3 Проектування основних функціональних елементів автомобіля

Цей розділ проекту передбачає вибір та обґрунтування типу і конструктивної схеми основних функціональних елементів трансмісії, ходової системи й органів керування автомобіля, що проектується. Окрім того, необхідно розробити кінематичну схему кожного з функціональних елементів і виконати необхідні розрахунки їх головних параметрів.

У графічній частині проекту слід детально розробити конструкцію тих вузлів автомобіля, які вказані в завданні. Конструкція цих елементів представляється на форматі А1 як загальний вигляд із необхідною для повного розуміння кількістю проекцій та розрізів.

При виборі й обґрунтування конструкції елемента, що розробляється (вузла, механізму, системи), треба виходити з умови найповнішого задоволення спеціальних вимог, які ставляться до його конструкції, а також із порівняльної техніко–експлуатаційної оцінки та аналізу існуючих аналогічних конструкцій. При цьому треба врахувати особливості умов експлуатації й установити елементи конструкції, які забезпечують нормальний робочий процес при експлуатації автомобіля (регулювання, мащення тощо).

Після вибору та обґрунтування конструкції студент креслить і вміщує в записку кінематичну схему функціонального елемента, що розробляється. На схемі слід указати основні конструктивні й кінематичні параметри.

Визначаючи основні параметри конструкції, треба обчислити значення розрахункових навантажень, вибрати матеріал і розрахувати основні деталі на міцність.

У кінці кожного з розділів, присвячених розробленню функціональних елементів, необхідно навести перелік матеріалів, які використовують для виготовлення найважливіших деталей кожного вузла або механізму.

3.1 Трансмісія

3.1.1· Зчеплення

Насамперед необхідно вибрати та обґрунтувати конструкцію зчеплення, після чого креслять його кінематичну схему рис. 6.

Далі обчислюється середній радіус тертя R_ср, м:

^, (1)

де β = 1,75...2,5 – коефіцієнт запасу зчеплення;

М_{к max} – максимальне значення крутого моменту двигуна Н–м;

p₀ = 0,15...0,30 МПа – тиск на фрикційну накладку;

μ= 0,25...0,35 – коефіцієнт тертя фрикційних поверхонь;

z – кількість поверхонь тертя (в однодискових зчеплень z = 2, у дводискових – z = 4);

К = b/R_ср = 0,375.. .0,630 – коефіцієнт ширини фікційної накладки.

Рисунок 6. Кінематичні схеми фрикційних зчеплень: а,б – багатопружинні з периферійним розміщенням пружин (а – однодискове, б – дводискове); в – однопружинне з діафрагмовою пружиною

Із зростанням М_{к max} значення К збільшується; b = КR_ср – ширина фрикційної накладки.

Зовнішній діаметр фрикційної накладки становить:

D = 2R_ср + b .

Обчислену величину D округляють згідно з існуючими правилами та порівнюють із значеннями, наведеними в ГОСТ 1786–88 (табл. 5 додаток 4).

Якщо обчислене значення не збігається ні з одним із наведених стандартів, то вибирають найближче більше і вважають його дійсним значенням діаметра накладки D_д . За стандартом визначають і внутрішній діаметр d.

Дійсне значення середнього радіуса тертя

. (2)

Нормальна сила, яка діє на поверхні тертя,

. (3)

У випадку, коли значення р_н більше за 9,..10 кН, то для полегшення керування зчепленням доцільно збільшити кількість поверхонь тертя або запроектувати підсилювач.

Якщо силовий елемент багатопружинний, то силу пружності кожної пружини знаходять із виразу

, (4)

де і – кількість пружин.

На міцність пружини розраховують, виходячи з розрахункового зусилля, яке виникає при додатковій деформації Δ f пружини коли виключаємо зчеплення:

, (5)

де К – коефіцієнт, що враховує нерівномірність навантаження пружин через їх неоднакову довжину та жорсткість, К = І,І...І,2.

Діаметр дроту, із якого виготовляють пружину, мм,

, (6)

де D_ср – середній діаметр пружини (вибирають із конструктивних міркувань);

– допустимі напруги кручення витків пружини, = 800 МПа.

