ЗМІСТ
Вступ.........................................................................................................................2
1.Аналіз вихідних даних та розробка компонувальної схеми автомобіля.........3
1.1 Визначення параметрів маси...........................................................................3
1.2 Визначення кількості осей...............................................................................4
1.3 Уточнення компонування автомобіля та навантаження на його осі...........4
1.4 Вибір шин......................................................................................................…5
2.Розробка кінематичної схеми силової передачі автомобіля............................6
3.Визначення потужності двигуна та його вибір.................................................7
4.Визначення кількості передач і передаточних чисел автомобіля................…8
5.Проектування карданної передачі автомобіля.................................................10
5.1 Кінематична схема карданної передачі.........................................................10
5.2 Основні параметри механізму, що проектується.........................................11
5.3 Розрахунок деталей.........................................................................................13
5.3.1 Розрахунок хрестовини................................................................................13
5.3.2 Розрахунок вилки.........................................................................................13
5.3.3 Розрахунок голчатого підшипника.............................................................15
5.3.4 Розрахунок труби..........................................................................................16
5.3.5 Розрахунок шліцьового з’єднання..............................................................17
Перелік літератури................................................................................................18
ВСТУП
Метою даної роботи є проектування карданного валу вантажного автомобіля загального призначення. Автомобіль призначений для перевезення 4 тонн вантажу по дорогах з твердим покриттям з виїздом на ґрунтові дороги.
Особливістю автомобіля є відносно довга база (4 м.), що зумовлює, в свою чергу, особливість механізму, що проектується (в даному випадку це карданна передача).Проте необхідність таких автомобілів безперечна, так як в сучасному суспільстві значна кількість вантажів має відносно невелику вагу але великі габарити або значну кількість, якщо вантаж перевозиться в супертарі. У зв’язку з вище написаним виникає потреба по надійному забезпеченню передачі крутного моменту та потужності від двигуна до ведучої вісі на таку відстань.
Карданна передача використовується у трансміссії автомобіля для силового зв’язку механізмів, вали котрих не співвісні або розташовані під кутом, причому взаємне положення їх може мінятися в процесі руху. Карданна передача може мати один або кілька карданних шарнірів, з’єднаних карданними валами та проміжні опори.
До карданних передач пред’являють такі вимоги:
Передача крутного моменту без утворення додаткових навантажень у трансмісії (вигибаючих, скручуючих, вібраційних, осьових);
· Можливість передачі крутного моменту із забезпеченням рівності кутових швидкостей ведучого та ведомого валів незалежно від кута між з’єднувальними валами;
· Високий ККД ;
· Безшумність, низька вібрація, відсутність резонансних явищ в зоні експлуатаційних швидкостей;
· Надійна робота при великому періоді між ТО.
В даній конструкції автомобіля застосуємо карданну передачу нерівних кутових швидкостей з жорсткими шарнірами та шліцьовим компенсатором осьового зміщення.
1 АНАЛІЗ ВИЗХІДНИХ ДАНИХ ТА РОЗРОБКА КОМПОНУВАЛЬНОЇ СХЕМИ АВТОМОБІЛЯ
1.1 Визначення параметрів маси
Власну масу вантажного автомобіля визначають як
mо=kг·mг=0.875·4000=3500 кг
де mг=4000 кг вантажопідйомність автотранспортного засобу;
kо=0,875 коефіцієнт власної маси.
Повна маса автотранспортного засобу
mа=mо+mг+(mп+mб)·(z+1)=3500+4000+(75+5)·(2+1)=7740 кг
де mп=75 кг маса пасажира;
mб=5 кг маса багажу на одного пасажира;
z=2 кількість сидячих міст для пасажирів.
1.2 Визначення кількості осей
Спираючись на вже існуючі конструкції приймемо, що автомобіль має 2 вісі і колісну формулу 4×2.
1.3 Уточнення компонування автомобіля та навантаження на його осі
Автомобіль має короткокапотне компонування —двигун над переднім мостом, кабіна частково насунена на двигун.
Переваги такого компонування: зручний доступ до двигуна, зручність входу та виходу з кабіни, найменше можливе навантаження на передній міст (навантаження на дорогу від переднього мосту 27...30% від повної маси і 50% від власної маси)—це покращує прохідність. Недоліки: дещо обмежена оглядовість.
