Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
ВВЕДЕНИЕ
Настоящие методические указания разработаны в помощь студентам, выполняющим курсовой проект по дисциплине «Автомобили» темой конструкторской части которого является разработка редуктора ведущего моста автомобиля. В работе даны рекомендации по выбору кинематической схемы проектируемого механизма, приведены методика проектировочного расчета зубчатых пар главной передачи автомобиля (гипоидной, конической с круговым зубом, цилиндрической), последовательность выполнения эскизной компоновки одинарной и двойной неразнесенной главных передач, методика конструирования симметричного межколесного дифференциала автомобиля. Проверочные расчеты, подтверждающие работоспособность разработанного механизма представлены расчетом деталей механизма дифференциала на прочность и расчетом ведущего вала главной передачи на жесткость.
Данные методические указания могут быть использованы при разработке аналогичных тем и при дипломном проектировании.
1 НАЗНАЧЕНИЕ РЕДУКТОРА ВЕДУЩЕГО МОСТА АВТОМОБИЛЯ
Редуктор ведущего моста современных автомобилей состоит из двух механизмов: механизма главной передачи и механизма межколесного симметричного дифференциала.
Главная передача является частью трансмиссии автомобиля и предназначена для постоянного увеличения вращающего момента, подводимого к ведущим колесам автомобиля. У подавляющего большинства автомобилей, кроме переднеприводных с поперечным расположением двигателя, главная передача обеспечивает передачу вращающего момента на полуоси, расположенные под углом 90˚ к оси ведущего вала передачи, а потому обязательной частью этих механизмов является коническая пара зубчатых колес. Главные передачи с одной конической парой зубчатых колес называют одинарными, главные передачи включающие коническую и цилиндрическую пары зубчатых колес – двойными.
Все конструкции главных передач автомобилей должны отвечать следующим основным требованиям:
- минимальные размеры по высоте, обеспечивающие максимально возможный дорожный просвет автомобиля;
- минимальный уровень шума при работе зубчатых пар главной передачи.
Межколесный симметричный дифференциал автомобиля предназначен для распределения вращающего момента, созданного на ведомом зубчатом колесе главной передачи, поровну между правыми и левыми колесами ведущего моста автомобиля. Кроме этого механизм дифференциала позволяет правым и левым колесам ведущего моста автомобиля вращаться с разными угловыми скоростями, величина которых определяется условиями движения автомобиля. Наибольшее распространение на автомобилях общего назначения получили межколесные симметричные дифференциалы с коническими зубчатыми колесами, состоящие из следующих деталей: корпуса дифференциала (водило дифференциального механизма), 2-ух ÷4-х конических сателлитов, конических полуосевых шестерен.
Ведущим звеном механизма является корпус дифференциала, как правило, одновременно являющийся и валом ведомого зубчатого колеса главной передачи, ведомым звеном – полуосевые шестерни.
Дифференциалы автомобилей должны обеспечивать распределение вращающего момента между ведущими колесами автомобиля в пропорции, обеспечивающей достижение наилучших эксплуатационных свойств: максимальной тяговой силы, высокой устойчивости и управляемости автомобиля (межколесные симметричные дифференциалы – поровну)
2 ОБЗОР КОНСТРУКЦИЙ РЕДУКТОРОВ ВЕДУЩИХ МОСТОВ АВТОМОБИЛЕЙ
Раздел с одноименным названием должен быть представлен в курсовом проекте и предшествовать разделу проектных и проверочных расчетов разрабатываемого редуктора. Перед разработкой редуктора проектант должен изучить информацию об уже разработанных конструкциях, чтобы использовать эти знания при новом проектировании. При выполнении раздела следует использовать информацию литературных источников [1], [2],[3], а также других, в которых систематизирована информация о конструкциях главных передач и дифференциалах автомобилей. Обзор конструкций рекомендуется выполнять в следующей последовательности:
1 Назначение механизмов входящих в состав редуктора ведущего моста автомобиля.
2 Классификация главных передач автомобилей: одинарные, двойные с неразнесенным и разнесенным редуктором; область применения каждого типа главной передачи.
3 Причины обусловившие преимущественное применение конических зубчатых колес с гипоидным зацеплением в одинарных главных передачах современных автомобилей.
4 Компоновочные схемы двойных главных передач с неразнесенным редуктором и область применения каждой из схем.
5 Достоинства двойных главных передач с разнесенным редуктором и их конструктивные исполнения.
6 Характеристика главной передачи автомобиля-прототипа и её конструктивные особенности.
