39)

следовательно, резонансная зона далеко.
Коэффициент учитывающий внешнюю динамическую нагрузку: K_a=1.
Коэффициент нагрузки: K_H=1,26.
Определим контактное напряжение:
σ_H0=Z_E Z_H Z_ε √(F_Ht1/(b_w d_1 ) (u+1)/u)=190∙0,89∙1,09√(20367/(30∙68,11)∙(2+1)/2)=713 МПа (3.40)
Определим расчетное контактное напряжение:
σ_H=σ_H01 √(K_H )=713∙√1,26=800 МПа. (3.41)

Пределы контактной выносливости:
〖 σ〗_Hlim1=2H_HB1+70=2∙550+70=1170 МПа, (3.42)
〖 σ〗_Hlim2=2H_HB2+70=2∙500+70=1070 МПа.
где – H_HB1=550, H_HB2=500 – твердость шестерни и колеса соответственно
Коэффициент запаса прочности: S_H=1,1.
Базовые числа циклов напряжений, соответствующие пределу выносливости:
N_Hlim1=N_Hlim2=120∙〖10〗^6.

Cуммарное число циклов напряжений:
〖 N〗_k1=60〖∙n〗_у∙t∙K_пН= 41∙〖10〗^6, (3.43)
〖 N〗_k2=N_k1∙z_2/z_1= 20,5∙〖10〗^6, (3.44)

где – t=2,665 час – суммарное время работы;
K_пН=0,0045 - суммарный коэффициент пробега по контактным напряжениям.

Коэффициент долговечности:
Z_N1=√(6&N_Hlim1/N_k1 )=√(6&120∙〖10〗^6/41∙〖10〗^6 )= 1,19, (3.45)
Z_N2=√(6&N_Hlim1/N_k2 )= 1,34.
Коэффициент учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев: Z_R=0,95.
Коэффициент учитывающий окружную скорость:Z_V1=Z_V2= 1.05.
Коэффициент учитывающий влияние смазки: Z_L=1.
Коэффициент учитывающий размеры зубчатого колеса:
Z_X1=Z_X2=1.

Допускаемые контактные напряжения зубчатых колес:
σ_HP1=(σ_Hlim1 Z_N1 Z_R Z_V1 Z_L Z_X1)/S_H1 =(1170∙1,19∙0,95∙1,05∙1∙1)/1,1=1262,56 МПа. (3.46)
σ_HP2=(σ_Hlim2 Z_N2 Z_R Z_V2 Z_L Z_X2)/S_H2 =1300 МПа.
Допускаемые контактные напряжения передачи:
σ_HPmin=min⁡(σ_HP1,σ_HP2 )=1263 МПа. (3.47)

σ_HP={█(0.45⁡〖(σ_HP1+ σ_HP2 )=〗 1153 МПа@1,25∙σ_HPmin=1579 МПа)┤. (3.48)

Сопоставление расчетного и допускаемого напряжений:
σ_H1=800 Мпа<σ_HP1=1262Мпа.

Расчет зубьев на выносливость при изгибе. Окружная сила на делительном цилиндре:

F_Ft1=F_Ft2=(2000T_1F)/d_1 =20367 Н, (3.49)
гдеT_1F=М_у=693,6 Нм – условный вращающий момент.

Коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку: KA=1,5.
Коэффициент учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зуба: δ_F=0.006.
Коэффициент учитывающий неравномерность нагрузки по длине контактной линии: K_Fβ=1,12.
Коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями: K_Fα=1,02.
Коэффициент учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений: Y_FS1=3,83;Y_FS2=3,65.
Коэффициент учитывающий наклон зуба:
Y_β= 1-ε_β β/(120°)=1-0,82∙20/(120°)=0,86. (3.50)

