Розміри перерізів труб карданних валів

D, мм	49;50;51	59;60;61;62	74;6;75;2;76	90;91;92	114;115;116
D, мм

Міцність вала на кручення перевіряють за виразом:

; (59)

де - розрахунковий крутний момент.

(60)

де - коефіцієнт запасу зчеплення;

- максимальне значення крутного моменту двигуна;

- передаточне число першої передачі.

Напруга кручення повинна бути в межах 100…300 МПа.

Кут закручування вала карданної передачі:

; (61)

де - модуль зсуву матеріалу ( для сталі G = 85 ГПа );

- полярний момент інерції перерізу вала.

; (62)

Кут закручування не повинен перевищувати на кожний метр довжини вала. Якщо , необхідно збільшити площу перерізу карданного вала або зменшити його довжину.

В разі отримання в завданні на курсовий проект розробки карданної передачі необхідно додатково провести розрахунки вилок і хрестовин карданних шарнірів, а також шліцьових з`єднань у випадку використання складених валів.

Головна передача

На основі заданого цільового призначення автомобіля, що проектується, необхідно обрати та обгрунтувати тип головної передачі і, враховуючи її конструктивні особливості, накреслити її кінематичну схему.

Кінематичні схеми найбільш поширених конструкцій головних передач автомобілів представлені на рис.19.

Вихідними даними для розрахунку головної передачі є: передаточне число, визначене при проведенні тягового розрахунку автомобіля, крутний момент на валу ведучої шестерні, а також обрана кінематична схема. Результатами розрахунків головної передачі повинні бути визначені кількість зуб’їв шестерень, їх модулі, габаритні розміри.

Кількість зуб’їв шестерень визначають, виходячи з передаточного числа головної передачі, визначеного при проведенні тягового розрахунку u_o, кінематичної схеми та мінімальної кількості зуб’їв ведучої шестерні (приймають = 5…11). У випадку використання двоступінчастої (подвійної) головної передачі її передаточне число:

; (63)

де - передаточне число конічної пари;

- передаточне число циліндричної пари,

; (64)

Прийнявши значення за формулою (64), визначають кількість зуб’їв веденої шестерні циліндричної пари .

Модулі зуб’їв конічних шестерень за більшим радіусом:

;

де - розрахунковий момент для розрахунку першого конічного ступеня головної передачі;

- коефіцієнт запасу зчеплення;

- максимальний крутний момент двигуна;

- передаточне число першої передачі;

- кут нахилу спіралі зуба ведучої шестерні;

- коефіцієнт форми зуба ( визначений за табл. 12, виходячи з приведеної кількості зуб’їв)

;

- половина кута при вершині первісного конуса ведучої шестерні;

мм – довжина твірної конуса;

, ( в – довжина зуба ); ;

МПа – напруга згину зуба.

Довговічність зуб’їв шестерень оцінюють за контактними напругами:

; (65)

де P – умовне колове зусилля, що діє на середньому радіусі ;

E – модуль поздовжньої пружності матеріалу ( для сталі E = =210 ГПа );

- довжина лінії контакту зуб’їв;

, - середні радіуси відповідно первісного конуса ведучої та веденої шестерень;

;

, - радіуси основ первісних конусів ведучої та веденої шестерень;

- кут зачеплення;

, - радіуси еквівалентних циліндричних шестерень, що відповідають ведучій та веденій шестерням;

; ; (66)

Обчислене значення не повинно перевищувати припустимої (1000 Мпа).

У гіпоїдній головній передачі кут нахилу спіралі зуб’їв ведучої шестерні приймають рівним ; веденої шестерні - для легкових автомобілів і вантажних автомобілів особливо малої вантажопідйомності; для вантажних автомобілів середньої, великої та особливо великої вантажопідйомності .

Розміри шестерень конічного ступеня головної передачі знаходять з умов:

; (67)

а розміри циліндричних шестерень другого ступеня головної передачі:

; (68)

де Д₁, Д₂ - відповідно середні значення діаметрів первісних конусів конічних шестерень;

Д₃, Д₄ - діаметри первісних обводів відповідно ведучої та веденої шестерень циліндричних косозубих шестерень;

b₁, b₂ - кути нахилу спіралей відповідно ведучої та веденої конічних шестерень;

b₃, b₄ - кути нахилу зуб’їв ведучої та веденої циліндричних косозубих шестерень.