7 Классификация дифференциалов автомобилей.
8 Особенности конструкции межколесных симметричных дифференциалов с коническими зубчатыми колесами и малым внутренним трением, конструкция межколесного симметричного дифференциала автомобиля-прототипа.
Материал, приведенный в разделе, должен иллюстрироваться рисунками, кинематическими схемами и другим графическим материалом, поясняющим особенности конструкции описываемых механизмов.
При выполнении раздела важно уяснить особенности конструкции редуктора ведущего моста автомобиля-прототипа, с тем, чтобы использовать его конструктивные решения при разработке ведущего моста проектируемого автомобиля. Наличие механизма-прототипа существенно упрощает задачу разработчика при отсутствии у него опыта конструирования.
3 ПРОЕКТИРОВАНИЕ РЕДУКТОРА ВЕДУЩЕГО МОСТА
3.1 Выбор кинематической схемы редуктора
Исходным параметром для выбора кинематической схемы редуктора ведущего моста автомобиля является передаточное число главной передачи автомобиля, которое было определено в первой части курсового проекта.
На современных автомобилях применяются редуктора с главными передачами следующих типов: одинарные главные передачи, двойные главные передачи с центральным редуктором и двойные главные передачи с разнесенным редуктором.
Одинарные главные передачи применяются главным образом в редукторах легковых и грузовых автомобилей малой грузоподъёмности с передаточным числом главной передачи . Редуктора ведущих мостов грузовых автомобилей средней и большой грузоподъёмности имеют, как правило, двойные неразнесенные главные передачи, обеспечивающие передаточное число . Двойные главные передачи с разнесенным редуктором, состоящим из пары конических зубчатых колес в редукторе и планетарной передачи в колесном редукторе, применяются на автомобилях повышенной проходимости при передаточном числе главной передачи .
На основе рассчитанного в первой части курсового проекта передаточного числа главной передачи проектируемого автомобиля, следует выбрать тип главной передачи редуктора: одинарную, двойную неразнесенную (с центральным редуктором) или двойную разнесенную (с колесным редуктором). При необходимости выбора в качестве проектируемой передачи двойной разнесенной главной передачи разработке подлежит только коническая пара зубчатых колес, размещаемая в картере редуктора ведущего моста.
При выборе двойной главной передачи, с разнесенным или не разнесенным редуктором, необходимо произвести разбивку передаточного числа главной передачи на передаточное число конической пары и передаточное число пары цилиндрических зубчатых колес (колесного редуктора) . В неразнесенных двойных главных передачах передаточное число цилиндрической пары зубчатых колес определяется по соотношению
При этом большие значения числового коэффициента выбирают при меньших значениях (до 9).
В разнесенных двойных главных передачах передаточные числа колесного редуктора и главной передачи связаны зависимостью
После выбора типа главной передачи и определения передаточных чисел отдельных пар шестерен необходимо привести кинематическую схему проектируемого редуктора ведущего моста, включив в него и механизм дифференциала. Примерные кинематические схемы механизмов приведены на рисунке 1.
1-ведущая коническая шестерня; 2- ведомое коническое колесо; 3- ведущая цилиндрическая шестерня; 4- ведомое цилиндрическое колесо; 5-сателлит;
6 - полуосевая шестерня.
Рисунок 1- Схемы кинематические редукторов ведущих мостов автомобилей.
3.2 Расчет параметров конической зубчатой передачи.
Исходные данные
Коническая зубчатая пара главной передачи автомобиля изготавливается с круговыми зубьями. Круговые зубья обеспечивают более плавную и бесшумную работу передачи. Для обеспечения необходимого просвета между поверхностью дороги и низшей точкой ведущего моста у легковых автомобилей и грузовых малой и средней грузоподъёмности ведомое коническое зубчатое колесо смещается относительно оси ведущей конической шестерни вверх на расстояние Е называемое гипоидным смещением. Коническая передача с круговым зубом и со смещением осей шестерни и колеса называется гипоидной.
При проектировании двойной главной передачи грузового автомобиля средней и большой грузоподъёмности в курсовом проекте следует принимать простую коническую передачу с круговым зубом, при проектировании одинарной главной передачи - гипоидную.
Схемы конической передачи с круговым зубом и гипоидной передачи приведены на рисунке 2.
Рисунок 2 – Типы конических пар главной передачи автомобиля.
