4 Расчет главной передачи
Главная передача - механизм трансмиссии автомобиля, преобразующий крутящий момент и расположенный перед ведущими колесами автомобиля.
4.1 Алгоритм расчета главной передачи
a. Радиус средней точки зуба ведущей шестерни:
2. Радиус средней точки зуба ведомой шестерни:
,
где Z1 - число зубьев ведущей шестерни;
Z2 - число зубьев ведомой шестерни;
L - длина образующей делительного конуса;
В1 - длина зубьев ведущей шестерни;
В - длина зубьев ведомой шестерни;
?1 - угол наклона винтовой линии;
Mn - расчетное значение величины нормального зацепления;
3. Половина угла при вершине начального конуса ведущей шестерни:
3. Половина угла при вершине начального конуса ведомой шестерни
4. Радиус кривизны зуба ведущей шестерни:
5. Радиус кривизны зуба ведомой шестерни:
6. Эквивалентное число зубьев ведущей шестерни:
7. Эквивалентное число зубьев ведомой шестерни:
.
8. Торцевой шаг по основанию конуса ведущей шестерни:
9. Торцевой шаг по основанию конуса ведомой шестерни:
10. Окружная сила ведущей шестерни:
11. Окружная сила ведомой шестерни:
,
где Мр - расчетный крутящий момент.
12. Осевая сила шестерни (i = 1 - ведущей, i = 2 - ведомой):
13. Радиальная сила шестерни (i = 1 - ведущей, i = 2 - ведомой):
14. Напряжение изгиба (i = 1 - ведущей, i = 2 - ведомой):
где i1 - передаточное число 1 - й передачи;
iR - передаточное число раздаточной коробки;
kD - коэффициент динамичности;
Y - коэффициент формы зуба.
15. Напряжение смятия шестерни (i = 1 - ведущей, i = 2 - ведомой):
16. Ресурс главной передачи:
,
где Rо - радиус качения колеса.
R2 - расчетное значение радиуса начальной окружности ведомой шестерни:
4.2 Обоснование выбора исходных данных
Рассчитаем длину зубьев ведущей шестерни, длину зубьев ведомой шестерни.
Длина зубьев ведущей шестерни:
,
где L - длина образующей делительного конуса, L=180 .
мм.
Длина зубьев ведомой шестерни:
;
мм.
Угол наклона винтовой линии (BET 1), угол наклона винтовой линии (BET 2), смещение осей (Е), угол зацепления (AL), коэффициент динамичности (Kd) выбраны согласно рекомендациям в [2, стр. 249, таб.11.1].
Передаточное число первой передачи (U1), передаточное число раздаточной коробки (Up), радиус качения колеса (Ro), расчётный крутящий момент (Mtr), максимальный крутящий момент (Me max) выбраны согласно данным производителя [1].
Число зубьев ведущей шестерни (Z1), число зубьев ведомой шестерни (Z2) выбраны согласно рекомендациям в [2, стр. 249, таб.11.1].
4.3 Проведение расчета
Таблица 7 - Исходные данные для расчета главной передачи
Длина образующей делительного конуса ( L ), мм |
180 |
|
Число зубьев ведущей шестерни ( Z1 ) |
9 |
|
Число зубьев ведомой шестерни ( Z2 ) |
32 |
|
Угол наклона винтовой линии (BET 1 ), град |
51,17 |
|
Угол наклона винтовой линии (BET 2 ), град |
26,15 |
|
Смещение осей ( Е ), мм |
31,75 |
|
Длина зубьев ведущей шестерни ( B1 ), мм |
54 |
|
Длина зубьев ведомой шестерни ( B2 ), мм |
50 |
|
Угол зацепления ( AL ), трад |
16 |
|
Передаточное число первой передачи ( U1 ) |
3,67 |
|
Передаточное число раздаточной коробки ( Up ) |
2.135 |
|
Радиус качения колеса (Ro), мм |
330 |
|
Коэффициент динамичности ( Kd ) |
1,5 |
|
Расчётный крутящий момент ( Mtr ), Н*м |
114 |
|
Максимальный крутящий момент ( Me max ), Н*м |
114 |
Таблица 8 - Результаты расчета главной передачи
Радиус средней точки зуба (Rср), мм |
41,42 |
|
Радиус средней точки зуба (Rср), мм |
106,6 |
|
Половина угла при вершине начального конуса (DEL1), град |
16,13 |
|
Половина угла при вершине начального конуса (DEL2), град |
76,27 |
|
Радиус кривизны зуба (Ro1), мм |
27,8 |
|
Радиус кривизны зуба (Ro2), мм |
129,8 |
|
Эквивалентное число зубьев (Ze1) |
34,86 |
|
Эквивалентное число зубьев (Ze2) |
160,6 |
|
Торцевой шаг по основанию конуса (Ts1), мм |
32,76 |
|
Торцевой шаг по основанию конуса (Ts2), мм |
23,4 |
|
Окружная сила (P1), Н |
2,752 |
|
Окружная сила (P2), Н |
1,07 |
|
Осевая сила (Q1), Н |
3,462 |
|
Осевая сила (Q2), Н |
0,456 |
|
Радиальная сила (Rs1), кН |
2,029 |
|
Радиальная сила (Rs2), кН |
0,5799 |
|
Напряжение изгиба (SIG изг 1), МПа |
1,765 |
|
Напряжение изгиба (SIG изг 2), МПа |
0,4287 |
|
Напряжение смятия (SIG см 1), МПа |
113,2 |
|
Напряжение смятия (SIG см 2), МПа |
73,36 |
|
Ресурс главной передачи, тыс. км. |
1,99E+05 |
Ресурс главных передач до капитального ремонта лежит в пределах 125…250 тыс. км. пробега для легковых автомобилей, следовательно рассчитанная главная передача имеет малый ресурс, но в целом удовлетворяет установленным требованиям.
