4. Проектування основних функціональних елементів автомобіля

Метою цієі частини проектуєі вибір та обгрунтування типу і конструктивноі схеми основних функціональних елементів трансмісіі, ходовоі системи і органів керування автомобіля, що проектується. При цьому потрібно розробити кінематичну схему кожного з функціональних елементів автомобіля, які вказані у завданні. Розробка конструкціі цих елементів виконується як загальний вигляд вузла, з необхідною для повного розуміння кількістю проекцій та розрізів.

Вибираючи та обгрунтовуючи конструкцію функціонального елемента, що розробляється /вузла, механізму, системи/, слід виходити з умови найповнішого задоволення спеціальних вимог, які висуваються до його конструкціі, а також з порівняльноі техніко-експлуатаційноі оцінки та аналізу існуючих аналогічних конструкцій.

При цьому треба враховувати особливості умов експлуатаціі та встановити елементи конструкціі, які забезпечують нормальний робочий процес при експлуаттаціі автомобіля /регулювання, мащеннятощо/.

Визначивши основні параметри конструкціі, слід обчислити значення розрахункових навантажень, вибрати матеріал і розрахувати основні деталі на міцність.

У кінці кожного з розділів, присвячених розробці функціональних елементів, необхідно навести перелік матеріалів, які використовують для виготовлення найважливіших деталей кожного вузла або механізму, а також способів іх термообробки.

4.1. Трансмісія

4.1.1. _ Зчеплення. 

Вибравши та обгрунтувавши конструкцію зчеплення, креслять його кінематичну схему /рис. 4/.

Рис. 14. Кінематичні схеми фрикційних зчеплень: а, б - багатопружинні з периферійним розміщенням

пружин /а - однодискове, б - дводискове/; в - однопружинне з діафрагмовою пружиною

Розрахунок починають з обчислення середнього радіуса тертя, м:

R_cp =

де  = 1,75 ... 2,50 - коефіцієнт запасу зчеплення; M_{k max}-максимальне значення крутячого моменту двигуна, Н м; _o= 0,15... 0,30 МПа - тиск на фрикційну накладку;  = 0,25 ... 0,35 -

коефіцієнт тертя фрикційних поверхонь; Z - кількість поверхонь тертя /у однодискових зчеплень Z = 2, у дводискових Z = 4/

k = = 0,375 ... 0,630 - коефіцієнт ширини фрикційноі накладки /із зростанням

M_{k max} значення k збільшується/; b = k R_cp - ширина фрикційноі накладки.

Зовнішній діаметр фрикційноі накладки D = 2R_cp + b. Обчислену величину D округляють згідно з існуючими правилами та порівнюють із значеннями, наведенними в ГОСТ 178688 /табл. 11/.

Якщо обчислене значення не збігається ні з одним з наведених у стандарті, та обирають найближче більше і вважають його дійсним значенням діаметра фрикційноі накладки D_d. Відповідно до цього самого стандарту визначають внутрішній діаметр d.

Дійсне значення середнього радіуса тертя

R_cp =

Нормальна сила, що діє на поверхні тертя,

P_M =

Якщо значення P_M виявиться більшим на 9 kH. то для полегшення керування зчепленням доцільно збільшити кількість поверхонь тертя або передбачити застосуваняя підсилювача.

Таблиця 11

Витяг з ГОСТ 1786-88

Розміри накладок, мм			Питомий тиск q, МПа	Тип нак- лад-ки	Допустима температура нагрівання, оС
Діаметри		Товщина δ			тривала	короткочасна
зовнішній D	внутріш ній α
1	2	3	4	5	6	7

160 110 3,3 0,14 ... 0,25 3 200 300

180 125 3,5 0,14 ... 0,25 3 200 300

184 125 3,5 0,14 ... 0,25 3 200 300

190 130 3,5 0,14 ... 0,25 3 200 350

200 130 3,3 0,14 ... 0,25 5 200 300

200 140 3,5 0,14 ... 0,25 3 200 300

204 146 3,3 0,14 ... 0,25 3 200 300

254 150 3,5 0,14 ... 0,18 3 200 350

280 164 3,5 0,14 ... 0,25 3 200 300

300 164 4,0 0,14 ... 0,25 1 200 350

340 186 4,0 0,14 ... 0,30 1 200 350

342 186 4,0 0,14 ... 0,30 1 200 350

350 200 4,7 0,14 ... 0,30 1 200 350

400 220 4,2 0,14 ... 0,30 1 200 250

_____________________________________________________________________

 _Примітка. . Позначення типів накладок: 1 - формовані, 3 - ткані, 5 - спіральні, навиті.

При багатопружинному силовому елементі силу пружності кожноі пружини знаходять за виразом

P_пр =

де і_пр - кількість пружин.