К основным параметрам конической пары зубчатых колес главной передачи автомобиля относятся: передаточное число конической передачи , число зубьев ведущей шестерни z1, угол наклона винтовой линии зуба в середине ширины зубчатого венца βm, внешний окружной модуль зацепления mte. Передаточное число конической пары зубчатых колес главной передачи определено в подразделе 3.1. Число зубьев ведущей конической шестерни главной передачи автомобиля (простой и гипоидной) принимается в зависимости от передаточного числа этой пары по таблице 1.
Таблица 1- Рекомендуемые значения чисел зубьев ведущей конической шестерни главной передачи.
|
Передаточное число пары |
2,5 |
3 |
4 |
5 |
6-8 |
|
Число зубьев ведущей шестерни, z1 |
15 |
12 |
9 |
7 |
6 |
Для промежуточных значений передаточных чисел число зубьев ведущей шестерни должно определяться методом интерполирования.
Внешний окружной модуль конической передачи с круговыми зубьями (простой и гипоидной) может быть ориентировочно определен по формуле 1.
(1)
где - максимальный вращающий момент на ведущей конической шестерне главной передачи, Нм; принимается равным меньшему из двух значений момента:
или
где - максимальный вращающий момент на коленчатом валу двигателя, Нм; (см. раздел 1);
- передаточное число I передачи КПП; (см. раздел 1);
- нагрузка, приходящаяся на задний ведущий мост автомобиля, Н; (см. раздел 1);
- коэффициент перераспределения нормальных реакций автомобиля; =1,2
- радиус качения колеса, м; (см. раздел 1);
- коэффициент сцепления шин с дорогой; =0,6…0,8.
Для гипоидной передачи рассчитанный по формуле 1 внешний окружной модуль будет являться внешним окружным модулем ведомого конического колеса , в связи с тем, что средние углы наклона винтовой линии шестерни и колеса в гипоидной передаче не равны друг другу, а следовательно не равны друг другу и . Для простой конической передачи с круговым зубом - .
3.2.1 Расчет гипоидной передачи
Передаточное число гипоидной пары зубчатых колес главной передачи определяется по формуле 2
(2)
где ,- числа зубьев ведущего и ведомого зубчатых колес;
- коэффициент гипоидности; для существующих конструкций =1,3…1,5.
Приняв значение из рекомендуемого диапазона, определяем число зубьев ведомого зубчатого колеса гипоидной пары.
Так как полученное дробное число зубьев округляется до целого, то необходимо уточнить значение коэффициента , пользуясь формулой 2.
Геометрические параметры ведомого зубчатого колеса гипоидной пары определяются по ниже приведенным формулам 3, 4, 5.
Внешнее конусное расстояние ведомого колеса
(3)
Среднее конусное расстояние ведомого колеса
(4)
Средний делительный диаметр ведомого колеса
(5)
Угол наклона винтовой линии кругового зуба в середине зубчатого венца ведомого конического колеса гипоидной передачи принимается в интервале значений углов 20…30º. Угол наклона винтовой линии зуба ведущей шестерни в гипоидной передаче рассчитывается из соотношения 6 .
(6)
отсюда
Гипоидное смещение оси ведущей шестерни относительно оси ведомого колеса определяется по формуле 7.
(7)
В выполненных конструкциях главных передач автомобилей величина гипоидного смещения составляет:
для легковых автомобилей и грузовых малой и средней
грузоподъёмности ;
для грузовых автомобилей большой (8)
грузоподъёмности ;
где - внешний делительный диаметр ведомого гипоидного колеса, определяемый по формуле 9.
(9)
Рассчитанное по формуле 7 гипоидное смещение следует проверить на соблюдение условий 8 и при значительном несоответствии следует выполнить расчет заново, задавшись новым значением коэффициента гипоидности .
Ширина зубчатого венца ведомого колеса определяется по формуле 10.
(10)
Геометрические параметры ведущего зубчатого колеса гипоидной передачи определяются по ниже приведенной методике.
Внешний окружной модуль ведущего зубчатого колеса определяется по формуле 11.
(11)
Внешнее конусное расстояние ведущего колеса
Среднее конусное расстояние ведущего колеса
Средний нормальный модуль зацепления
Значения средних нормальных модулей , полученные расчетом по двум формулам, должны быть равны.
Средний делительный диаметр ведущей шестерни
Внешний делительный диаметр ведущей шестерни
Ширина венца ведущей шестерни гипоидной передачи
Углы делительных конусов ведомого конического колеса и ведущей конической шестерни гипоидной передачи определяются по формулам 12.
