Изучение и обоснование рабочих параметров главной передачи на примере ВАЗ-2114

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Введение

Глава 1. Рабочие процессы и элементы главной передачи автомобиля

1.1 Назначение главной передачи. Существующие разновидности и классификация главной передачи

1.2 Устройство и принцип работы главной передачи

Глава 2. Расчет главной передачи

2.1 Методы расчета

2.2 Геометрический расчет и расчеты на прочность звеньев

Заключение

Список использованных источников

Введение

Целью курсовой работы является изучение и обоснование рабочих параметров главной передачи на примере ВАЗ - 2114.

Назначение главной передачи состоит в увеличении подводимого к ней крутящего момента и передачи его через дифференциал и привода к ведущим колесам автомобиля, а так же обеспечения его максимальной скорости движения.

В данной курсовой работе необходимо рассмотреть следующие основные задачи:

- устройство и принцип работы главной передачи ВАЗ - 2114;

- методы расчета главной передачи;

- геометрический расчет и расчеты на прочность звеньев главной передачи.

Глава 1. Рабочие процессы и элементы расчета главной передачи автомобиля ваз 2114

1.1 Назначение главной передачи. Существующие разновидности и классификация главной передачи

Назначение главной передачи состоит в увеличении подводимого к ней крутящего момента и передачи его через дифференциал и привода к ведущим колесам автомобиля, а так же обеспечения его максимальной скорости движения.

Главная передача состоит из редуктора и дифференциала. Дифференциал предназначен для передачи крутящего момента от главной передачи к полуосям. Он позволяет вращаться ведущим колёсам с различной скоростью на повороте или на не ровной дороге.

Главные передачи подразделяют по числу, виду и расположению зубчатых колес. По числу зубчатых колес главные передачи бывают одинарные (с одной парой зубчатых колес) и двойные (с двумя парами зубчатых колес). Одинарные главные передачи по виду зубчатых колес подразделяют на конические (с коническими зубчатыми колесами), гипоидные (с гипоидным зацеплением), цилиндрические (с цилиндрическими зубчатыми колесами) и червячные (с червяком и червячным колесом). Двойные главные передачи по расположению зубчатых колес подразделяют на центральные (обе пары зубчатых колес расположены в картере центрального редуктора) и разнесенные (одна пара зубчатых колес находится в центральном редукторе, а вторая - в приводе к каждому из ведущих колес). По числу ступеней главные передачи бывают одноступенчатые (с одним передаточным числом) и двухступенчатые (с двумя переключаемыми передачами с разными передаточными числами).

На автомобиле ВАЗ - 2114 применяется одинарная цилиндрическая главная передача.

1.2 Устройство и принцип работы главной передачи

главный передача автомобиль зубчатый

Чтобы под рабочими нагрузками не происходило осевого смещения шестерни, в её в её подшипниках создаётся предварительный натяг затягиванием гайки. При этом происходит деформация распорной втулки до определённого предела. Величина натяга подшипников контролируется динамометром по моменту сопротивления проворачиванию ведущей шестерни. Момент должен быть равен 16-20 кгс/см для новых подшипников и 4-6 кг/см для подшипников после пробега 30 км и более.

Ведомая шестерня выполнена в виде венца, который крепиться к фланцу коробки дифференциала восемью само контрящимися болтами. Вместе с коробкой дифференциала ведомая шестерня вращается в двух роликовых конических подшипниках. Эти подшипники установлены в гнезда картера редуктора переднего моста и закрываются крышками, которые крепятся к картеру болтами. В гнёздах и в крышках подшипников нарезана резьба для регулировочных гаек. Этими гайками регулируется боковой зазор в зацеплении шестерён главной передачи и предварительный натяг в подшипниках дифференциала. Положение регулировочных гаек фиксируется пластинами, которые крепятся болтами к крышкам подшипников дифференциала. Выступы пластин заходят в пазы регулировочных гаек и стопорят их.

Дифференциал конический, двухсателлитный. Сателлиты установлены на общую ось, которая вставлена в отверстие коробки дифференциала. От выпадений из отверстий ось удерживается ведомой шестерней, которая перекрывает ось в коробке дифференциала. На оси, в местах установки сателлитов, выполнены канавки для лучшей смазки рабочих поверхностей сателлитов и оси. Своими зубьями сателлиты находятся в постоянном зацеплении с зубьями полу осевых шестерён, которые установленный своими цилиндрическими поясками в гнездах коробки дифференциала. Между торцами полуосевых шестерён и коробкой дифференциала установлены шайбы. Подбором этих шайб по толщине устанавливается зазор 0-0,1мм между зубьями сателлитов и полуосевых шестерён.

Полуосевые шестерни имеют отверстия со шлицами, в которые заходят шлицованные концы шарнира равных угловых скоростей. Через эти корпуса внутреннего шарнира равных угловых скоростей передаётся крутящий момент от дифференциала на ведущие колёса.

