- •ВВЕДЕНИЕ
- •1.2. Классификация современных автомобилей
- •1.3. Требования к современным автомобилям
- •1.5. Анализ компоновочных схем автомобилей
- •1.6. Компоновка легковых автомобилей
- •1.7. Виды кузовов
- •1.8. Весовые и геометрические параметры автомобилей
- •1.9. Основные понятия о надежности и долговечности
- •ГЛАВА 2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ НАПРЯЖЕНИЙ
- •2.2. Тензомост
- •2.3. Расчетные методы определения напряжений
- •2.4. Типы расчетов
- •ГЛАВА 3. СЦЕПЛЕНИЕ
- •3.1. Общие положения
- •3.3. Сцепление с диафрагменной пружиной
- •3.5. Подбор и проверка параметров сцепления
- •3.6. Расчет деталей сцепления на прочность
- •4.2. Бесступенчатые трансмиссии
- •4.3. Механическая коробка передач
- •4.4. Работа инерционного синхронизатора
- •4.5. Основы расчета КП
- •ГЛАВА 5. КАРДАННАЯ ПЕРЕДАЧА
- •5.1. Общие положения
- •5.2. Кинематика асинхронного карданного шарнира Гука
- •5.4. Расчет на прочность деталей карданной передачи
- •6.1. Главная передача (ГП)
- •6.2. Дифференциал. Принцип работы, блокировка
- •6.4. Основы расчета дифференциала
- •7.3. Балки мостов
- •7.4. Основы расчета балок мостов
- •8.2. Упругая характеристика подвески
- •10.3. Расчет тормозного привода
- •ЗАДАНИЯ ДЛЯ САМОКОНТРОЛЯ
- •Библиографический список
Синхронизирующая поверхность 4 с углом наклона «Υ» служит для выравнивания угловых скоростей шестерни и вторичного вала с помощью работы сил трения.
Блокирующая поверхность 13 с углом наклона «β» служит для удержания от соприкосновения зубчатых венцов 5 и 7 до устранения их относительной скорости.
Для того чтобы не произошло преждевременного включения,
должно выполняться условие tgB ≤ sinµΥ . Коэффициент трения μ на-
ходится в пределах 0,1…0,15.
Еще широкое распространение получили синхронизаторы с блокирующими пальцами (КамАЗ) и с блокирующими кольцами ("ВАЗ"). Принцип их работы точно такой же, как и у рассмотренного
синхронизатора с блокирующим корпусом.
требный диапазон передаточных чиселДи количество ступеней КП.
4.5. Основы расчета КП |
|
1. На основе требований к КП обосновываетсяИ |
минимально по- |
2. На основе тягово-динамического и экономического расчетов
определяется передаточный ряд. Передачу с передаточным числом |
|||||||
"1" обычно принимают в качествеАскоростной, и это значение переда- |
|||||||
точного числа подставляют в формулу на место uK для расчета пере- |
|||||||
|
б |
|
ω |
|
r |
|
|
даточного числа главной передачи: u = |
e max |
|
|
, здесь r – радиус ка- |
|||
|
|
|
|||||
и |
0 |
V |
u |
К |
|
||
|
max |
|
|
|
|||
чения ведущих колес, м; ωemax – максимальная угловая скорость дви- |
|||||||
гателя, рад/с; Vmax – максимальная скорость движения автомобиля из |
|||||||
мощностного баланса, м/с; uK – передаточное число, при котором дос- |
|||||||
С |
|
|
|
|
|
|
|
тигается максимальная скорость движения. Передаточное число пер- |
вой передачи uK1 рассчитывается из условия максимального динамического фактора, соответствующего данному типу автомобилей. Ограничивается uK1 по условиям отсутствия пробуксовки ведущих колес при трогании автомобиля с места по сухому асфальту.
Передаточные числа остальных передач подбирают, считая их членами ряда геометрической прогрессии.
Кроме того, добавляется еще "экономичная" передача с передаточным числом меньше единицы. Это число может выпадать из ряда
73
геометрической прогрессии. Значение его лежит обычно в диапазоне 0,7…0,8. Максимальная скорость на этой передаче не достигается.