Коэффициент учитывающий перекрытие зуба: Y_ε=0,61.
Коэффициент нагрузки:
K_F=K_A K_Fv K_Fβ K_Fα=1,28. (3.51)
Расчетные напряжения:
σ_F1=F_Ft1/b_1m K_F Y_FS1 Y_β Y_ε=20367/(30∙4) 1,74∙3,83∙0,86∙0,61=593 Мпа, (3.52)
σ_F2=σ_F1∙Y_FS2/Y_FS1 = 465 Мпа. (3.53)
Пределы выносливости зубьев, соответствующие базовому числу циклов напряжений:
σ_Flimb1^0=1000 МПа; σ_Flimb2^0=580 Мпа.
Коэффициент учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба: Y_g1=Y_g2=1.
Коэффициент учитывающий влияние деформационного упрочнения: Y_d1=Y_d2=1.
Коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки: Y_a1=Y_a2=1.
Коэффициент учитывающий технологию изготовления: Y_T1=Y_T2=1.
Предел выносливости зубьев при изгибе:
σ_Flimb1=σ_Flimb1^0 Y_g1 Y_d1 Y_a1 Y_T1=1000∙1∙1∙1∙1=1000 Мпа, (3.54)
〖 σ〗_Flimb2=σ_Flimb2^0 Y_g2 Y_d2 Y_a2 Y_T2=870 Мпа. (3.55)
Коэффициент учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса: S_F1^'=1,55; S_F2^'=1,7.
Коэффициент долговечности: Y_N1=1; Y_N2=1.
Опорный коэффициент: Y_b1 , Y_b1 =1.
Коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности: Y_R1 〖=0,95 ;Y〗_R2=1,05.
Допускаемые напряжения:
σ_FP1=σ_Flimb1/(S_F1^' ) Y_N1 〖Y_X1 Y〗_b1 Y_R1=631 Мпа, (3.56)
σ_FP2=σ_Flimb2/(S_F2^' ) Y_N2 Y_X2 Y_b2 Y_R2= 537 МПа.

Сопоставление расчетного и допускаемого напряжений:
σ_F1=593<σ_FP1=631,
σ_F2=465 <σ_FP1=537.

 

 

 

 

3.4 Проектирование валов механизма

Валы раздаточных коробок выполняются более жесткими, чем валы основной коробки. Выбор их диаметров выполняется с учетом унификации подшипников и приводных фланцев. Для валов большинства раздаточных коробок отношение наибольшего диаметра к расстоянию между серединами опор = 0,25…0,35, наибольшего диаметра к межосевому расстоянию = 0,35…0.45.
Определим окружную, радиальную, осевую силы, действующие в валах.
Окружная сила находится по формуле:
〖 F〗_t=(2M_ )/(d_ω 1)=20400 Н. (3.57)
где -моменты на соответствующих валах;
-начальный диаметр зубчатого колеса.

Радиальная сила определяется:
= 20400 ∙ tg20°/cos20° = 7900 Н. (3.58)

Осевая сила:
=20400 ∙ tg20°=7425 Н. (3.59)

Для нахождения реакций составим сумму моментов относительно опор А и В:
∑▒〖M_A=〗 R_By l-(F_a21 d)/2-F_r21 b=0, (3.60)
∑▒〖M_B=-R_Ay l-(F_a21 d)/2+F_r21 с=0,〗 (3.61)
где l-расстояние между серединами подшипников,принимаем 150 мм;
d-делительный диаметр вал-шестерни,он равен d=68 мм;
b-расстояние от левого подшипника до шестерни,принимаем
b=38 мм;
с-расстояние от шестерни до правого подшипника,принимаем
с=112 мм;

Определяем опорные реакции в вертикальной плоскости:
R_Ay=-(7425∙34+7900 ∙112)/150=4216 Н,
R_By=(7425∙34+7900∙38)/150=3684 Н.
Проверка: ∑▒Y = - R_Ay l + F_r21 - R_By = -4216 + 7900-3684 = 0
Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости:
∑▒Мв= R_Ax l- F_t21 b= 0, (3.62)
R_Ax=(20400∙38)/150=5168 Н.
∑▒M_A = F_t21 112- R_Bx l= 0, (3.63)
R_Bx=(20400∙112)/150=15232 Н.
Проверка: ∑▒X = R_Ax - F_t21+ R_Bx = 5168 -20400+15232 = 0
Находим изгибные моменты в вертикальной плоскости:
〖M'〗_1x =〖-R〗_Ay∙b=-4216∙ 38= -160,208 Н ∙м; (3.64)
〖M''〗_1x =〖-R〗_By∙c= -3684∙ 112 = -412,608 Н ∙м; (3.65)
в горизонтальной плоскости:
M_1y =R_Bx∙c= 15232∙112 = 1705,984 Н ∙м; (3.66)