Розподіл маси на осі:
—для повної маси mа2=kа2·mа=0,7·7740=5418 кг;
mа1=mа-mа2=7740-5418=2322 кг
—для власної маси mо2=kо·mо=0,5·3500=1750 кг;
mо1=mо-mо2=3500-1750=1750 кг
де mа2=5418 кг і mо2=1750 кг маса, що приходиться на задню вісь, відповідно від повної та власної маси;
kа2=0,7 , kо2=0,5 коефіцієнти розподілу мас відповідно для повної та власної маси.
Визначення навантаження на осі від повної маси
Ga2=ma2·g=5418·9,81=53150,58 H
Ga1=ma1·g=2322·9,81=22778,82 H
Координати центра мас знаходять з виразів (мал.1)
a=L*ma2/ma=4·5418/7740=2,8 м
b=L-a=4-2,8=1,2 м
де L=4 м база автотранспортного засобу.
Висоту центра мас hg для завантаженного автомобіля визначають за формулою
hg=0.3L=0.3·4=1,2 м
Мал.1
1.4 Вибір шин
Шини вибираються виходячи з найбільшого навантаження, що припадає на одну шину. Велика вірогідність того, що найнавантаженішими будуть шини керованих коліс у зв’язку з тим, що вони односкатні. навантаження на одну шину передніх керованих коліс:
Gш=Ga*0.5=22778.82*0.5=11389.41 H
Для надійності знайдемо навантаження на одну шину некерованого моста:
Gш2=Gа2/nк=53150,58 /4=13287,65 Н
де nк=4 число коліс некерованого моста.
Порівнюючи отримані навантаження на одну шину бачимо, що найбільш навантаженими є шини задньої вісі (Gш1=11389.41<Gш2=13287.65).
За найбільшим навантаженням та максимальною швидкістю руху автомобіля вибирають шину за ГОСТ 5513-86 для вантажних автомобілів та автобусів.
Приймемо шини 240-508 Р (8,25 R 20), тип малюнка протектора У, маса 48 кг, норма шарів 10, обод 165 Б-508 (6,5 Б-20), зовнішній діаметр (без навантаження) 970± 10 мм, ширина профилю (без навантаження) 235 мм, статичний радіус rc дорівнює динамічному rд (з навантаженням) 457±5 мм, максимально допустиме навантаження 1,5 кг с, тиск відповідний навантаженню 6,3 кг с / см ², мінімальний тиск 2,1 кгс/см², навантаження при мінімальному тиску 600 кгс, допустима швидкість 100 км/год.
2. РОЗРОБКА КІНЕМАТИЧНОЇ СХЕМИ СИЛОВОЇ ПЕРЕДАЧІ АВТОМОБІЛЯ
Для даного вантажного автомобіля приймемо п’ятиступінчату коробку переключення передач, головна передача одинарна гепоїдна, карданну передачу з трьома шарнірами. Найдемо ККД
ηтр=0,98
де к=0, l=1, m=3 відповідно кількість пар циліндричних, гепоїдних зубчатих коліс та карданних шарнірів у трансмісії через які передається крутний момент до коліс, коли автомобіль рухається на певній передачі.
3.ВИЗНАЧЕННЯ ПОТУЖНОСТІ ДВИГУНА ТА ЙОГО ВИБІР
Потрібну ефективну потужність двигуна автомобіля визначають за вказаною швидкістю Vmax та коефіцієнту опру дороги ψν при Vmax:
кВт
де W=2.4 фактор опору повітря;
kр=0,9 коефіцієнт, що визначає витрати потужності на привід агрегатів, які обслуговують двигун та шасі.
Потужність відповідає частоті обертання колінчастого вала двигуна за якої швидкість руху автомобіля буде максимальною.
Для конструкції, що розглядається приймемо дизельний двигун, тому: nN=nV; Nmax=Nv т.я.максимальну частоту обертання підтримує регулятор, де Nmax—максимальна потужність двигуна, nN—частота обертання колінчатого вала при максимальній потужності.