3. Поскольку в каждой передаче, кроме прямой, участвует постоянная пара зацепления и сменная (см. рис.52), передаточное число определится
uКi = uпост ui(см) ,
производится разбивка передаточного числа каждой передачи между постоянной (первой) парой шестерен uпост и сменной ui(см) . Постоян-
ная пара для всех передач одна, и она сразу определяется из практического опыта по передаточному числу первой передачи
uпост = (0,8...0,85) uК1 .
Соответственно, передаточное число любой сменной пары |
||||
u |
= |
uКi |
. |
И |
|
|
|||
i(см) |
|
uпост |
|
|
|
|
|
||
|
|
Д |
4. Определяется количество зубьев наименьшей шестерни первой передачи. Обычно эта шестерня является сменной и располагает-
ся на промежуточном валу. |
А |
По опыту для трехвальных КП zmin =17...18.
5. Определяется число зубьев сопряженной шестерни (ведомая сменная шестерня первой передачи, расположенная на вторичном ва-
лу) |
и |
|
|
zсопр = zmin u1см. |
|
|
С |
|
|
Из опыта известно, бчто суммарное количество зубьев сопряжен- |
|
ных шестерен z∑ = zmin + zсопр = |
58..78 . |
|
|
6. Сохраняя принятое z∑ , |
для всех пар однотипных шестерен |
(всех косозубых или всех прямозубых) корректируются передаточные числа всех передач, но чтобы их фактические значения отличались не более 5% от рассчитанных по пункту 2. z∑ должно быть для всех
шестерен одинаково, поскольку у всех пар шестерен одно межосевое расстояние (расстояние от промежуточного вала до вторичного и первичного).
7. Подбирается окружной нормальный модуль шестерен, обычно по номограмме, и округляется до ближайшего по ГОСТу. Модуль определяется для самой напряженной передачи (это первая передача), и у всех остальных он будет такой же, чтобы сохранить межосевое расстояние для всех пар шестерен.
Номограмма для определения модуля выглядит как на рис.54.
74
mн
mнmax
mнmin
|
|
|
|
|
Мвых = Меmax uК1 |
||||||
|
Рис. 54. Вид номограммы для определения модуля |
||||||||||
|
mнmin – ближе к этому значению для легковых автомобилей и |
||||||||||
легких условий эксплуатации, |
А |
И |
|||||||||
|
mнmax – большие значения модуля для грузовых автомобилей и |
||||||||||
тяжелых условий эксплуатации. |
|
Д |
|||||||||
|
8. Для косозубых шестерен определяется торцевой модуль |
||||||||||
|
и |
|
|
mн |
|
|
|
|
|||
|
mS |
= |
cos |
γ |
, |
|
|
||||
где γ – угол наклона зубаб, 20…450 (у прямозубых γ = 0). Меньшие |
|||||||||||
значения угла у легковых автомобилей. |
|
||||||||||
|
9. Определяется межосевое расстояние для прямозубых шесте- |
||||||||||
рен |
СA = |
d0 |
|
|
|
|
mн z∑ |
|
|
||
|
|
|
= |
, |
|
||||||
|
|
|
|
|
|
||||||
|
2 |
|
|
|
2 |
|
|
|
d0 – диаметр делительной окружности, м,
для косозубых
A = d20 = mS2 z∑ .
10. Определяются геометрические параметры шестерен (рис.55). Диаметр делительной окружности у прямозубых шестерен
d0 = mн z∑ ,
у косозубых
75
d0 = mS z∑ .
Высота головки зуба, м
hгол = mн.
Высота ножки зуба, м
hнож =1,25 mн .
Наружный диаметр шестерни, м
Dн = d0 +2mн .
Диаметр шестерни по впадинам, м
DВ = d0 −2,5mн.
hгол
|
|
|
|
И |
|
|
|
|
|
hнож |
|
|
|
|
Д |
|
|
|
|
А |
|
|
|
|
б |
|
|
DB |
|
d0 |
и |
|
|
Dн |
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
СРис. 55. Геометрические параметры шестерни |
|
11. Ширина зубчатого венца b определяется по условиям прочности зуба на изгиб из формул
σиз = 0,36 |
F |
|
– для прямозубых шестерен, |
|
y b mн |
||||
|
|
|
||
σиз = 0,24 |
F |
|
– для косозубых, |
|
y b mн |
|
|||
|
|
|
76