Робоча кількість витків пружини знаходиться за виразом

, (7)

де = 3 мм для однодискового зчеплення; = 4 мм для дводискового;

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

= Р_{пр.розр}– Р_пр – збільшення сили пружності при виключенні зчеплення, Н.

Повна кількість витків пружини n_пр = n + (1,5...2,0).

Перед розрахунком пружної діафрагми спочатку креслять її розрахункову схему (рис. 7).

Потім приймають D₁/D₂ = 1,2...1,5; D₁/D_вн = 2,5...3,5;D₁/δ = 75...100. Значення D₁ можна брати рівним зовнішньому діаметрові фрикційної накладки.

Сила Р_вик, що прикладається до діафрагми при виключенні зчеплення, визначається з виразу

. (8)

Рисунок 7 – Розрахункова схема пружної діафрагми

Відношення n/δ характеризує нелінійність характеристики пружності пружини (приймають n/δ = 1,6... 2,8). Перевіряючи діафрагмову пружину на міцність, обчислюють напруги в середині основи пелюстків розрізаної частини пружини при найбільшій деформації (до плоского стану), МПа:

, (9)

; , (10)

де μ = 0,26; Е = 210 ГПа.

Знайдені значення σ мають бути σ ≤1400 МПа.

Якщо розроблення зчеплення е спеціальним завданням проекту, то додатково слід перевірити зчеплення на нагрівання, а також розрахувати на міцність маточину веденого диска та важелі виключання зчеплення.

3.1.2 Коробка передач

За результатами розрахунку передавальних чисел і вибору типу коробки передач (дво– або тривалова), визначають число зубців усіх шестерень (за винятком шестерень заднього ходу), знаходять відстань між осями валів, орієнтовні габаритні розміри коробки передач та креслять її кінематичну схему (рис. 8–13, додаток 5).

Число зубців на кожній із передач визначають за передавальними числами, знайде­ними при тяговому розрахунку автомобіля.

Для забезпечення паралельності валів суми чисел зубців кожної пари шестерень повинні бути рівними. Якщо модуль і кут нахилу зубців у них однакові, то

z₁+ z₂ = z₃ + z₄ = ... z_ib + z_in .

У тривалової коробки передач на всіх передачах, крім прямої, крутний момент передається через дві пари шестерень. Тому передавальне число i–ї передачі

, (1)

де z₁, z₂ – числа зубців шестерень привіда проміжного вала (z₂–на проміжному валі, z₁ – на первинному);

z_ib , z_in – числа зубців шестерень і–ї передачі (z_ib – на вторинному валі, z_in – на проміжному).

Передавальне число зубчатої пари привіда проміжного вала коробки передач вибирають з інтервалу z₂/ z₁ = 1,8...2,5; а число зубців шестерні первинного вала z₁ = І7...23. Тоді

. (2)

Задавшись z₁ й обчисливши z₂ , знаючи із тягового розрахунку u_ki, обчислюють із системи рівнянь z_ib та z_in :

^{ (3)

Аналогічно знаходять числа зубців шестерень решти передач. Для двовалової коробки передач, приймають число зубців шестерні першої передачі ведучого вала в межах z₁ = 17...23. Тоді число зубців шестерні веденого вала цієї самої передачі буде становити z₂ = u_k1z₁.

Кількість зубців кожної шестерні знаходять із умови, що при однакових модулях та кутах нахилу зубців суми зубців пар шестерень на всіх передачах однакові, звідси маємо систему рівнянь із якої знаходять число зубців шестерень:

^{ (4)

де z₁₁, z₂₁ – числа зубців шестерень першої передачі відповідно на ведучому та веденому валах; z_1i, z_2i · – числа зубців шестерень ί –ї передачі відповідно на ведучому й веденому валах.

Знайдені числа зубців округляють до цілих чисел, уникаючи кратності чисел зубців у парі шестерень, і визначають дійсні передавальні числа, (відхилення від передавальних чисел, знайдених за тяговим розрахунком, не повинне перевищувати 5%).