По розрахованій максимальній потужності за каталогом приймемо дизельний двигун ЗМЗ-542.10 з такою характеристикою:
- кількість та розташування циліндрів—рядний шести циліндровий;
- робочий об’єм, л—6,23;
- ступінь стиску—18;
- номінальна потужність, кВт—92;
- частота обертання при Nmax, тис.об/хв.—2,8;
- максимальний крутний момент, Н м—370;
- частота обертання при максимальному крутному моменті, тис.об/хв.—1,8
- коефіцієнти пристосування двигуна:
за моментом Км—1,18, за частотою обертання двигуна Кω—1,65.
4. ВИЗНАЧЕННЯ КІЛЬКОСТІ ПЕРЕДАЧ І ПЕРЕДАТОЧНИХ ЧИСЕЛ АВТОМОБІЛЯ
Мінімальне передаточне число трансмісії визначають за умови забезпечення заданої максимальної швидкості руху автомобіля:
Водночас:
де iкп(min)=1 мінімальне передаточне число коробки передач (вища передача);
ідк=1 мінімальне передаточне число додаткової коробки;
ігл—передаточне число головної передачі.
Максимальне передаточне число трансмісії визначають за умови подоланням автомобілем найбільшого опору дороги:
—ККД трансмісії на нижчих передачах;
ψmax=0,35 максимальне значення коефіцієнту опору дороги.
Визначену величину ітр(max) перевіремо за умови зчеплення ведучих коліс з дорогою :
57,94
де φ=0,75 коефіцієнт зчеплення ведучих коліс з дорогою для сухого шосе;
mаφ=ma2=5418 кг маса від повної маси автомобіля, що припадає на ведучі колеса.
Порівнявши отримані величини бачимо, що 57,94>38.627 , тобто повністю реалізується крутний момент по зчепленню, автомобіль може рухатися по дорогам з максимальним опором тому може експлуатуватися на дорогах всіх категорій.
Знайдемо передаточне числ
Діапазон коробки передач:
За прийнятою кінематичною схемою коробка передач має п’ять передач. Передаточні числа знайдемо за формулою:
І отримаємо такі значення для кожної з п’яти передач: 1—7,21, 2—4,4, 3—2,685, 4—1,64, 5—1.
5. ПРОЕКТУВАННЯ КАРДАННОЇ ПЕРЕДАЧІ АВТОМОБІЛЯ
5.1 Кінематична схема карданної передачі
Кінематична схема—трьохшарнірна (мал.3, б) з валами розташованими в одній плоскості. Зі схеми (мал.3, а) видно, що при двошарнірному, одновальному компонуванні кут нахилу вала 6º, що більше допустимих 5º. Для зменшення цього кута конструктивно приймемо, що двигун встановлено з нахилом назад на кут 2º і отримаємо нахил вала в 4º. Так як передача матиме два вала, то нахил кожного з них приймемо 2º.Виходячи з вище написаного отримаємо кінематичну схему приведену на мал.3, б.
Для забезпечення синхронності обертання повинно виконуватись рівняння
cosγ2=cosγ1cosγ3; виходячи з цього виразу знайдемо кут γ3:
Перевірка: cos0ºcos2º=1·0.9994=0.9994=cos2º.
5.2 Основні параметри механізму, що проектується
1. Знайдемо довжину одного карданного вала (під довжиною карданного вала розуміють відстань між центрами шипів хрестовин карданних шарнірів встановлених на кінцях вала). Допустиму довжину Lк.max знаходять виходячи з критичної частоти обертання останнього:
де D I d — відповідно зовнішній та внутрішній діаметри карданного вала, см.
Відповідно з визначенням допустимої довжини по ОСТ 37.001.053.-74 „Валы карданные. Технические требования к установке. Нормы дисбаланса”, розрахуємо допустиму довжину в наступному порядку.
1. Знайдемо максимальну частоту обертання карданного вала
2. Знайдемо розрахунковий крутний момент на карданному валу на нижній передачі коробки
М=М1и1=370·7,21=2667,7 Н·м
де М1=370 Н·м крутний момент на ведучому валу коробки передач;
и1=7,21 передаточне число коробки передач на нижній передачі.