Вычисляется эквивалентный изгибающий момент:
M_экв=√(〖〖M''〗_1x〗^2+〖M_1y〗^2 )=√(〖412,608〗^2+〖1705,984〗^2 )=1755,17Н∙м,(3.67)
Расчетный диаметр вала определяется:
d_расч=∛(〖10〗^3 M_экв/(0,1[σ_и ]))=∛(〖10〗^3 1755,17/(0,1∙900))=26,58 мм,(3.68)
где[σ_и ]=900 МПа – допускаемые изгибные напряжения.
Из расчетного диаметра принимаем минимальный диаметр входного вала РКП d= 30мм.
Эпюра изгибающих моментов представлена на рисунке 3.3.

Рисунок 3.3 - Эпюры изгибающих моментов

 


3.5 Проектирование подшипниковых опор

Возможные варианты устройства подшипниковых опор:
1) фиксирующая–плавающая опора – одна из опор зафиксирована в осевом направлении, а вторая обеспечивает возможность изменения длины вала за счет соответствующей посадки одного из колец.
2) регулируемые опоры – вал монтируется в двух разнесенных однорядных радиально-упорных шариковых или роликовых подшипниках, каждый из которых способен воспринимать осевое усилие только одного направления.
Возможны две схемы установки подшипников:
схема «0» (рисунок 1,а);
схема «х» (рисунок 1,б).

 

 

 

 

 

 

 

 

Рисунок 3.4 – Схемы установки подшипников в регулируемых опорах: опорная база.

Схема «0» предпочтительна в тех случаях, когда при небольшой длине вала требуется получить большую опорную базу подшипника (l). При использовании схемы «х» при тепловом удлинении вала начальный осевой зазор в подшипнике всегда будет уменьшаться (вал больше подвержен тепловой деформации чем корпус КП). В случае использования схемы «0» возможны три варианта:
– образующие конусов наружных колец подшипников сходятся в одной точке на оси вала, при этом тепловое удлинение вала компенсируется тепловым расширением подшипников и начальный осевой зазор, установленный при монтаже, практически не изменяется;
– образующие конусов наружных колец подшипников пересекаются – начальный осевой зазор уменьшается;
– образующие конусов наружных колец подшипников не пересекаются – начальный осевой зазор увеличивается.
Регулируемым может быть либо внешнее, либо внутреннее кольцо одного из подшипников. Определяющим фактором является удобство сборки.
Как правило, для схемы «х» регулируют наружное кольцо, а для схемы «0» – внутреннее.
3) плавающий вал – схема принципиально схожа с регулируемыми опорами, но здесь используются радиальные подшипники, и для них предусматривается гарантированный осевой зазор в пределах 0.5…1 мм.
Подбор подшипников для валов осуществляем по диаметру вала и по динамической грузоподъемности подшипников.
Проведем расчет долговечности правого подшипника.
Осевая сила:

F_a1=1,245∙F_r tgα=1,245∙7889∙tg20=3575 Н. (3.69)

Эквивалентная нагрузка:

F_э1=XVR_Bx+YF_a1=1∙1∙13239-1∙3575=9664 Н, (3.70)

где X=1,Y=1  коэффициенты радиальной и осевой нагрузок;
V=1 коэффициенты вращения (V=1 – внутреннее кольцо вращается, V=1,2 – при вращении наружного кольца);
R_Bx=13239Н– радиальная нагрузка в правой опоре.
Приведенная нагрузка:

F_пр1=F_э1 К_Д1 К_Д2 К_Т К_м=9664∙1,25∙1,2∙1∙1∙1=14496 Н, (3.71)

где〖 К〗_Т=1 – коэффициент температурные условия работы;
К_м=1коэффициент учитывающий наличие колец;
К_Д1=1,25коэффициент учитывающий динамическую нагрузку от зубчатых зацеплений;
К_Д2=1,2коэффициент учитывающий внешнюю динамическую нагрузку.
На заключительном этапе расчета подшипника определяется необходимая динамическая грузоподъемность:
c_тр1=√(m&6∙〖10〗^(-5) tn_y F_пр1^m ), (3.72)
где m=3, так как подшипники шариковые.
c_тр1=∛(6∙〖10〗^(-5)∙219∙887.6∙〖14496〗^3 )=32,8 кН.
Аналогичный расчет производится для левого подшипника.
По результатам вычислений выбираем шариковые радиально-упорные подшипники 36206 ГОСТ 831-75.