Нормальний модуль зубців кожної шестерні, мм,

, (5)

де М_розр – розрахунковий крутний момент на валу шестерні, що розглядається (його значення визначають, виходячи з максимального крутного моменту двигуна, вибраного коефіцієнта запасу зчеплення та передавального числа від зчеплення до вала, який розглядають), β – кут нахилу зубців шестерень (на шестернях коробок передач легкових автомобілів β – 25...35°, вантажних і автобусів – β = 20...30^о;

z – кількість зубців шестерні, що розглядається;

y – коефіцієнт форми зуба (для косозубих шестерень значення „у” вибирають із таблиці 6 (додаток 4), за приведеною кількістю зубців);

, (6)

b – ширина шестерні біля основи зуба (b = 20…25 мм для вантажних автомобілів, b = 15...25 мм для легкових автомобілів);

kσ – допустимі напруги згину біля основи зуба з урахуванням ступеня його навантаження (табл. 7 додаток 4).

Одержані значення модуля зубців округляють до найближчого за ГОСТ 9563–60 (СТ СЕВ 310–76, табл. 8 додаток 4).

Міцність зубців шестерень перевіряють за контактними напругами:

, (7)

де β– кут нахилу зубців;

Р– колове зусилля, знайдене виходячи зі значень крутного моменту, що передається валом шестерні, Н;

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

– довжина лінії зачеплення;

r₀₁, r₀₂ – радіуси первинних кіл відповідних шестерень;

α = 20 ° – кут зачеплення шестерень.

Значення σ_ст мають знаходитися в межах 1500...3000 МПа для прямозубих шестерень і 1000...2500 МПа – для косозубих.

За обчисленим значенням модуля зубців, знаходять розміри шестерень привіда проміжного вала та першої передачі, відстань між осями валів і орієнтовно габаритні розміри коробки передач (приймаючи, що ширина всіх шестерень однакова, а ширина вмикаючих пристроїв наближається до ширини двох шестерень).

3.1.3 Карданна передача

Першим етапом у проектуванні карданної передачі, повинен бути вибір її схеми, кількості карданних валів та типу шарнірів, після чого необхідно накреслити її кінематичну схему (рис. 8).

Рисунок 8. Кінематична схема карданної передачі:

а – із проміжним валом; б – без проміжного вала

Для карданної передачі визначають внутрішній і зовнішній діаметри валів, виходячи з критичної частоти обертання ω_кр,

ω_кр ⁼ К_зап ω_max

де К_зап = І,2...2,0 – коефіцієнт запасу;

ω_max = (1,1...1,2)(ω_дmax/u_кmin) – максимально можлива при русі автомобіля частота обертання карданного вала;

ω_дmax – максимальна частота обертання колінчастого вала двигуна;

u_кmin – мінімально передавальне число коробки передач.

Знаючи значення ω_кр, с^–1 та вибравши величину внутрішнього діаметра вала d із ГОСТ 13758–89 (табл. 9, додаток 4), знаходять зовнішній діаметр D із виразу:

, (1)

де D, d – відповідно зовнішній та внутрішній діаметри карданного вала;

L_b – довжина карданного вала (відстань між шарнірами),мм (значення L_b визначають із компонувальної схеми автомобіля. Якщо L_b >І,6 м, слід приймати двовалову передачу).

Обчислену величину D округляють до найближчої більшої, після чого перевіряють міцність вала на кручення за виразом:

(2)

де М_розр – розрахунковий крутний момент;

(3)

де β – коефіцієнт запасу зчеплення;

М_кmax – максимальний крут­ний момент двигуна;

u_k1 – передавальне число першої передачі; [τ] = 100 – 300 КПа.

Кут закручування вала, град,

(4)

де G – модуль зсуву матеріалу (для сталі G = 80 ГПа);

I_р –полярний момент інерції перерізу для порожнистого вала:

. (5)

Кут закручування не повинен перевищувати 6^о на кожний метр довжини. Якщо φ > 6 ^о , то доцільно збільшити площину перерізу карданного вала або зменшити його довжину.

3.1.4 Головна передача

Спочатку вибираюить та обґрунтовують тип і конструктивні особливості головної передачі та креслять її кінематичну схему (рис. 9).