Середній діаметр первісного конуса дорівнює:

Д₁ =

Д₂ =

Діаметри первісних обводів циліндричних косозубих шестерень:

Д₃ =

Д₄ =

В разі отримання завдання на детальну розробку конструкції головної передачі необхідно додатково розрахувати діаметри валів і здійснити підбір підшипників ведучого та веденого вузлів.

Диференціал

На основі цільового призначення і умов експлуатації автомобіля, що проектується, необхідно здійснити вибір та обгрунтування типу і конструкції диференціала та накреслити його кінематичну схему (рис. 20).

Визначення максимального значення коефіцієнта розподілу крутного моменту між ведучими колесами автомобіля здійснюються за виразом:

(69)

де - внутрішнє передаточне число диференціала;

К_б - коефіцієнт блокування.

В залежності від типу і конструкції диференціала:

К_б = 0…0,2 – для диференціалів з малим внутрішнім тертям;

К_б = 0,2…0,6 - для диференціалів підвищеного тертя;

К_б = 0,6 – для самоблокованих диференціалів.

Розрахунок зубчастих диференціалів має деякі особливості. Більшу частину пробігу автомобіля зубчасті колеса диференціалів знаходяться відносно корпуса в нерухомому стані або мають малі переміщення, викликані різними значеннями кінематичних радіусів коліс. З причини майже повної відсутності циклічного характеру зміни напруг в зубчастих колесах диференціалу під дією тривалих робочих навантажень їх розрахунок проводиться тільки на статичну міцність.

Середній модуль зубчастих коліс диференціала в середньому перерізі визначається з виразу:

; (70)

де - кількість сателітів ( =2 – для легкових автомобілів; =4 – для вантажних автомобілів і автобусів);

- кількість зуб’їв сателіта ( = 10…14);

- динамічний коефіцієнт ( =1,2…1,6);

- максимальний крутний момент двигуна;

b - коефіцієнт запасу зчеплення;

, , - передаточні числа відповідно першої передачі коробки передач, головної передачі, роздаточної коробки;

- коефіцієнт блокування диференціала;

- коефіцієнт форми зуб’їв (визначається по еквівалентному числу зуб’їв Z_пр = Z₁/cos b за табл. 12 при - для прямозубих коліс);

- коефіцієнт навантаження ( = 1,8…3,2);

- коефіцієнт ширини ( = 4,2…6);

- допустима напруга вигину зуб’їв сателітів.

Шипи хрестовин диференціалу розраховують на зім’яття та зріз.

Діаметр шипа хрестовини визначається із виразу:

(71)

де b- коефіцієнт запасу зчеплення;

- максимальний крутний момент двигуна;

u_k1, u₀, - передаточні числа відповідно коробки передач (перша передача); головної передачі, роздаточної коробки;

=1,4…2,0 - коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження між сателітами;

q - кількість сателітів;

- відстань від центра хрестовини до середини сателіта ( = 0,02..0,05 м для легкових і =0,04..0,08м - для вантажних автомобілів);

- припустима напруга зім’яття ( = 80 Мпа - для легкових; = 100 МПа - для вантажних автомобілів).

Одержане значення округлюється в бік збільшення до стандартизованої величини: 10, 12, 14, 15, 16, 18 , 20, 22, 24, 25, 26, 28, 30, 32, 34, 35, 36, 38, 40.

Схема сил, які діють на радіально-розташований плунжер кулачкового диференціала, представлена на рис. 21. На плунжер діють такі сили: з боку зовнішньої кулачної обійми - N₁, з боку внутрішньої шайби - N₂, з боку ведучої обійми (водила) - R. Кут тертя позначений через j_Т

З трикутника сил (рис.21) за теоремою синусів можна записати:

(72)

звідки:

(73)

Моменти М² на внутрішній шайбі, зв’язаній з відстаючим колесом:

(74)

Момент на зовнішній обоймі, зв’язаній із забігаючим колесом:

(75)

Коефіцієнт блокування К_б:

(76)

Підставивши значення N₂ з (73) до виразу (76), одержимо:

(77)

Графік для диференціала із співвідношення і кутом тертя j_Т=6⁰ представлений на рис. 21.

Розрахунок плунжерів і кулачкових шайб здійснюється на зминання в контакті з кулачками для випадку прямолінійного руху автомобіля:

(78)

де N₁ і N₂ - результуючі сили, які діють на плунжери з боку зовнішньої кулачкової обійми і внутрішньої шайби, віднесені до одного плунжера;

Е - модуль пружності першого роду;

l - довжина контакту між плунжерами і обіймами;

r₁, r₂ - відповідно радіуси кривизни плунжера і кулачка, що дотикається до нього.