(12)
Рассчитанные геометрические параметры зубчатых колес гипоидной главной передачи представлены на рисунке 3. Для изготовления зубчатых колес гипоидной пары необходимо рассчитать размеры зубьев этих колес. Методики расчета размеров зубьев гипоидной пары и простой конической пары с круговым зубом аналогичны и поэтому для расчета размеров зубьев гипоидной пары следует воспользоваться методикой приведенной в следующем подразделе, начиная с определения коэффициентов смещения исходного контура зубьев .
После определения размеров зубьев зубчатых колес гипоидной передачи следует подсчитать коэффициент осевого перекрытия зубьев, характеризующий плавность зацепления зубчатых колес. Для гипоидной передачи этот коэффициент рассчитывается по формуле 13.
(13)
где
где - полусумма углов наклона линий зубьев колеса и шестерни гипоидной передачи, град.;
Для обеспечения плавной работы передачи коэффициенты осевого перекрытия должны быть не менее 1,25. При требовании максимальной плавности работы передачи рекомендуется .
3.2.2 Расчет конической передачи с круговым зубом.
Число зубьев ведомой шестерни конической пары с круговым зубом главной передачи автомобиля определяется по зависимости
Угол наклона винтовой линии зуба простых конических зубчатых колес с круговым зубом одинаков для ведущей шестерни и для ведомого зубчатого колеса и может быть принят по рекомендациям таблицы 2.
Таблица 2 – Рекомендуемые углы наклона винтовой линии зуба в конической передаче с круговым зубом.
|
z1 |
5 |
6 |
7 и более |
|
42…45 |
40…42 |
35…40 |
При выборе значения угла следует учитывать, что с увеличением угла возрастают нагрузки на опоры и валы передачи.
Внешнее конусное расстояние конических зубчатых колес с круговым зубом определяется по формуле 14.
(14)
Ширина зубчатого венца конических зубчатых колес с круговым зубом определяется по формуле 15.
(15)
Среднее конусное расстояние конических зубчатых колес с круговым зубом определяется по формуле 16.
(16)
Средний расчетный нормальный модуль зацепления конических зубчатых колес с круговым зубом может быть определен с точностью до трех знаков после запятой по формуле 17.
(17)
Средний делительный диаметр конических колес с круговым зубом
Внешний делительный диаметр конических колес с круговым зубом
Углы делительных конусов конических зубчатых колес определяются по ранее приведенным формулам 12.
Все рассчитанные выше геометрические параметры конических передач с круговым зубом определяют внешние размеры конических зубчатых колес и приведены на рисунке 3, иллюстрирующем зацепление конических зубчатых колес с круговым зубом. Зацепление конических зубчатых колес в гипоидной передаче будет отличаться от рисунка 3 только несовпадением вершин образующих конусов ведущей шестерни и ведомого зубчатого колеса.
Для оценки плавности работы конической передачи с круговым зубом следует подсчитать коэффициент осевого перекрытия . Для простой конической передачи с круговым зубом коэффициент осевого перекрытия определяется по формуле 19.
(19)
При не обеспечении рекомендуемых значений следует увеличить угол наклона винтовой линии кругового зуба .
Конические пары зубчатых колес главных передач автомобилей (включая гипоидные) для достижения равного сопротивления усталости зубьев шестерни и колеса, а так же для обеспечения умеренных величин скольжения профилей зубьев в крайних точках зацепления выполняют с высотной коррекцией. Как правило, коэффициенты смещения исходного контура зубьев шестерни и колеса выбирают равными по величине, но противоположными по знаку (равносмещенная передача).
Коэффициент смещения исходного контура для зубьев шестерни принимается положительным, для зубьев колеса – отрицательным. Абсолютную величину коэффициента смещения исходного контура зубьев в среднем сечении можно определить по формуле 20.
Рисунок 3 – Геометрические параметры зацепления конических зубчатых колес с круговым зубом.
(20)
Для гипоидных передач в качестве следует принимать .
Подсчитанные коэффициенты смещения исходного контура для шестерни и для колеса со своими знаками должны быть записаны отдельно.
Размеры элементов зубьев шестерни и колеса конической передачи с круговым зубом, включая гипоидную передачу, рассчитываются по ниже приведенной методике.
Высота головки зуба в среднем сечении, мм;
;
Высота ножки зуба в среднем сечении, мм;
;
Угол ножки зуба, град.;
;
Угол головки зуба, град.;
;
Угол конуса вершин, град.;
;
Угол конуса впадин, град.;
;
Внешняя высота головки зуба, мм;
;
где , - увеличение высоты головки зуба при переходе от расчетного сечения на внешний торец, мм;
;
Внешняя высота ножки зуба, мм;
;
где , - увеличение высоты ножки зуба при переходе от расчетного сечения на внешний торец, мм;
;
Внешняя высота зуба, мм;
;
Внешний диаметр вершин зубьев, мм;
;
Внешний диаметр впадин зубьев, мм;
;
Рассчитываемые геометрические параметры зубьев конических зубчатых колес показаны на рисунке 4.
Эти параметры зацепления конических зубчатых колес с круговым зубом позволяют выполнить эскизную компоновку конической пары проектируемой главной передачи.
Рисунок 4 –Геометрические параметры зубьев конических зубчатых колес.
3.3 Расчет цилиндрической передачи редуктора
В двойных неразнесенных главных передачах вторая ступень, цилиндрическая передача, выполняется либо прямозубой, либо косозубой. Большую плавность и бесшумность работы передачи обеспечивают косозубые зубчатые колеса. В курсовом проекте при разработке двойных неразнесенных главных передач вторую ступень редуктора следует принимать цилиндрической косозубой.
У косозубых зубчатых колес главных передач угол наклона зуба принимается равным 16…20º. Межосевое расстояние цилиндрической зубчатой передачи редуктора ведущего моста определяется по эмпирической зависимости
, мм
где - вращающий момент на ведущей конической шестерне главной передачи, Нм; (см. п.3.2).
Сумма чисел зубьев цилиндрических зубчатых колес двойных неразнесенных главных передач, как правило, изменяется в интервале zΣ =58…78, а исходный контур зубчатых колес принимается по ГОСТ13775-68.
Ширина венца ведомого зубчатого колеса в выполненных конструкциях цилиндрической пары главной передачи составляет
, мм
По приведенным рекомендациям следует выбрать угол наклона зубьев цилиндрических зубчатых колес βц, суммарное число зубьев zΣ, ширину венца ведомого зубчатого колеса bц, подсчитать и выбрать межосевое расстояние цилиндрической передачи А. Выбранные параметры и передаточное число цилиндрической пары зубчатых колес uoц будут исходными данными для проектировочного расчета цилиндрической передачи редуктора ведущего моста проектируемого автомобиля.
Правильность выбора исходных данных следует проверить по величине коэффициента осевого перекрытия , подсчитываемого по формуле 21.
(21)
где - нормальный модуль зубчатого зацепления цилиндрических колес, мм; определяется по формуле 22.
(22)
Полученное значение нормального модуля следует округлить до ближайшего стандартного значения из ряда: 2; (2,25); 2,5; (2,75), 3; (3,25); 3,5;(3,75);4;4,5;5;5,5; 6 и
т.д.; и уточнить значение угла наклона зубьев цилиндрических колес по формуле
При не выполнении условия 21 следует пересмотреть исходные данные проектировочного расчета и выбрать другие значения параметров из рекомендованных.
Число зубьев ведущей шестерни цилиндрической передачи определяется по формуле 23.
(23)
где - передаточное число цилиндрической пары зубчатых колес двойной
главной передачи автомобиля, (см. п.3.1).
Число зубьев ведомого зубчатого колеса определится из выражения
По принятому числу зубьев следует уточнить передаточное число передачи
Ведущую шестерню передачи следует проверить на необходимость коррегирования, используя номограмму на рисунке 5.
Рисунок 5 – Номограмма для определения минимального коэффициента
смещения исходного контура зуба
Если минимальный коэффициент смещения исходного контура зубьев шестерни при принятом числе зубьев и угле наклона зубьев отрицателен, то коррегирования не требуется, если – положителен, то шестерню следует изготавливать со смещением исходного контура. При этом коэффициент смещения исходного контура шестерни принимается равным минимальному, определенному по номограмме, а ведомого зубчатого колеса - равным минимальному, но отрицательным. Выбранные коэффициенты смещения исходного контура зубьев шестерни и колеса следует записать в настоящем подразделе.
При отсутствии необходимости в коррегировании значения коэффициентов смещения исходного контура равны нулю.
Определив параметры зацепления цилиндрической пары зубчатых колес, следует подсчитать их геометрические размеры по формулам 24, 25, 26.
Делительные диаметры зубчатых колес.
; (24)
Диаметры вершин зубьев
; (25)
Диаметры впадин зубьев
; (26)
Подстановку коэффициентов смещения исходного контура зубьев в вышеприведенные формулы следует производить со своим знаком. Для некоррегированных зубчатых колес .
По полученным геометрическим размерам цилиндрических зубчатых колес можно выполнять эскизную компоновку цилиндрической пары главной передачи.
3.4 Эскизная компоновка
3.4.1 Компоновка одинарной главной передачи и
конструирование дифференциала
Компоновку следует выполнять на листе миллиметровой бумаги формата А2 или А1 предпочтительно в масштабе 1:1.
По рассчитанным в подразделе 3.2 размерам конических зубчатых колес и зубчатых венцов этих колес, пользуясь рисунком 4, в средней части нижней половины листа строится проекция зацепления конических колес на горизонтальную плоскость проекции.
Зацепление простых конических зубчатых колес с круговым зубом следует строить из общей вершины делительных конусов шестерни и колеса. Построение зацепления зубьев конических колес гипоидной передачи следует начинать с построения зубчатого венца ведомого конического колеса. После его вычерчивания начинают построение зубчатого венца конической шестерни гипоидной передачи.
Для этого на образующей делительного конуса зубчатого венца колеса отмечается средняя точка зуба т.1 и от неё откладывается отрезок, равный среднему конусному расстоянию шестерни под углом . При этом противоположная точка отрезка т.2 будет точкой вершины делительного конуса шестерни. Вершина делительного конуса шестерни гипоидной передачи смещена от вершины делительного конуса колеса в продольном и поперечном направлениях. Дальнейшие построения зубчатого венца шестерни осуществляются в обычном порядке из найденной вершины её делительного конуса.
Для построения проекции зацепления на вертикальную плоскость используется верхняя половина листа. Построение ведется обычными методами проецирования. С целью предупреждения чрезмерного затенения проекции зацепления на вертикальную плоскость лишними линиями проецировать следует только линии внешнего контура венца ведомого колеса. Изображение зубчатого венца ведущей шестерни гипоидной передачи переносится на вертикальную плоскость проекции со смещением оси шестерни относительно оси колеса на величину Е.
Дальнейшую компоновку конической пары следует продолжить с конструирования вала ведущей конической шестерни. В связи с относительно не большими размерами шестерни и с высокими требованиями к жесткости соединения, шестерня, как правило, выполняется за одно целое с валом. Переход от зубчатого венца шестерни к валу выполняется в виде упорного буртика внутреннего кольца внутреннего подшипника вала. Ширину упорного буртика следует принимать равной 3÷5 мм, диаметр должен быть примерно равен внутреннему делительному диаметру шестерни.
Буртик является упором для внутреннего кольца подшипника вала, посадочное место для которого - следующая поверхность вала. Диаметр посадочной поверхности внутреннего кольца подшипника должен быть кратен 5, при этом превышение упорного буртика над посадочной поверхностью под подшипник должно составлять 2÷5мм, а длина посадочной поверхности под подшипник - на 1÷3мм больше длины внутреннего кольца подшипника.
В связи с тем, что в зацеплении конических зубчатых колес возникают большие осевые усилия, в качестве подшипников ведущего вала конической передачи применяют конические роликовые подшипники по ГОСТ 27365-87. Для повышения жесткости вала ведущей конической шестерни вал опирается на два подшипника установленных вершинами своих конусов на встречу друг другу. Размеры некоторых конических роликовых подшипников легкой серии диаметров по ГОСТ 27365-87 приведены в приложении А.
На шейку вала, размеры которой определены, устанавливается внутренний подшипник, а на расстоянии примерно равном две ширины этого подшипника – наружный. Подшипники выбираются по посадочному диаметру их внутренних колец. Посадочный диаметр внутреннего кольца наружного подшипника должен быть на 5, 10 мм меньше посадочного диаметра внутреннего кольца внутреннего подшипника . Наружные кольца подшипников должны прижиматься к буртикам, выполненным внутри корпуса, в котором устанавливается ведущий вал. Внутренний диаметр упорных буртиков наружных колец подшипников следует принимать на 4÷10 мм меньше посадочного диаметра наружных колец подшипников и .
Прижатие внутренних и наружных колец подшипников к упорным буртикам вала и корпуса должно осуществляться прорезной гайкой, навинчиваемой на резьбовой хвостовик вала конической шестерни, через фланцевую шлицевую втулку. Длину шлицевой части вала следует принять равной 1,5 внутреннего диаметра шлицев. Размеры прямобочных шлицев по ГОСТ1139-80 и прорезных гаек по ГОСТ5918-73 приведены в приложении Б. При эскизной компоновке наружные диаметры шлицев и резьбы под гайку принимаются конструктивно.
Подшипники ведущего вала редуктора ведущего моста чаще всего смазываются маслом, залитым в картер редуктора. Для предотвращения утечек масла из корпуса вала ведущей шестерни выходной конец вала должен быть уплотнен манжетой по ГОСТ8752 – 79. Размеры манжет приведены в приложении В. Так как задний конец вала закрыт фланцевой шлицевой втулкой, то на её наружной поверхности выполняется «чистая» шейка диаметром для манжетного уплотнения. Манжета запрессовывается в соответствующее гнездо корпуса вала диаметром и защищается от попадания грязи защитной шайбой. Диаметр «чистой» шейки фланцевой шлицевой втулки выбирается по уплотняемому диаметру манжеты, длина шейки – конструктивно. Используя приведенную информацию и приведенные в приложении размеры стандартных деталей, следует сконструировать узел вала ведущей шестерни редуктора. Пример выполненного этапа эскизной компоновки приведен на рисунке 6.
Следующим этапом эскизной компоновки одинарной главной передачи является этап конструирования опор ведомой шестерни и механизма дифференциала. Этот этап следует выполнять на горизонтальной проекции зацепления. Ведомое коническое колесо одинарной главной передачи устанавливается не на вал а закрепляется на корпусе механизма дифференциала. Для крепления ведомой шестерни к корпусу дифференциала корпус имеет фланец и, прилегающую к фланцу, наружную цилиндрическую поверхность, используемую для центрирования зубчатого колеса относительно корпуса. Крепление ведомого колеса к фланцу производится специальными болтами, устанавливаемыми в отверстия фланца без зазора, с резьбой М8 ÷ М12.
В одинарных главных передачах, как правило, применяют болты с резьбой М8. Оси болтов равномерно располагают на окружности максимально возможного диаметра . В проекте рекомендуется располагать болты на окружности, диаметр которой равен внутреннему диаметру впадин зубьев ведомого колеса главной передачи и который легко определяется по графическому изображению зацепления. Размеры болтов для крепления ведомого колеса к фланцу корпуса приведены в приложении В. При использовании болтов с резьбой М8, минимальная толщина диска ведомого конического колеса составит 18мм, толщина фланца корпуса механизма дифференциала – 12мм. Диаметр фланца определяется по зависимости
где - диаметр окружности расположения болтов; см. компоновку;
- диаметр отверстий во фланце для установки «беззазорных» болтов; см. приложение В.
Диаметр цилиндрической поверхности корпуса для центрирования ведомого конического колеса определяется по аналогичной зависимости
Корпус механизма дифференциала представляет собой отливку полого тела вращения с толщиной стенок не менее 8÷10мм и местными утолщениями (бобышками) в местах сопряжения с деталями механизма дифференциала. Поэтому конструирование корпуса дифференциала следует продолжить с вычерчивания его стенок. Внешний диаметр стенки корпуса следует принять на 6÷10 мм меньше диаметра центрирующей поверхности . В месте пересечения стенки с осью вала ведущей конической шестерни в стенке корпуса необходимо предусмотреть бобышки для шипов крестовины сателлитов дифференциала. Диаметр шипов крестовины сателлитов следует принять равным 4-ем средним нормальным модулям зубьев конических зубчатых колес (4), толщину бобышки корпуса в среднем сечении – 0,75.
Внутренняя поверхность бобышки оси сателлитов дифференциала должна быть выполнена в виде сферы с центром в точке пересечения оси ведущей шестерни с осью ведомого колеса главной передачи. Радиус сферической поверхности бобышки для оси сателлитов можно принять за внешнее конусное расстояние зацепления сателлита с полуосевой шестерней и конструирование механизма дифференциала вести на основе этого параметра.
Рисунок 6 – Компоновка зубчатого зацепления и ведущего вала гипоидной пары одинарной главной передачи.
В выполненных конструкциях дифференциалов число зубьев сателлитов составляет 10÷11, а полуосевых шестерен - 14÷22, причем нижние границы рекомендуемых диапазонов относятся к легковым автомобилям, а верхние к грузовым. При выборе числа зубьев полуосевых шестерен следует учитывать условие сборки дифференциала заключающееся в выполнении равенства
где - число сателлитов; - целое число.
При 2-ух сателлитах, что обычно наблюдается у легковых автомобилей, число зубьев полуосевой шестерни может быть любым.