3.6 Обоснование выбора материалов и способов упрочнения основных деталей.

Материалы, из которых изготовлены основные детали и способы их упрочнения представлены в таблице 3.3.

Таблица 3.3 Способы упрочнения основных деталей
Наименование
детали Материал и способ упрочнения Требуемые
характеристики
материала Обоснование

Вал-шестерня и валы дифференциала Сталь
14ХН3А и сталь 30ХГТ - цементация Твердость поверхностного слоя – 56…63 HRC, сердцевины –
28…35 HRC
Обеспечение достаточной контактной и изгибной прочности
Зубчатое колесо Сталь 30ХГТ - закалка с последующим улучшением Поверхность 57…63 HRC
Сердцевина 29…42 HRC Обеспечение тре–буемой прочности и жесткости
Корпус АЛ2- закалка, искусственное старение Хорошие литейные свойства, малая масса

3.7 Оценка габаритов и КПД механизма

Габариты механизма можно определить исходя из диаметров вершин зубчатого колеса и шестерни. Так как диаметры вершин равны соответственно 144 мм и 76 мм, с учетом корпуса механизма габаритный размер в поперечном направлении не будет превышать 300 мм, в осевом – 400 мм. Это удовлетворяет требованию компоновочных возможностей автомобиля-аналога, на базе которого проектировался механизм.
Потери мощности механизма определяются потерями в зубчатом зацеплении и в подшипниках. Следовательно, КПД механизма будет равно:
ɳ=ɳ_пп^n*ɳ_зз=〖0,99〗^2*0,98=0,96, (3.73)
где ɳ_пп^n – КПД пары подшипников,
n – количество пар подшипников,
ɳ_зз – КПД зубчатого зацепления.

 

Заключение

В процессе выполнения курсового проекта была спроектирована
раздаточная коробка передач с самоблокирующимся дифференциалом фургона полной массой 1800 т. В качестве самоблокирующегося дифференциала был выбран автоматический дифференциал Красникова. На сегодняшний день пока нет более прочного и простого дифференциал, выполняющего весь комплекс задач по передачи мощности на ведущие колёса автомобиля.
В процессе проектирования был проведен выбор основных параметров РКП и осуществлен их анализ. Результат проектирования: одноступенчатая РКП; передаточное число 2; габариты РКП –L×H=400×300 мм.
Спроектированная раздаточная коробка передач с самоблокирующимся дифференциалом отвечает современным требованиям к автомобилям данного класса и может конкурировать со многими отечественными и зарубежными аналогами.

Список использованных источников

1 Автомобили. Конструкция, конструирование и расчет. Трансмиссия /Под общ.ред. А.И. Гришкевича.  Мн.: Вышэйшая школа, 1985240 с.
2 Проектирование трансмиссий: Справочник / Под общ.ред.
А.И. Гришкевича.  М.: Машиностроение, 1984272 с.
3 Бедункевич В.М. Определение нагрузочных режимов механизмов и деталей трансмиссии автомобилей. Методические указания для курсового и дипломного проектирования.  Могилев: ММИ,1997 22 с.
4 Детали машин. Проектирование: Справочное учебно-методическое пособие/Л. В. Курмаз, А. Т. Скойбеда. - 2-е изд., испр.: М.: Высш. шк., 2005. - 309 с.: ил.
6 Тракторы. Проектирование , конструирование и расчет. / Под ред. И.П. Ксеневича.  М.: Машиностроение, 1991554 с.
7 Теория движения автомобиля: методические указания / Сост. В.П.Тарасик. – Могилев: Белорус.-Рос. Ун-т, 2010. – 45 с.

 




Комментарий:

Курсовая работа - отлично!


Рекомендовать другу
50/50         Партнёрка
Отзывы