Сальник ведущей шестерни переднего моста имеет одинаковые размеры с сальником редуктора заднего моста, но насечки на защитной кромке сальника направлены в другую, противоположную сторону. Направление насечки на сальнике зависит от направления вращения, ведущей шестерни главной передачи, и оно показано на сальнике стрелкой. В связи с тем, что направление вращения ведущих шестерён переднего и заднего мостов разное, необходимо учитывать при сборке мостов, какой сальник можно устанавливать, так как сальник установленный с другого моста, не будет удерживать масло.

Глава 2. Расчет главной передачи

2.1 Методы расчета

Расчет главной передачи. Зубчатые колеса главной передачи относятся к наиболее нагруженным деталям автомобиля, которые работают в условиях динамического нагружения. Поэтому их изготавливают из высококачественных, высоколегированных цементуемых сталей 20Х2Н4А, 18ХГТ, 20ХНЗА, 12Х24А после цементации и закалки твердость на поверхностях зубьев достигает HRC 55…63 (а сердцевина у основания зуба только HRC 26…35). Это обеспечивает высокую поверхностную прочность зубьев, прочность на изгиб и сопротивление ударным нагрузкам заготовки получают объемной штамповкой.

Расчет цилиндрической пары зубчатых колес

Межосевое расстояние определяет контактную прочность рабочей поверхности зубьев.

Величину межосевого расстояния можно определить по эмпирической формуле, м:

где крутящий момент передаваемый ведущим валом цилиндрической пары, Н*м.

;

для закрытой зубчатой цилиндрической передачи принимаем КПД 0,98.

С - коэффициент для автомобилей с карбюраторным двигателем

С = 0,017…0,019.

Модуль зацепления определяет прочность зубьев на изгиб и его значение можно вычислить по эмпирической зависимости, м:

.

Значение модуля округляем до ближайшего значения, предусмотренного ГОСТОМ. По ГОСТу первый ряд значений модулей, мм:

1; 1.25; 1.5; 2; 2.5; 3; 4; 5; 6; 7; 8; 10; 12; 16; 20; 32; 40

Далее, для цилиндрической пары зубчатых колес определяют числа зубьев, действительное значение передаточного числа и межосевого расстояния.

В таблице угол в - угол наклона зуба. Для автомобилей рекомендуют принимать в пределах 30…350. В таблицу записывают округленные до целого числа значения Z? , Z3 и Z4.

Рабочую ширину b зубчатого венца (общую часть ширины венцов сопряженных зубчатых колес) выбирают в зависимости от модуля.

Для колес с косыми зубьями, м:

,

Для предупреждения преждевременного разрушения зубьев необходимо проверочным расчетом установить, удовлетворяют ли принятые значения межосевого расстояния, модуля и ширины зубчатого венца условиям прочности и выносливости зубьев, и, если нужно, уточнить эти значения.

Для предотвращения поломок зубья рассчитывают на изгиб по формуле:

где - расчетный крутящий момент на валу, на котором находится рассчитываемое зубчатое колесо;

Y - коэффициент формы зуба, Y = 0.1…0.15;

Кв - коэффициент, учитывающий повышение несущей способности косых зубьев вследствие наличия осевого перекрытия, Кв = 1,2…1,9;

- коэффициенты, учитывающие дополнительные нагрузки, возникающие в передаче вследствие: трения между зубьями; упругого перекоса валов; ошибок основного шага (погрешностей изготовления). Принимают: для шестерни

КТР - 1.1; для колеса КТР - 0.9; КУП - 1…1.2; КР - 1.1…1.3.

2.2 Геометрический расчет и расчеты на прочность звеньев

Таблица 1. - Параметры цилиндрической зубчатой пары главной передачи

Формулы для геометрического расчета основных параметров зубчатой пары представлены в таблице 2.

Суммарное число зубьев:

Число зубьев шестерни:

Число зубьев колеса:

Действительное передаточное число:

Действительное межосевое расстояние, м:

Расчет зубьев шестерен цилиндрической пары на контактные напряжения проводится по формуле:

? ,

где Р - окружная сила, действующая в полюсе зацепления по начальной окружности ведущей шестерни, Н.

;

Е - модуль упругости первого рода, Е = (2…2,2) * 1011 Н/М2;

А - действительный угол зацепления;

с3 и с4 - радиусы кривизны поверхностей зубьев соответственно ведущей и ведомой шестерен.

Таблица 2. Геометрический расчет цилиндрической пары

При расчетах косозубых шестерен, м.

; ,

где D3 и D4 - диаметры делительных окружностей;

- допускаемое контактное напряжение, = 2000…2800 Мпа.

Шаг зацепления:

Делительный диаметр, м:

Делительный диаметр шестерни колеса, м:

Диаметр окружности выступов, м:

Диаметр окружности выступов шестерни колеса, м:

Диаметр окружности впадин, м:

Диаметр окружности впадин шестерни колеса, м:

Окружная сила, Н:

Радиусы кривизны поверхностей зубьев соответственно ведущей и ведомой шестерен:

Допускаемое контактное напряжение:

? ,

Расчет валов главной передачи

Валы главной передачи рассчитывают на прочность и жесткость. Жесткость должна обеспечивать постоянство условий зацепления зубчатых колес при передаче больших нагрузок. Прочность валов проверяют при совместном действии изгиба и кручения.