5 Расчет полуоси
5.1 Алгоритм расчета полуоси
Для полностью разгруженной полуоси определяют только напряжении кручения.
1. При прямолинейном движении:,
где R - величина нормальной реакции на внутренний конец полуоси со стороны дифференциала.
m2 - максимальное значение коэффициента перераспределения веса.
G2 - вес, приходящийся на задний мост.
Wк = 0.2·D3 - момент сопротивления при кручении.
2. При динамической нагрузке:
где ,
B -расстояние от середины внешнего опорного подшипника до вертикали проходящей через центр опорной площадки колеса.
L - длина полуоси.
Mдин = 0,5 · Ме · i1 · i0 · kд(1+kб) - максимальный момент, передаваемый полуосью ведущего моста.
Ме - максимальный момент двигателя, Н*м;
i1, i0 - передаточные числа первой и главной передачи ;
Kд - коэффициент динамичности (Kд=1...1,3);
КБ- коэффициент блокировки.
для дифференциала с малым внутренним трением КБ = 0,1...0,2;
повышенного трения КБ = 0,2...0,6
блокированного КБ до 1.
5.2 Обоснование выбора исходных данных
Коэффициент перераспределения веса, расчётный коэффициент продольного сцепления, расчётный коэффициент поперечного сцепления, коэффициент динамичности, момент, подводимый к полуоси выбраны согласно рекомендациям в [3].
Вес, приходящийся на рассчитываемый мост, радиус колеса, колея автомобиля выбраны согласно данным в [1].
Диаметр полуоси, расстояние от середины внешнего опорного подшипника до вертикали, длина полуоси выбраны согласно рекомендациям в [4, стр. 143].
5.3 Проведение расчета
Таблица 9 - Исходные данные для расчета полуоси
Вес, приходящийся на рассчитываемый мост, Н |
7500 |
|
Коэффициент перераспределения веса |
1,2 |
|
Расчётный коэффициент продольного сцепления |
0,8 |
|
Расчётный коэффициент поперечного сцепления |
1 |
|
Колея автомобиля, мм |
1400 |
|
Коэффициент динамичности |
1,2 |
|
Диаметр полуоси, мм |
28 |
|
Расстояние от середины внешнего опорного подшипника до вертикали, мм |
80 |
|
Длина полуоси, мм |
605 |
|
Радиус колеса, мм |
330 |
|
Момент подводимый к полуоси, Н*м |
114 |
Таблица 10 -Результаты расчета полуоси
Максимальные суммарные напряжения, МПа |
225,49 |
|
Максимальный угол закручивания, град |
0,77121 |
|
Ресурс полуоси, тыс. км. |
13151 |
Обратившись к [3] можно сделать вывод, что результаты расчета удовлетворяют установленным требованиям и данная полуразгруженная полуось годна к эксплуатации.
6 Расчет рессоры
Упругий элемент подвески выполняющий одновременно функции упругого элемента, направляющего устройства и гасящего устройства.
6.1 Алгоритм расчета многолистовой рессоры
Зная ориентировочное число листов n и число листов, равных по длине коренному листу n1, определяют:
1) Коэффициент формы рессоры:
B = 1 - ;
2) Коэффициент увеличения прогиба:
I = .
