Материал: Определить тягово-динамические свойства автомобиля и спроектировать трансмиссию автомобиля с подробной разработкой конструкции коробки передач

По результатам таблицы 10 строим график ускорений, представленный на рисунке 7.

Рисунок 7. График ускорений

2.7.2 Определение времени и пути разгона автомобиля

Для определения времени и пути разгона используется графоаналитический метод.

Кривые графика ускорений разбиваются на ряд отрезков, соответствующих определенным интервалам скоростей, км/ч: на низшей передаче - 2…3; на промежуточных - 5…10; на высшей - 10…15.

Полагаем, что в каждом интервале скоростей разгон происходит с постоянным, средним ускорением

, где

1 и j2 - ускорения в начале и конце некоторого интервала скоростей.

Время разгона в интервале скоростей от V1 до V2:

.

Вычислив значение времени разгона в каждом интервале скоростей, находим общее время разгона на n интервалах от минимальной Vmin до максимальной Vmax скорости:

.

Для нахождения пути разгона используются те же интервалы скоростей, которые были выбраны при определении времени разгона. При этом считается, что в каждом интервале скоростей автомобиль движется равномерно со средней скоростью

.

При разгоне от скорости V1 до скорости V2 путь разгона в этом интервале скоростей

.

Путь разгона автомобиля от минимальной Vmin до максимальной Vmax скорости:

.

Результаты расчета сводим в таблицу 11.

таблица 11

По данным заполнения таблицы 11 строим графики времени и пути разгона tP = f(VCP) и SP = f(VCP), представленный на рисунке 8.

Рисунок 8. График времени и пути разгона

3. проектирование трансмиссии

.1 Разработка кинематической схемы трансмиссии

Кинематическая схема трансмиссии представлена на рисунке 9.

Рисунок 9. Кинематическая схема трансмиссии

3.2 Определение модуля шестерен коробки передач

Нормальный модуль mn выбирают из стандартного ряда; его значение зависит от передаваемого крутящего момента.

MK max = 882,39 Н·м, следовательно принимаем модуль mn = 4,5 мм.

3.3 Определение чисел зубьев шестерен коробки передач

Расстояние между осями валов коробки передач связано с передаваемым крутящим моментом следующей зависимостью:

,

а = 17…21,5 для грузовых автомобилей.

.

Принимаем аw = 163 мм.

Ширина зубчатого колеса приближенно может быть определена по формуле:

,

.

После выбора межосевого расстояния aw и модуля mn выбирают сначала предварительное значение угла наклона зубьев bпр из условия

,

.

Определяем суммарное число зубьев:

,

.

Величину zSпр округляем до целого значения zS = 66 и находим уточненное значение угла наклона линии зуба:

,

.

Для определения чисел зубьев ведущего (zвщ) и ведомого (zвм) зубчатых колес пары используют систему двух уравнений:

где u - передаточное число передачи.

Решая систему уравнений можно найти:

 и .

Из предыдущего расчета известны передаточные числа ступеней коробки передач:

uI = 8;

uII = 2,828;

uIII = 1;

uз.х. = 10.

Для передачи переднего хода двухвальной коробки , где

ui - передаточное число ступени коробки;

Для коробок передач грузовых автомобилей z1ВЩ = 16…12.

Находим числа зубьев передач переднего хода:

z1 ВЩ = 12, z1ВМ = zΣ - z1 = 66 - 12 = 54.

; ;

; ;

Размеры зубчатых колес определяются по формулам:

 - делительный диаметр колеса;

Произведем расчет чисел зубьев для заднего хода.

uз.х. = 10.

;

Принимаем z7 = 18; z8 = 38; z9 = 18.

Т.к. задняя передача з.х. зубчатые зацепления прямозубое то рассчитывается по следующей формуле.

 - делительный диаметр колеса;

;  ; ;

3.4 Расчет зубчатых передач на прочность

В качестве материала зубчатых колес и валов выбираем легированную сталь 18ХГТ с обработкой цементацией.

Степень точности зубчатых колес принимаем 7-й.

Зубья колес по контактным напряжениям проверяются по зависимости:

, где

σ = 8400;

uф - фактическое передаточное число;

kн - коэффициент нагрузки;

kн = kнνkнbkнα;

;

, где

 - для косозубых передач

Допустимые контактные напряжения, МПа

.

Зубья колес по напряжениям изгиба проверяются по зависимости:

где Ft - окружная сила в зацеплении, Н:

МK max - максимальный передаваемый крутящий момент, Нм;

 - делительный диаметр шестерни, мм.

;

- для косозубых колес.

Допустимое напряжение .

Коэффициент YFS1 находят при

Допустимое напряжение .

Проведем проверочный расчет передачи с ведущего вала на промежуточный.

Zσ = 8400;

uф = 4,5 - фактическое передаточное число;

kнν = 1,08;

;

;

;

;

;

;

kн = kнνkнbkнα = 1,08·1,08·1,3 = 1,5 - коэффициент нагрузки;

Допустимые контактные напряжения, МПа

;

.

Зубья колес удовлетворяют требованиям по контактным напряжениям.

 - окружная сила в зацеплении;

;

;

;

;

;

;

.

Допустимое напряжение ;

;

Определение изгибные напряжения в зубьях шестерни.

YFS1 = 3,89.

Допустимое напряжение ;

Зубья колес удовлетворяют требованиям по напряжениям изгиба.

3.5 Расчет вала на прочность

Проведем расчет на сложное сопротивление ведомого вала.

Проведем расчет для случая нагружения, когда крутящий момент передается с ведущего вала на ведомый вал парой шестерен Z1=12/Z2=54.

На ведомый вал действуют окружные Рτ и радиальные Рr усилия от зацепления зубчатыми колесами.

Определяем значения окружного, радиального и осевого усилий:

, где ;

;

.

Дальнейшее решение проводится отдельно для вертикальной и горизонтальной плоскостей.

Находим составляющие опорных реакций, составляя уравнения моментов относительно точек E и F:

в горизонтальной плоскости:

;

;

;

;

;

;

Проверяем правильность решения:

;

в вертикальной плоскости:

;

;

;

;

Определяем значения изгибающих моментов в горизонтальной и вертикальной плоскостях:

;

.

Суммарный изгибающий момент рассчитывается по формуле:

.

Определяем значения крутящих моментов:

Расчетная схема промежуточного вала представлена на рисунке 10.

Рисунок 10. Расчетные схемы и эпюры нагружения промежуточного вала

В соответствии с проведенными расчетами опасным сечением промежуточного вала является сечение под шестерней Z2 = 54.

Суммарный изгибающий момент в сечении М∑I =16184 Н·м, крутящий момент Мкр =7059 Н·м.

Находим напряжения изгиба в сечениях

где WИ = 59,56·10-6 м3 - момент сопротивления сечения вала при изгибе;

S - площадь сечения вала;

 - осевая сила, действующая на вал.

В этих же сечениях определяются напряжения кручения

где .

Выбираем материал вала: сталь 18ХГТ ГОСТ 4543-71, термообработка: цементация.

Определяют коэффициенты запаса прочности по пределу текучести и прочности для сечения в местах расположения зубчатых колес: