Расчет раздаточной коробки

Расчёт раздаточной коробки

Определение передаточных чисел раздаточной коробки передач

Передаточные числа коробки передач известны из технических характеристик автомобиля и равны

для первой передачи ik1 = 3,67;

для второй передачи ik2 = 2,1;

для третьей передачи ik3 = 1,36;

для четвёртой передачи ik4 = 1,00;

для пятой передачи ik5 = 0,82.

Определение расчетных нагрузок

Нагрузочные режимы

1. По максимальному моменту двигателя:

где Tp расчетный момент на валу трансмиссии;

Temax максимальный момент двигателя, Temax = 139 Нм;

U суммарное передаточное число до рассчитываемой детали, U = U1 = = 7,84.

2. По максимальному сцеплению ведущих колес с дорогой:

где Rzi нормальная реакция дороги на колеса соответствующих мостов:

max максимальный коэффициент сцепления шины с дорогой, max = 0,8.

3. По максимальным динамическим нагрузкам:

Rд коэффициент динамичности, Rд = 2,53,0, для автомобилей высокой проходимости, Rд = 3,0.

Определение сил в зацеплении раздаточной коробки

окружная:

радиальная:

осевая:

где Т — максимальный крутящий момент на колесе, Нм;

d — диаметр колеса, мм.

первая пара зацепления

вторая пара зацепления

Определение сил в зацеплении дифференциала раздаточной коробки

окружная:

радиальная:

осевая:

где Т — максимальный крутящий момент на колесе, Нм;

rx — средний радиус начального конуса шестерни, мм.

Курсовой проект

Министерство образования и науки РФ

Казанский национальный исследовательский технический

университет им. А.Н.Туполева

Кафедра: Автомобили и автомобильное хозяйство

ПО ДИСЦИПЛИНЕ: “АВТОМОБИЛИ”

“ПРОЕКТИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ РАЗДАТОЧНОЙ КОРОБКИ”

Казань 2013 г.

Глава 1.Теоретическая часть. 3

Введение. 3

Требования к раздаточной коробке. 5

Глава 2. Конструкторская часть. 9

1. Исходные данные для расчета. 9

Рис.3 Кинематическая схема раздаточной коробки. 9

2. Определение передаточных чисел раздаточной коробки передач 10

3. Расчетный режим нагрузки 12

4. Расчет зубчатых передач. 14

4.1. Расчет на контактную выносливость активных поверхностей зубьев. 14

4.2. Расчет зубьев колёс на выносливость при изгибе. 19

4.3. Расчёт на прочность. 22

5.Расчет валов. 24

5.1. Определение нагрузок на вал. 24

5.2. Расчет вала на статическую прочность. 27

5.3. Расчёт вала на усталостную прочность. 29

6. Расчет подшипников качения. 32

6.1. Расчёт подшипников качения по динамической грузоподъёмности. 32

6.2 Расчёт подшипников качения по статической грузоподъёмности. 35

Список используемой литературы: 36

Глава 1.Теоретическая часть. Введение.

Раздаточной коробкой передач называется дополнительная коробка передач, распределяющая крутящий момент двигателя между ведущими мостами автомобиля.

Раздаточная коробка служит для увеличения тяговой силы на ведущих колесах и повышения проходимости автомобиля. Она одновременно выполняет функции демультипликатора, что позволяет увеличить диапазон передаточных чисел коробки передач и эффективнее использовать автомобили в различных дорожных условиях.

В зависимости от назначения автомобилей на них применяются раздаточные коробки различных типов (схема 1).

Схема 1 – Типы раздаточных коробок, классифицированных по различным признакам.

Раздаточные коробки с соосными валами привода ведущих мостов (рис.1,а,б) имеют широкое применение, так как они позволяют использовать для переднего и заднего ведущих мостов одну и ту же главную передачу (взаимозаменяемую). Однако в этом случае ведущая шестерня главной передачи переднего моста, имея левое направление спирали зубьев, будет работать на «ввинчивание». Поэтому при ослаблении затяжки ее подшипников может произойти заклинивание главной передачи переднего ведущего моста.

Раздаточные коробки с несоосными ведомыми валами (рис.1,в) в отличие от раздаточных коробок с соосными ведомыми валами не имеют промежуточного вала. Они более компактны, менее металлоемки, более бесшумны при работе и имеют более высокий КПД.

Раздаточные коробки с блокированным приводом ведущих мостов позволяют использовать полную по условиям сцепления ведущих колес с дорогой тяговую силу без их пробуксовывания. Однако при движении автомобиля на повороте или на неровной дороге при блокированном приводе неизбежно проскальзывание колес, так как передние колеса проходят больший путь, чем задние. В этом случае увеличивается изнашивание шин, расход топлива и происходит перегрузка деталей трансмиссии. Для устранения таких отрицательных явлений передний мост отключают при движении по дорогам с твердым покрытием и включают только на тяжелых участках дороги.

Раздаточные коробки с дифференциальным приводом ведущих мостов (рис.1,а,б) исключают возникновение перечисленных выше отрицательных явлений. Применяемый в этих коробках межосевой дифференциал позволяет приводным валам ведущих мостов вращаться с разными скоростями и распределять крутящий момент двигателя между мостами в соответствии с воспринимаемыми ими вертикальными нагрузками. Если нагрузки одинаковы по величине, то используют симметричный дифференциал, а если неодинаковы, то несимметричный.

При раздаточных коробках с дифференциальным приводом передний мост постоянно включен. В результате изнашивание шин меньше, чем при отключении переднего моста. Однако межосевой дифференциал ухудшает проходимость автомобиля, так как при буксовании на месте одного из колес автомобиль не может начать движение. Поэтому для повышения проходимости межосевые дифференциалы выполняют с принудительной блокировкой.

Наибольшее распространение на автомобилях повышенной проходимости получили двухступенчатые раздаточные коробки.

Проверочный расчет раздаточной коробки автомобиля

Согласно заданию был проведен расчет раздаточной коробки автомобиля
ЗИЛ 131 при увеличении крутящего момента на 30% .

Зубья зубчатых колес были рассчитаны на контактную выносливость, на выносливость при изгибе, на прочность;

При расчете зубьев на условие выносливости при изгибе условие не было выполнено. Необходимо провести корректировку зубчатой пары зацепления: увеличение ширины зубчатого венца колеса до 40 мм. Также возможно увеличить количество зубьев до Z=50 и модуль зубчатого колеса.
Валы были рассчитаны на статическую и усталостную прочность, на изгибную жесткость;
При расчете валов на усталостную прочность и на изгибную жесткость, условия не были выполнены. Необходимо увеличить диаметр вала под подшипниками до 55мм и увеличить диаметр шлицев до 60мм. Для компенсации угла поворота возможно использование самоустанавливающихся подшипников со сферической дорожкой на наружном кольце. Для повышения характеристик усталостной прочности необходима более точная механическая обработка вала — шлифование с шероховатостью 0,16
грузоподъемности.
При расчете подшипников по динамической и статической грузоподъемности не были выполнены условия. Для выполнения условия статической грузоподъемности необходимо использовать валы большего диаметра и соответственно подшипники увеличенных размеров: подшипник 230 с внутренним диаметром 150мм, статической грузоподъемностью 150000 Н и
динамической грузоподъемностью 189000 Н.Список используемой литературы:
Кравченко П. А., Воронин Н. Н. Расчет редукторных механизмов в трансмиссиях автомобилей: Методическое указание по курсовому проектированию для студентов специальностей 150200 – автомобили и автомобильное хозяйство и 230100 – эксплуатация и обслуживание транспортных и технологических машин и оборудования
(автомобильный транспорт), Санкт-Петербург 2005.
Краткий автомобильный справочник(нииат) Москва Транспорт 1983.
А. И Гришкевич. Проектирование трансмиссий автомобилей. Москва Машиностроение 1984.

Добавить комментарий

Ваш адрес email не будет опубликован. Обязательные поля помечены *