3. Вибір розмірів зовнішнього та внутрішнього діаметрів вала. для цього використовують дані в таблицях розмірів січення труб за ГОСТ 5005-82 і значення крутних моментів, відповідні статичним рівням напружень крутіння в карданних вала, для вантажних τк=100...120 МПа, або використовують дані таблиці в якій вказані основні розміри елементів карданних передач. В таблиці знайдемо такі розміри: внутрішній діаметр d=71мм, товщина стінки δ=3 мм, зовнішній діаметр D=d+2·δ=71+2·3=77 мм, момент опру крутінню Wτ =24,84 см³, полярний момент інерції січення Jτ =95,63 , максимальна довжина карданного вала Lк. max =170 см.
4. Розрахуємо допустиму довжину карданного вала (см):
см
2. Основні розміри хрестовин та вилок карданного шарніра стандартизовані та вибираються із ОСТ 37.001.068-76 „Шарниры карданные неравных угловых скоростей. Основные размеры и технические требования”. В якості визначального розміру карданного шарніра приймемо розмір Н між торцями шипів хрестовин (мал.5, а). Значення Н повинно бути у проміжку між величинами отриманими із формул:
Виходячи з отриманих величин Н та спираючись на вже існуючі конструкції вибираємо V типорозмір шарніра. Основні параметри хрестовин для п’ятого типорозміру: Н=108мм, d=25мм, Н2=118мм, В=65мм, D=39мм. Підшипник 804805, число голок z=29, діаметр голки 3 мм, довжина голки 18,1 мм, вантажопідйомність підшипника: динамічна С*, кН 14,5/16; статична Со**, кН 13/32.
*У знаменнику вказані значення для виконання вищої категорії якості.
**Значення у знаменнику для підшипника працюючого у режимі катального руху.
3. Попередній вибір типу шліцьового з’єднання вилки карданного шарніра з валом і його параметрів виконаємо орієнтуючись на дані існуючих конструкцій. Вибрані параметри повинні відповідати ГОСТ 6033-80, ГОСТ 1139-80 або галузевій нормалі автомобілебудування ОН 025 333-69.
Дані вибраного шліцьового з’єднання: належить до групи М— з’єднання для передачі тільки крутних моментів, по ступінню рухливості— рухливе (може мати значні осьові переміщення елементів під навантаженням), по формі профілю зубців (шліців)— прямобічне, серія з’єднання— важка (за ГОСТ 1139-80). Основні розміри (мал.4): зовнішній діаметр D=65мм, внутрішній діаметр d=56мм, кількість зубців z=16, діаметр втулки d1 не менше 50,6мм, радіус r не більше 0,5мм, катет фаски зубців f=0,5мм. Центрують з’єднання по бокових гранях, тому як центрування втулки не має відчутного значення але необхідно забезпечити достатню міцність з'єднання при експлуатації.
5.3 Розрахунок деталей
5.3.1 Розрахунок хрестовини
1. В якості розрахункового крутного моменту приймемо менший з двох моментів на карданному валу: визначеного по двигуну Мк.д і по зчепленню ведучих коліс з дорогою Мк.φ.
2. Умовно зосереджена нормальна сила діюча в середині
де lк=90мм відстань між серединами голчатих роликів протилежно розташованих карданних підшипників (мал.5, а, б);
γ=2º кут установки карданного вала.
3. Напруження вигину шипа в січенні А—А (мал.5, а)
де h=9,05мм плече сили Рш;
— момент опору січення шипа;
dо =5мм діаметр отвору для змащення.
Отримане σв=206,5 в межах допустимих значень [σв]=200...300 МПа.
4. Напруження зрізу шипа в січенні А—А
,
що добре так як τs=75,53 МПа знаходиться в межах [τs]=60…100 МПа.
5.3.2 Розрахунок вилки
У вилці виникають напруження вигину та крутіння. Під дією сили Рш, прикладеної на плече „а”, напруга вигину:
Напруга крутіння в небезпечному січенні Б—Б (мал.5, б) виникає під дією сили Рш , прикладеній на плече „с”:
Моменти опру залежать від форми небезпечного січення, в багатьох випадках воно може бути замінене прямокутником з розмірами b і l (мал.5, б). В такому випадку:
де k=0,267 коефіцієнт.