Пружини на міцність розраховують виходячи з розрахункового зусилля Р_{пр. розр.}, яке виникає внаслідок додатковоі деформаціі пружини під час вимикання зчеплення:

Р_{пр. розр} = 1,2 Р_пр k ,

де k - коефіцієнт, що враховує нерівномірність навантаження пружин через іх неодинакову довжину та жорсткість, k = 1,1 ... 1,2.

Діаметр дроту, з якого виготовлено пружину, мм:

d = 10^{3 3}

де D_cp - середній діаметр пружини /обирають з конструктивних міркувань/, м;

- допустимі напруги кручення витків пружини, = 800 МПа.

Робоча кількість витків пружини

n =

де = 3 мм для однодискового зчеплення, = 4мм - для дводискового; G- модуль зсуву матеріалу /для сталі G = 85 ГПа/;

- збільшення сили пружності при вимиканні зчеплення, Н. Повна кількість витків пружини n_n = n + /1,5 ... 2,0/.

Розрахункова схема для визначення параметрів діафрагмовоі пружини показана на рис. 15.

Рис. 15. Розрахункова схема діафрагмовоі пружини

При проектуванні беруть = 1,2 ... 1,5, = 1,5 ... 2,0;

= 2,5 ... 3,5; = 75 ... 100. Розмір b можна вважати приблизно однаковим із зовнішнім радіусом фрикційноі накладки. Товщина пружини h: в межах 2,0 ... 2,5 мм для легкових та 3,... 5,0 мм для вантажних автомобілів. Кількість пелюсток беруть 8 ... 20.

Зусилля пружини

P_пр = ln,

де E^' = E /(1-μ²) / E- модуль поздовжньоі пружності матеріалу, для сталі E = 210 ГПа/; μ = 0,26 - коефіцієнт Пуасона; f_пр - переміщення пружини в місці прикладання сили Р_пр, обумовлене поворотом суцільного кільця пружини при складанні зчеплення, f_пр = H.

Зусилля виключення зчеплення знаходять за умовою рівноваги

P_вих (с-е) = Р_пр(b-c),

звідки

P_вих = Р_пр

Розраховуючи пружину на міцність, визначають напругу ; в середині основи пелюстки /точка В на рис. 15/

при деформаціі пружини до плоского стану:

де та - відповідно напруги згину та розтягування пелюстки;

α = ; α = H /(b-a).

Значення не повинно перевищувати 1400 МПа.

Якщо розробка зчеплення є спеціальним завданням проекту, та додатково слід перевірити зчеплення на нагрівання, а також розрахувати на міцність маточину веденого диска та важелі вимикання зчеплення.

4.1.2. _ Коробка передач. . Виходячи з результатів розрахунку передаточних чисел і вибравши тип коробки передач /дво- або тривльна/, визначають кількість зуб'ів усіх шестерень /заднього ходу/, знаходять відстань між осями валів, орієнтовні габаритні розміри коробки передач та креслять іі кінематичну схему /рис. 16-21/,

Рис. 16. Кінематична схема тривальноі чотириступінчастоі коробки передач /автомобіль ВАЗ -2106/

Кількість зуб'ів визначають виходячи з того, що передаточні числа на кожній з пердач повинні відповідати пердаточним числам, знайденим при тяговому розрахунку автомобіля.

Для забузпечення паралельності валів суми кількостей зуб'ів кожноі пари шестерень повинні бути однаковими. Якщо модуль та кути нахилу зуб'ів у них однакові, то

z₁ + z₂ + z₃ + z₄ = ... = z_ib + z_in .

Коли визначають кількість кожноі з шестерень тривальноі коробки передач, виходять з того, що на всіх передачах, крім прямоі, крутний момент передається через дві пари шестерень. Тому передаточне число і-і пердачі

U_ki =

де z_1, z₂ - кількість зуб'ів шестерень привода проміжного вала / z₂ - на проміжному валу, z₁ - на первинному/; z_ib, z_in - кількості зуб'ів шестерень i-і передачі / z_ib - на вторинному валу, z_in - на проміжному/.

Рис. 17. Кінематична схема тривальноі п'ятиступінчастоі коробки передач /автомобіль ЗІЛ - 413 410/

Передаточне число шестерень привода проміжного вала коробки передач вибирають у межах = 1,8 ... 2,5; кількість зуб'ів шестірні первинного вала z₁ =17 ... 23. Тоді z₂ = z₁. Узявши z₁ та обчисливши z₂ , а також враховуючи ведичину U_ki , знайдену в тяговому розрахунку, а системи рівнянь

z₁ + z₂ = z_ib + z_in .

U_ki =

визначають z_ib та z_in . Аналогічно знаходять кількість зуб'ів шестерень решти передач. Визначивши кількість зуб'ів шестерень двовальноі коробки передач, беруть кількість зуб'ів шестірні першоі передачі ведучого вала в межах z₁ = 17 ... 23. Тоді кількість зуб'ів шестірні веденого вала цієі самоі передачі буде z₂ = U_ki z_1.