Размеры валов главной передачи автомобиля определяется в основном, соображениями жесткости, а не прочности. Поэтому коэффициент запаса прочности для валов главной передача автомобиля высоки и составляют 5…10.

Из условия жесткости диаметр вала в шлицевой части можно определить по эмпирической формуле, мм:

где Кd - эмпирический коэффициент, Кd = 2,6…4;

МКР - крутящий момент, передаваемый валом, Н*м.

Тогда диаметр вал шестерни, мм:

Диаметр вала цилиндрического редуктора, мм:

Остальные размеры валов определяются из конструктивных соображений при проектировании вала.

Расчет шлицевых соединений

Размеры шлицев определяются из конструктивных соображений при проработке конструкции шлицевого соединения. Шлицевые соединения валов рассчитывают на смятие, а затем проверяют на срез.

Напряжение смятия в шлицевом соединении вал шестерни, Па:

где Z - число шлицев,

l - длина ступицы,

D - наружный диаметр шлицев, D = 0,065 м,

d - внутренний диаметр шлицев.

Допускаемое напряжение смятия для неподвижных шлицевых соединений, = 40…80 Мпа.

.

Напряжение среза, Па:

,

где b - толщина шлица по основанию, b = 0,01 м;

- допускаемое напряжение на срез,

Заключение

Главная передача автомобиля ВАЗ 2114 - элемент трансмиссии, в наиболее распространенном варианте состоящий из двух шестерен (ведомой и ведущей), призванный преобразовывать крутящий момент, поступающий от коробки передач, и передавать его на ведущую ось. От конструкции главной передачи напрямую зависят тягово-скоростные характеристики автомобиля и расход топлива.

Принцип действия главной передачи достаточно прост: во время движения автомобиля крутящий момент от двигателя передается коробке переменных передач (КПП), а затем, посредством главной передачи и дифференциала, приводным валам автомобиля ВАЗ 2114. Таким образом, главная передача непосредственным образом изменяет крутящий момент, который передается колесам машины. Соответственно, посредством нее изменяется и скорость вращения колес.

Такой параметр как передаточное число отражает отношение количества зубьев ведомой шестерни (связана с колесами) к ведущей (связана с вторичным валом коробки передач). Чем больше передаточное число, тем быстрее автомобиль разгоняется (крутящий момент увеличивается), но при этом уменьшается значение максимальной скорости. Уменьшение передаточного числа увеличивает максимальную скорость, при этом машина начинает ускоряться медленнее. Для каждой модели автомобиля передаточное число подбирается с учетом характеристик двигателя, КПП, размера колес, тормозной системы и т.д.

Увеличить КПД главной передачи можно повысив качество изготовления зубьев обоих шестерен, а также увеличив жесткость деталей и применив в конструкции подшипники качения. Отметим, что максимально сокращать вибрации и шум при работе чаще всего требуется для зубчатых редукторов легковых автомобилей. Вибрации и шум можно минимизировать, обеспечив надежное смазывание зубьев, повысив точность зацепления зубчатых колес, увеличив диаметр валов, а также прочими мерами, которые повышают жесткость элементов механизма.

В автомобилях с передним приводом применяется цилиндрическая пара зубчатых колес, в которых двигатель и коробка переключения передач имеют поперечное расположение. В этом типе соединения применяются шестерни с шевронными и косыми зубьями.

Так же цилиндрическая пара зубчатых колес главной передачи имеет свои плюсы и минусы. Максимальное передаточное число ограничено значением 4,2. Дальнейшее увеличение отношения числа зубьев ведет к существенному увеличению размера механизма, а также повышению уровня шума.

Главная передача -- это неотъемлемая часть трансмиссии, от которой зависит расход топлива, максимальная скорость и время разгона машины. Именно поэтому при тюнинге трансмиссии пару зубчатых колес часто меняют на улучшенный вариант. Это помогает снизить нагрузку на КПП и сцепление, а также улучшить разгонную динамику.

Список используемых источников

1. Автомобили ВАЗ 21213, 21214. Руководство по ремонту и техническому обслуживанию / Под ред. Ю.В. Кудрявцева, М.: РусьАвтокнига, 2004.-304 с.

2. Справочник “Проектирование трансмиссии автомобиля”, под ред. Гришкевича А.И. ,М. :Машиностроение, 1984-272 с., ил.

3. Лукин П.П и др. “Конструирование и расчет автомобиля”, М,: Машиностроение, 1984-376 сю,ил.

4. А.В. Андреев, А.А. Тихонков. Автомобили ВАЗ 2110-2112.Эксплуатация, техническое обслуживание и ремонт. Издательство: За рулем. «Академия» , 2005.

5. Техническое обслуживание и ремонт легковых автомобилей: Учебник для нач. проф. Образования / В.В.Курчаткин, В.М. Тараторкин, А.Н. Батищев и др.: Под редакцией В.В. Курчаткина. - М.: Издательский центр «Академия», 2005.

Размещено на Allbest.ru