Устройство автомобиля (стр. 6 из 8)
Назначение, классификация и требования к конструкции КП. Какие исход.данные принимаются для расчета КП.Определение сил, действ.на зуб косозубой шестерни КП
Требования, классификация К коробке передач предъявляются следующие требования:а) обеспечение оптимальных тягово-скоростных и топливно-экономическихсвойств автомобиля при заданной внешней характеристике двигателя;б) бесшумность при работе и переключении передач;в) легкость управления;г) высокий КПД;д) общие требования.
По характеру изменения передаточного числа
а) бесступенчатая -Механическая
фрикционная импульсная
-Гидравлическая
гидрообъемная гидродинамическая
-Электрическая
б)комбинированная
-Гидромеханическая -Электромеханическая
в)ступенчатая
-По конструктивной схеме с неподвижными осями
с подвижными осями комбинированная
-По числу ступеней
Трехступенчатые четырехступенчатые
Пятиступенчатые многоступенчатые
-По типу зубчатого зацепления
Прямозубая косозубая
Шевронная смешанная
-По способу переключения
с подвижными зубчатыми колесами
с муфтами легкого включения
с синхронизаторами
-По способу управления
с непосредственным
с дистанционным
полуавтоматическая
автоматическая
Исходные данные для расчета
Определение сил, действующих на зуб косозубой шестерни КП. На зубья пары постоянного зацепления привода промежуточного вала действуют следующие силы:
Здесь бщ - угол профиля зуба; в — угол наклона зубьев; rщП.З. – радиус делительной.
На зубья пары при включении i-й передачи действуют силы:
Здесь ui — передаточное число включенной передачи; ri— радиус делительной окружности зубчатого колеса ведомого вала.
Расчет валов КП на прочность
Валы коробок передач воспринимают скручивающие и изгибающие нагрузки. Кроме того, они должны быть достаточно жесткими, чтобы их прогиб не вызывал перекоса зубчатых колес, находящихся в зацеплении. Последовательность определения напряжений в валах: в трехвальных коробках передач — ведомый, промежуточный вал, ведущий вал; в двухвальных коробках передач расчет можно начинать с любого из валов. Пользуясь схемой (например, приведенной на рис.70), определяют силы, действующие на зубчатые колеса на всех передачах, по формулам, приведенным выше. Затем для каждой передачи находят реакции в опорах. После этого строят эпюры моментов и определяют наибольший изгибающий и крутящий моменты.
Результирующее напряжение
где d в о . - диаметр вала в опасном сечении.
Шлицованный вал рассчитывают по внутреннему диаметру.
16 Жесткость валов КП и опред стрелы прогиба
Жесткость валов определяется по их прогибу. Силы Рх1 и PR1 дают прогиб fв валов в плоскости, в которой лежат оси валов, сила Pi, дает прогиб в перпендикулярной плоскости. Прогиб вала в каждой плоскости должен лежать в пределах 0,05...0,1 мм. Полный прогиб
Валы должны обладать достаточной жесткостью, поэтому напряжения в них невысокие (200...400 МПа).
Шлицы валов проверяют на смятие см=200 МПа.
Для изготовления валов применяют обычно те же материалы, что и для зубчатых колес.
Расчёт подшипников валов коробок передач
Критерием оценки эксплуатационных свойств подшипников является базовая долговечность, соответствующая 90 %-ной надежности.
Для определения долговечности подшипника необходимо иметь следующие данные: радиальные и осевые силы, действующие на подшипник на каждой передаче; ресурс коробки передач до капитального ремонта (в километрах пробега автомобиля или часах); среднюю техническую скорость движения; распределение пробега на передачах.
Радиальные и осевые силы, действующие на подшипник на каждой передаче,
представляющие собой реакции опор валов коробки передач, рассчитывают,
пользуясь формулами:
окружная Pi= MKmaxui/rщi
осевая Pxi= Pitgв
радиальная PRi= Pitgбщ/cosв
нормальная Pni=
Здесь ui— передаточное число включенной передачи; rщi-радиус делительной окружности зубчатого колеса ведомого вала.
Однако при расчете подшипника на долговечность в этих формулах вместо
максимального значения крутящего момента двигателя МКмах следует принимать расчетную величину крутящего момента аМКмах, (где а — коэффициент использования крутящего момента). Этот коэффициент зависит от отношения мощности двигателя к весу автомобиля.