Длина коренных листов:
L = ,
где: Е - модудь упругости, (Е=20.5·104 МПа);
f - статический прогиб рессоры, определяемый по выбранному числу колебаний подрессоренной массы nk;
Параметры рессоры:
1) Момент инерции рессоры:
J = ;
где: Р - нагрузка на упругий элемент.
2) Число листов рессоры:
n = ;
3) Значение наибольшего напряжения:
;
где: fд - динамический прогиб рессоры.
Для получения удовлетворительной емкости подвески значение fД следует принимать равными, а если это допустимо по конструктивным возможностям то больше, чем статический прогиб f.
Вес рессоры рассчитываем по формуле:
Gp =
где: Y - постоянная, зависящая от формы рессоры.
Жесткость рессоры определяется по формуле:
C = P/f.
6.2 Обоснование выбора исходных данных
Коэффициент увеличения прогиба (I), коэффициент динамичности (KЯ), модуль упругости при растяжении (Е), длина активного участка рессоры (L) выбраны согласно рекомендациям в [5].
Нагрузка на рессору (Р), нагрузка на упругий элемент (Р), средняя скорость движения автомобиля (Vср) выбраны согласно данным в [3].
Число циклов нагружения, статический коэффициент прогиба (Dd), выбраны согласно рекомендациям в [4].
Длина рессоры (L), ширина рессоры (В), толщина рессоры (Н), число листов, равных по длине коренному листу (Nk) выбраны согласно рекомендациям в [2].
6.3 Проведение расчета
6.3.1 Расчет малолистовой рессоры
Таблица 11 - Исходные данные для расчета малолистовой рессоры
Нагрузка на рессору ( Р ), Н |
3855 |
|
Длина рессоры ( L ), м |
0,6 |
|
Модуль упругости ( Е ), МПа |
201000 |
|
Коэффициент увеличения прогиба ( I ) |
1,75 |
|
Ширина рессоры ( В ), м |
0,06 |
|
Толщина рессоры ( Н ), м |
0,01 |
Таблица 12 - Результаты расчета малолистовой рессоры
Жёсткость рессоры, МПа |
0,01108 |
|
Статический прогиб, м |
0,38639 |
|
Напряжение в заделке, МПа |
216,33 |
|
Объём рессоры, м^3 |
0,23057 |
|
Удельная энергия деформации, Дж/м^3 |
37141 |
Обратившись к [2] и [3], можно сделать вывод, что результаты расчета удовлетворяют установленным требованиям.
6.3.2 Проверочный расчет малолистовой рессоры
Таблица 13 - Исходные данные для проверочного расчета
Число листов рессоры ( N ) |
3 |
|
Ширина листов рессоры ( B ), м |
0,06 |
|
Толщина листов рессоры ( Н ), м |
0,01 |
|
Коэффициент динамичности ( K z), м |
1,8 |
|
Число циклов нагружения * 10^6 ( Nb ) |
2 |
|
Статический коэффициент прогиба ( Dd) |
1,3 |
|
Модуль упругости при растяжении ( Е ), ГПа |
210 |
|
Длина активного участка рессоры ( L ), м |
0,6 |
|
Число листов, равных по длине коренному листу (Nk ) |
1 |
|
Нагрузка на упругий элемент ( Р ), Н |
3855 |
|
Средняя скорость движения автомобиля ( Vср ), км/ч |
60 |
Таблица 14 - Результаты проверочного расчета
Напряжение изгиба рессоры, МПа |
17,089 |
|
Статический прогиб рессоры, м |
0,058751 |
|
Динамический прогиб рессоры, м |
0,051001 |
|
Общий прогиб рессоры, м |
0,10375 |
|
Низшая частота собственных колебаний, Гц |
1,7011 |
|
Жёсткость рессоры, Кн/м |
51,944 |
|
Долговечность рессоры, тыс. км |
49,11 |
Обратившись к [8] и [3], можно сделать вывод, что результаты расчета удовлетворяют установленным требованиям и данная малолистовая рессорная подвеска годна к эксплуатации.
- 14.Ford l1h инжектор 1.6 zetec escort 94-
- Конкурентный бенчмаркинг в Ford
- Деятельность Компании Ford в России
- Анализ стратегии осуществления международного бизнеса Ford Motor Company
- 2.1. Рабочие процессы агрегатов и систем автомобилей
- Автознаменитости [22]
- 2.2. Характеристика организации «Ford»
- История возникновения и основные этапы развития Ford
- Как взять автомобиль напрокат