Рисунок 9 – Кінематичні схеми головних передач:

а – одинарної; б – подвійної

Потім визначають основні параметри і розміри конічної пари шестерень (кількість зубців, модуль, габаритні розміри). Кількість зубців шестерень обчислюють за передавальним числом u₀ , знайденим у тяговому розрахунку, прийнятої кінематичної схеми і мінімальною кількістю зубців ведучої шестерні (Ζ = 5...11 – менші значення – для вантажних автомобілів). Якщо головна передача подвійна, то приймають передавальне числом конічної пари

. (1)

Для пари циліндричних шестерень передавальне число знаходять із виразу

, (2)

де u₀ – передавальне число головної передачі, знайдене в тяговому розрахунку.

Задавшись значенням z₃ , знаходять кількість зубців z₄

. (3)

Модуль зубців шестерень за більшим радіусом становить

, (4)

де M_розр– розрахунковий момент на ведучій шестерні ;

β₁ = 30...45° – кут нахилу спіралі зуба ведучої шестерні;

y – коефіцієнт форми зуба відповідно до приведеної кількості зубців (табл. 7)

, (5)

де δ – половина кута при вершині первинного конуса ведучої шестерні

Для пари конічних шестерень δ становить:

, (6)

Ζ₁ ,Ζ₂ – кількість зубців відповідно ведучої та веденої шестерень;

L = 90...150 мм – довжина твірної конуса;

– довжина зуба (найчастіше );

σ – напруга згину зуба (σ = 420. ..550 МПа , менші значення при консольному кріпленні вала ведучої шестерні).

, (7)

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

, (8)

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

– довжина лінії контакту зубців;

r_1ср, r_2ср – середні радіуси первинних конусів відповідно ведучої та веденої шестерень (у площині дії колового зусилля Р),

; , (9)

r_1осн , r_2осн – радіуси основ первинних конусів відповідних шестерень; b₁, b₂ – ширина відповідних шестерень; α = 20° – кут зачеплення; r_l1, r_l2 – радіуси еквівалентних циліндричних шестерень, що відповідають ведучій і веденій шестерням),

; . (10)

Контактні напруги в зубцях не повинні перевищувати 1000 МПа.

Для гіпоїдної головної передачі кути нахилу спіралі зубців ведучої шестерні вибирають β₁ = 45...50°, веденої – β₂ = 20...25° для легкових і вантажних автомобілів особливо малої та малої вантажопідйомності і β₂ = 30...35° – для вантажних автомобілів середньої, великої та особливо великої вантажопідйомності.

Розміри шестерень одинарної головної передачі та першого ступеня подвійної головної передачі знаходять із виразів:

; , (11)

а розміри шестерень другого ступеня подвійної головної передачі:

, (12)

де D₁, D₂ – значення діаметрів первинних конусів відповідних конічних шестерень;

D₃, D₄ – діаметри первинних кіл відповідних циліндричних косозубих шестерень;

β₁, β₂ – кути нахилу спіралей відповідних конічних шестерень;

β₃, β₄ – кути нахилу зубців відповідних циліндричних косозубих шестерень.

Один із діаметрів (найчастіше D₃ або D₄) знаходять за обчисленим модулем, а інший – із наведених виразів.

3.1.5 Диференціал

Відповідно до призначення й типу автомобіля вибирають та обґрунтовують тип і конструкцію диференціала та креслять його кінематичну схему (рис. 10).

Далі визначають максимальне значення коефіцієнта розподілу моменту між ведучими колесами автомобіля:

, (1)

де u – внутрішнє передавальне число диференціала (для симетричних диференціалів u = І);

К_б – коефіцієнт блокування (К_б = 0...0.2 – для диференціалів із малим внутрішнім тертям, К_б = 0,2...0,6 – для диференціалів із підвищеним тертям, К_б = 0,6 – для самоблокувальних диференціалів).

Рисунок 10 – Кінематичні схеми диференціалів: а – конічного малого тертя; б – підвищеного тертя (кулачково–плунжерного)

3.1.6 Привід ведучих коліс

Необхідно прийняти та обґрунтувати тип і конструкцію привіда коліс, накреслити його кінематичну схему й описати особливості конструкції.