5.3.3 Розрахунок голчатого підшипника
1. Еквівалентний крутний момент на карданному валу:
Н м
де Рк.е— еквівалентне тягове зусилля на колесах автомобіля, потужність до яких передається через вал, що розглядається, Н.
Н
де Gφ=53150,58 Н вага, що припадає на колеса автомобіля, до яких потужність передається через вал який розглядається;
Gφ∑=53150,58 Н вага, що припадає на всі ведучі колеса автомобіля;
Рк.е∑=4,7·10³ Н сумарне еквівалентне тягове зусилля на всіх ведучих колесах автомобіля.
2. Радіальне навантаження на підшипник:
Н
3. Фактор руху котіння в підшипнику:
де α=360/z=360/29=12,414º центральний кут між голчатими роликами.
4. Так як n=0,16<0,2 то підшипник перевіряємо тільки по статичній вантажопідйомності. Для цього знайдемо максимальне статичне навантаження на підшипник:
Н
де Мк.j=1,3Ме.maxβи1=1,3·370·1,55·7,21=5375 Н м максимальний динамічний
динамічний момент на карданному валу;
β=1,852 коефіцієнт запасу зчеплення.
Знайдемо розрахунковий Со та перевіримо за умовою Рr.j <Co.
Со=22zdplр.еф=22·29·3·18,1=34643,4 к Н
Рr.j=29857<Co=34643,4— умова виконується.
5.3.4 Розрахунок труби
1. Критична частота обертання вала:
.
Приведена довжина вала:
Lпр=Lтр+lтр=1,5+0,19=1,69 м
де Lтр=1500 мм=1,5 м— довжина трубчастої частини вала;
lтр— довжина труби заміненої стержнем:
м
де Lст=0,15 м; dст=0,065 м— відповідно довжина та діаметр стержня.
2. Напруження крутіння труби під дією розрахункового моменту М і максимального динамічного моменту Мк.j:
МПа
Отримані значення менше допустимих 300 МПа.
3. Кут скручування труби вала під дією розрахованого моменту М:
де G= МПа модуль пружності при крутінні для сталі.
5.3.5 Розрахунок шліцьового з’єднання
1. Середній діаметр шліцьового з’єднання:
dср=0,5(D+d)=0,5·(65+56)=60,5 мм
2. Робоча висота шліців:
h(p)=0,5(D-d)-fв-fс=0,5·(65-56)-0,5-0,5=3,5 мм
3. Висота шліца:
h=r/0,1=0,5/0,1=5 мм
4. Удільний сумарний статичний момент площі робочих поверхонь з’єднання відносно вала:
SF=0,5dсрhz=0,5·60,5·3,5·16=1694 мм²
5. Середній тиск зминання:
МПа
6. Максимальний тиск зминання:
σзм.max=σз.срКзКпрКп=35·1·1,912·1,15=76,95 МПа
де Кпр=1+2·(0,004 l+0,05 l²/D²)=1+2·(0,004·90+0,05·90²/65²)=1,192
l=90 мм робоча довжина з’єднання.
7. Коефіцієнт запасу міцності:
де σт=670 МПа межа текучості для закаляної сталі 35.
ПЕРЕЛІК ЛІТЕРАТУРИ
1. Автомобили: Конструкция, конструирование и расчет. Системы управления и ходовая часть: Учеб. пособие для ВУЗов. Под ред. А.И. Гришкевича.- Мн.:Высш. шк.., 1987.- 200 с.
2. Лукин П.П. и др. Констьруирование и расчет автомобиля.- М.: Машиностроение, 1989.-304 с.
3. Осепчугов В.В., Фрумкин А.К. Автомобиль: Анализ конструкций, элементы расчета.- М.: Машиностроение, 1989.- 304 с.
4. Проектирование трансмиссий автомобилей: Справочник (Под общей редакцией А.И. Гришкевича.- М.: Машиностроение, 1984.- 272 с.
5. Шасси автомобиля. Атлас конструкций. Учебное пособие для вузов. М.: Машиностроение, 1977.- 108 с.