Базовая долговечность подшипника определяется в соответствии с ГОСТ по ресурсу (в млн. оборотов)
L10=(C/P)p, где С — динамическая грузоподъемность подшипника (опреде-ляют по каталогу), Р — эквивалентная динамическая нагрузка, р — показатель степени (шариковые подшипники - р=3, роликовые р=3,33).
Эквивалентная динамическая нагрузка на подшипник определяется для условий работы на каждой передаче:
Радиальные Pr=(XVFr+YFa)KbKt
радиально-упорные Pa=(XFr+YFa)KbKt
где Fr,Fa - соответственно радиальная и осевая нагрузки; X, Y—коэффициенты радиальной и осевой нагрузок (по каталогу); V—коэффициент вращения (при вращении внутреннего кольца V=1, при вращении наружного кольца V=1,2); Kb -коэффициент безопасности (для коробок передач Kb=1); Kt -температурный коэффициент (Kt=1,10 при 150 °С).
Следует иметь в виду, что коэффициенты Х и Y различны в зависимости от типа подшипника и соотношения осевой и радиальной нагрузок.
Для вычисления эквивалентной динамической нагрузки на подшипник коробки передач необходимо вначале определить долю работы подшипника на каждой передаче, учитывая нагрузку и соответствующее число оборотов за время работы на данной передаче. Суммируя по всем передачам, можно вычислить эквивалентную динамическую нагрузку по формуле
P=
где P1,P2,P3,…Pn - эквивалентные нагрузки на подшипник на каждой передаче
при долговечности соответственно L1,L2,L3,..Ln;
L=
, Li=Si/(2рrk*uTPi*106),(Si - пробег автомобиля на каждой передаче, uTPi - передаточное число части трансмиссии от вала, на котором установлен подшипник, до вала ведущего колеса автомобиля).
Динамическая грузоподъемность подшипника C = P
.Назначение, классификация и требования к карданным передачам. Кинематические харак-ки карданных передач неравных и равных угловых скоростей. Расчет карданного вала на прочность и жесткость.
Силовые приводы, силовые передачи и валы трансмиссии
Назначение, требования, классификация
Силовые приводы и силовые передачи трансмиссии (валы, карданные передачи, полуоси) применяются в трансмиссиях автомобилей для силовой связи механизмов, в том числе, валы которых несоосные или расположены под углом, причем взаимное положение их может меняться в процессе движения. Силовые приводы могут иметь один или несколько шарниров, соединенных валами, и промежуточные опоры. Передачи применяют также для привода вспомогательных механизмов, например, лебедки.
К силовым передачам предъявляют следующие требования:
а) передача крутящего момента без создания дополнительных нагрузок в трансмиссии (изгибающих, скручивающих, вибрационных, осевых);
б) возможность передачи крутящего момента с обеспечением равенства угловых скоростей ведущего и ведомого валов независимо от угла между соединяемыми валами;
в) высокий КПД;
г) бесшумность;
д) общие требования.
На рисунке 6.1 приведены классификации шарниров силовых передач.
Шарнир неравных угловых скоростей
В этом шарнире определяют нагрузки в крестовине и в вилке. Шипы крестовины испытывают напряжения изгиба и смятия, а крестовина напряжение разрыва. Вилка подвергается изгибу и скручиванию. Как указывалось выше, момент, передаваемый шарниром при наклоне вала, не является постоянным в течение одного оборота, а следовательно, и силы, действующие на детали шарнира, также переменны. Для определения нагрузок будем считать, что шарниром передается максимальный динамический момент, который ограничивается коэффициентом запаса сцепления. При малом угле наклона г вала шарнир передает момент МкmaxuґТРmax (uґТРmax – передаточное число трансмиссии до карданной передачи), а динамическое нагружение можно учитывать запасом прочности.
Валы
Во время работы вал силовой передачи испытывает изгибающие, скручивающие и осевые нагрузки.
Изгибающие нагрузки возникают в результате не уравновешенности вала, и в некоторой степени пары осевых сил, нагружающих шарнир. В эксплуатации неуравновешенность может появиться не только в результате механических повреждений вала, но также при износе шлицевого соединения или подшипников шарниров. Неуравновешенность приводит к вибрациям в силовой передаче и возникновению шума. Вал подвергается тщательной динамической балансировке на специальных балансировочных станках. Допустимый дисбаланс зависит от максимального значения эксплуатационной угловой скорости вала и находился в пределах. (15...100) г·см. Для балансировки к валу приваривают пластины в местах, которые автоматически определяются балансировочным станком. Помимо этого проверяется биение вала в сборе с шарнирами. Допустимое биение устанавливается заводом изготовителем.