Разработчику следует выбрать числа зубьев для сателлитов , полуосевых шестерен и определить угол делительных конусов сателлитов и полуосевых шестерен по формулам
Один из углов, например , следует построить из точки пересечения осей зубчатых колес главной передачи до пересечения со сферической поверхностью бобышки под ось сателлитов. Полученный отрезок будет являться образующей делительного конуса длиной зацепления сателлит – полуосевая шестерня. Дальнейшие построения зацепления одного из сателлитов с полуосевой шестерней необходимо проводить в следующем порядке:
1. Определить внешний модуль зацепления, подсчитать среднее конусное расстояние, ширину зуба и отложить подсчитанные параметры на образующей делительного конуса пользуясь формулами:
2. Рассчитать средний модуль зацепления.
3. Перпендикулярно образующей делительного конуса сателлита из точки, соответствующей среднему конусному расстоянию отложить высоту головки и ножки зубьев сателлита и полуосевой шестерни, используя соотношения
,
4. Из точки пересечения осей зубчатых колес главной передачи через точки высот головок и ножек зубьев в среднем сечении провести образующие конуса вершин и конуса впадин зубьев и обвести полученные контуры зубьев основной линией.
Для построения контура полуосевой шестерни дифференциала необходимо определить диаметр шлицев в ступице полуосевой шестерни. Внутренний диаметр шлицев в полуосевой шестерне следует подсчитать по формуле 27
(27)
где - максимальный вращающий момент на полуоси автомобиля, Нм; принимается равным меньшему из двух моментов:
где - коэффициент сцепления шин с дорогой; =0,6÷0,8;
- коэффициент перераспределения нормальных реакций автомобиля,
=1,2
Остальные параметры, входящие в формулы см. в тексте записки.
По рассчитанному внутреннему диаметру шлицев, пользуясь приложением Б, подбирают шлицы стандартных размеров и наносят линии, соответствующие внутреннему и наружному диаметру шлицев на контуре полуосевой шестерни. Длину шлицевого отверстия в ступице полуосевой шестерни следует принять равным 1,5 внутренних диаметра шлицев , наружный диаметр ступицы на 6 размеров высоты шлица больше наружного диаметра шлицев . Размер до упорной торцевой поверхности полуосевой шестерни определяют, продолжив линию затылочной части зуба полуосевой шестерни на величину модуля .
Определившись с конструкцией механизма дифференциала необходимо до конца сформировать корпус механизма дифференциала. При числе сателлитов 2 корпус дифференциала выполняется неразъёмным, но в нем предусматриваются окна для сборки механизма. При числе сателлитов большем чем 2, корпус должен быть разъёмным. При решении вопроса о числе сателлитов в механизме дифференциала необходимо руководствоваться их числом в редукторе автомобиля-прототипа.
Выбор подшипников корпуса дифференциала следует производить по приложению А, предусмотрев на шейках корпуса посадочные поверхности под подшипники диаметром кратным 5 с упорным буртиком под внутреннее кольцо высотой 2÷5мм. Подшипники должны располагаться как можно ближе к основной части корпуса дифференциала вершинами конусов наружу и иметь запас на возможное перемещение в корпусе к оси редуктора до 3мм при выполнении регулировок зацепления конической пары главной передачи. Для выполнения регулировок подшипник должен удерживаться в корпусе редуктора с помощью специальных гаек с наружной мелкой резьбой , выбираемой из ряда стандартных резьб 72х2, 76х2, 80х2, 85х2, 90х2, 95х2, 100х2, 105х2, 110х2, 115х2 и т.д. Подшипник устанавливается, как правило, в разъёмном гнезде, состоящем из двух половин, одна из которых выполнена в картере редуктора ведущего моста, другая в крышке гнезда подшипника. Указанная резьба нарезается одновременно в двух деталях. Для предотвращения от самопроизвольного отвинчивания регулировочных гаек, каждая из них стопорится стопорной планкой.
Описанный подшипниковый узел должен конструироваться по аналогии с подобным узлом автомобиля-прототипа. Пример выполнения второго этапа эскизной компоновки редуктора ведущего моста автомобиля приведен на рисунке 7.
При написании пояснительной записки подраздел «Компоновка одинарной главной передачи и конструирование дифференциала» должен быть в обязательном порядке представлен в ней. В подразделе необходимо дать краткое описание процесса компоновки, привести характеристики выбранных подшипников, размеры «беззазорных» болтов, манжет и привести необходимые расчеты.
Рисунок 7 – Компоновка механизма дифференциала и опор корпуса дифференциала одинарной главной передачи.
PAGE 15