Враховуючи, що за однакових модулів та кутів нахилу зуб'ів суми кількостей зуб'ів пар шестерень на всіх передачах однакові, кількість зуб'ів кожноі шестірні знаходять виходячи з того, що

z₁ + z₂ = z_ib + z_in .

U_ki =

Рис. 18. Кінематична схема тривальноі п'ятиступінчастоікоробки передач з подільником /автомобіль КамАЗ - 5320/

Рис. 19. Кінематична схема тривальноі чотириступінчастоі коробки передач з демультиплікатором /автомобіль ЗІЛ - 433100/

Рис. 20. Кінематична схема двовальноі чотириступінчастоі коробки передач

/автомобіль ВАЗ - 2108/

Рис. 21. Кінематичні схеми двовальних п'ятиступінчастих коробок передач:

а - автомобілів ВАЗ-2108 і ВАЗ-2109;

б - автомобіля АЗЛК-2141

де z_1i, z_zi - кількість зуб'ів шестерень першоі передачі відповідно на ведучому та веденому валах ; z_1i, z_zi - кількість зуб'ів шестерень і-і передачі відповідно на ведучому та веденому валах.

Знайдені кількості зуб'ів округляють до цілих чисел, уникаючи кратності кількостей зуб'ів у парі шестерень, та визначають дійсні передаточні числа /відзилення від пердаточних чисел, знайдених у тяговому розрахунку, не повинно перевишувати 5%/. Нормальний модуль зуб'ів кожноі шестірні, мм:

m = 10³ ;

де М_разр - розрахунковий крутячий момент на валу шестірні, що розглядається /його визначають виходячи з максимального крутячого моменту дивигуна, обраного коефіцієнта запасу зчеплення та передаточного числа від зчеплення до вала, який розглядають/; β - кут нахилу зуб'ів шестерень /на шестірнях коробок передач легкових автомобілів β = 25 ... 35⁰, вантажних та автобусів - β = 20 ... 30⁰/; z - кількість зуб'ів шестірні, що розглядається; y -коефіцієнт форми зуба /для косозубих шестерень значення y вибирають за табл. 12 виходячи з наведеноі кількості зуб'ів z_пр = /; b = ширина шестерні біля основи зуба / b = 20 ... 25 мм у коробках передач вантажних автомобілів/; kσ - допустимі напруги згину біля основи зуба з урахуванням ступеня його навантаження /табл. 13/.

Таблиця 12

Коефіцієнт форми зуба

zпр	16	17	18	19	20	21	22	23	24
y	0,101	0,102	0,104	0,105	0,106	0,108	0,110	0,112	0,114
zпр	28	30	32	35	37	40	45	50	60
y	0,117¦ ¦	0,120	0,123	0,128	0,131	0,136	0,142	0,145	0,150

Таблиця 13

Допустимі напруги згину

Шестірня	k , МПа
	Легкові автомобілі та вантажні ванта жопід'імністю до 5000 кг	Вантажні автомобілі вантажопід'імністю понад 5000 кг
Першоі передачі та заднього ходу	750 ... 850	5000 ... 650
Привода проміжного вала та решти передач	350 ... 450	175 ... 275

Одержані значення модуля зуб'ів округляють до найближчого за

ГОСТ 9563-60 /СТ СЕБ 310-76/ [табл. 14].

Таблиця 14

Рекомендовані значення модулів зуб'ів шестерень

Ряд	Модуль, мм
1	2,0	2,5	3,0	4,0	5,0	6	8	10	12	16
2	2,25	2,75	3,5	4,5	5,5	7	9	11	14	18

 _Примітка. . Перевагу слід надавати першому ряду.

Міцність зуб'ів шестерень перевіряють за контактними напругами

_т = 0,418 cos 

де  - кут нахилу зуб'ів; P - колове зусилля, знайдене виходячи із значень крутячого моменту, що передається валом шестерні, Н;

Е - модуль поздовжноі пружності матеріалу /для сталі Е = 210 Гпа/;

b_o = (r₀₁ + r₀₂)sin  - довжина лініі зачеплення;

r₀₁ , r₀₂ - радіуси первісних обводів відповідних шестерень;

 = 20^o - кут зачеплення шестерень.

Значення _т мають бути в межах 1500 ... 3000 МПа для прямозубих шестерень і 1000 ... 2500 МПа - для косозубих.

Обчисливши значення модуля зуб'ів, знаходять розміри шестерень привода проміжного вала та першоі передачі, а також відстань між осями валів і орієнтовні габаритні розміри коробки передач /приймаючи, що ширина всіх шестерень однакова, а ширина включаючих пристроів наближається до ширини двох шестерень/.