У випадку застосування навантажених півосей, знаходять напруги, що виникають при характерних режимах навантаження. При прямолінійному русі і передачі через колеса сили тяги або під час сприйняття колесами сили гальмування в півосі виникають складні напруги від згину та кручення:

, (2)

Рисунок 11– Кінематичні схеми привіда ведучих коліс: а – із навантаженою піввіссю; б – із розвантаженою піввіссю

де – згинальний момент, Н·м;

z_κ– нормальна реакція полотна дороги, Η (дорівнює силі ваги G_K, яка діє на колесо);

b – відстань від площини обертання колеса до небезпечного перерізу півосі, м (рис. 17);

φ_max = 0,8...0,9 максимальне значення коефіцієнта зчеплення колеса з поверхнею дороги;

·, Нм – крутний момент, який передає піввісь;

r_д – динамічний радіус колеса, м;

d – діаметр півосі, мм.

Від бічного навантаження на автомобіль у півосі виникають тільки напруги згину:

, (3)

де – максимальне значення коефіцієнта зчеплення колеса з дорогою при його боковому зміщенні (приймають = φ_max).

Також тільки напруги згину виникають у півосі при переїзді з великою швидкістю через поодиноку перешкоду:

, (4)

де γ_д – коефіцієнт динамічного навантаження (γ_д = І,7...2,0 – для легкових автомобілів, γ_д = 2,0...2,5 – для вантажних).

Діаметр півосі d визначають із виразів (3) – (5), прийнявши напруги згину 100...140 МПа. За розрахунковий діаметр приймають більше значення з одержаних.

Прийнятий діаметр перевіряють на закручування. Кут закручування півосі, град, становить

, (5)

де М_розр – розрахункове значення крутного моменту, що передається піввіссю, Нм,

, (6)

β – коефіцієнт запасу зчеплення;

u_к1, u₀ – передавальні числа першої передачі коробки передач та головної передачі;

К_м – коефіцієнт розподілу моменту за ведучими колесами;

l – довжина півосі (відстань від фланця до половини довжини шліців), м; G – модуль зсуву матеріалу (для сталі G = 35 МПа);

– полярний момент інерції, м^ч;

d – діаметр півосі, м.

Кут закручування не повинен перевищувати 9° на І м довжини.

Діаметр розвантаженої півосі визначають з умов її міцності при крученні:

, (7)

де [τ] = 500...700 МПа – допустима напруга кручення.

Потім його перевіряють на кут закручування за виразом (6). Допустимий кут такий само, як і для навантаженої півосі.

Для розвантаженої півосі необхідно вказати, завдяки яким особливостям конструкції забезпечується розвантаження її від дії згинальних моментів.

При проектуванні можуть також застосуватися колісні передачі, які дозволяють зменшити габаритні розміри та масу головної передачі, діаметр півосей і підвищити прохідність автомобіля . Кінематичні схеми найбільш розповсюджених колісних передач показано на рисунку 12.

Кількість зубців центральної шестерні колісного редуктора повинна бути z_по ≥ 12, а коронної шестерні – з умови співвісності визначається за виразом:

, (8)

де u_р – передавальне число колісної передачі.

а) б)

в) г)

Рисунок 12 – Кінематичні схеми колісних передач: а – одинарної з зовнішнім зачепленням зубців; б – одинарної з внутрішнім зачепленням зубців; в – із нерухомим водилом; г – планетарної

Значення Ζ_к округляють до цілого так, щоб кіль­кість зубців була кратною кількості сателітів.

Міжосьова відстань становить

, (9)

де k_а = 4950 – коефіцієнт;

Ω = 1,1...1,2 – коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження;

k_н – 1,05. ..0,08 – коефіцієнт концентрації навантаження;

М_по – крутний момент на півосі;

ψ_а – коефіцієнт ширини (при U_p ≤ 6,3 ψ_а = 0,5; при U_p>6,3 ψ_а = 0,4);

[σ]= 1000 МПа_– допустима напруга.

Отримане значення міжосьової відстані округляють до найближчого зі стандартного ряду (40, 50, 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 225, 250, 280, 315).

Ширина вінця сателіта

b_c = (1,04...1,05)b₂ ,

де b₂ = ψ_а · a_w .

Ширина центральної шестерні

b_по= (1,04...1,05)b_c .

Діаметр первинного кола центральної шестерні

. (10)

Модуль шестерень колісної передачі

. (11)

Обчислений модуль округляють до найближчого стандартного (табл. 11).