13.Выбор параметров фрикционного гасителя крутильных колебаний

14.Выбор конструктивной схемы и методика расчета основных параметров механической коробки передач

15.Области применения и особенности расчета подвесок со связанными рычагами

Подвеска со связанными рычагами представляет собой ось, которая является полузависимой подвеской. Подвеска имеет жесткие продольные рычаги, соединенные друг с другом жестким упругим торсионом. Такая конструкция в принципе заставляет рычаги колеботься синхронно друг с другом, но за счет закручивания торсиона дает им некоторую степень независимости. Этот тип можно условно считать полузависимым. В этом виде подвеска применяется на модели "Фольксваген - Гольф". Вообще она имеет достаточно много разновидностей конструкции и очень широко используется для задней оси переднеприводных автомобилей.

16.Выбор типа и проектирование привода сцепления

17.Прочностной расчет карданных передач

Расчет на прочность деталей карданной передачи

Короткие валы (L/D ≤ 10) рассчитываются только на простой вид нагружения – кручение. Длинные валы считают еще и на критическую частоту n_кр.

Крестовины по основанию шипа рассчитываются на срез и на изгиб (рис. 14).

Рис. 14. Схема нагружения крестовины

, (7) где: , (8)

М_еmax – максимальный момент двигателя,

и_кп,и_рк– передаточные числа коробки передач на низшей передаче и передаточное число низшей передачи раздаточной коробки соответственно,

S– площадь опасного сечения, м².

. (9)

Вилка (рис. 15) считается на изгиб и кручение одновременно (сложнонапряженное состояние):

1. Рис. 15. Схема нагружения вилки шарнира

2. ( 10)

3. (11)

4. (12)

5. Максимальные рабочие напряжения не должны превышать значения:

6. 

18. Расчет межосевого расстояния коробки передач

Определение межосевого расстояния. Для трехвальных коробок передач межосевое расстояние (мм) приближенно можно определить по формуле, выведенной по статистическим данным существующих коробок передач, когда

где Т_етах — максимальный крутящий момент двигателя, Н м; а = 14,5-^16,0 для легковых автомобилей; а = 17,0-^19,5 для грузо­вых автомобилей.

Минимально допустимое межосевое расстояние определяется из условий обеспечения необходимой контактной прочности зуба. В основу расчета положена зависимость Герца—Беляева для наибольших нормальных напряжений в зоне контакта, возникающих при сжатии двух цилиндров:

где q„ — удельная нагрузка по нормали к профилю; р — коэффи­циент Пуассона; для стальных зубчатых колес р = 0,3; Е = = 2E₁E_t/(E₁ + Е₂) — приведенный модуль упругости пары; Е_л и Е_а — модули упругости зубчатых колес; р — приведенный радиус кривизны, причем

здесь Pi и р₂ — радиусы кривизны рассчитываемых шестерен; знак плюс — для внешнего контакта, знак минус — для внутреннего.

Расчеты зубчатых передач проводят в соответствии с ГОСТ 21354—75*. Расчетная удельная нагрузка по нормали к про­филю

Суммарная длина контактной линии в процессе зацепления из­меняется. Наименьшая длина

где k_z — коэффициент изменения суммарной длины контактной линии; е_а — коэффициент торцового перекрытия; Ь_а — рабочая ширина зубчатого венца; р_ь — угол наклона зуба на основном ци­линдре.

Для косозубых передач k_x = 0,9ч-1,0, а коэффициент торцового перекрытия е_а = 1,6.

Нормальная сила на зуб

где а_ш — угол зацепления в торцовом сечении; Т_р — расчетный момент; d_a, — начальный диаметр рассчитываемой шестерни; k_n — коэффициент нагрузки;

здесь k_Ha, kнβ, k_HV — коэффициенты, учитывающие соответственно распределение нагрузки между зубьями, неравномерность распре­деления нагрузки по длине контактной линии, динамическую на­грузку, возникающую в зацеплении.

Порядок нахождения этих коэффициентов определен ГОСТ 21354—75*.

Таким образом,

Для косозубых передач радиус кривизны

Тогда

то межосевое расстояние

Как было указано в гл. 2, в качестве расчетной величины прини­мают меньший из двух моментов (максимальный момент двигателя Т_е щах, приложенный к первичному валу или момент по сцеплению ведущих колес с дорогой, приведенный к оси коленчатого вала). Принятие таких моментов в качестве расчетных, превышающих средние значения и действующих в реальных условиях эксплуата­ции, вызывает необходимость введения не действительных, а экви­валентных циклов нагружения. Эквивалентное число циклов нагру­жения при принятом расчетном моменте

(55)

где Т„ — время работы на соответствующей передаче, ч; п_р — рас­четная частота вращения, равная половине частоты вращения при максимальной мощности двигателя; k_n-„ — коэффициент пробега, характеризующий отношение долговечности детали при расчетном моменте Т_р и действительном нагрузочном режиме.

Значения коэффициентов продолжительности работы автомобиля на разных передачах приведены в табл. 7. Эквивалентное число цик­лов учитывается при определении допускаемого напряжения

где N₀ — базовое число циклов.

Для зубчатых колес с твердостью поверхности И 5=- HRC 56 N_n — = 12-10⁷ циклов.

В соответствии с ГОСТ 21354—75* допускаемые напряжения для стали марок 18ХГТ, 20ХНЗА, ЗОХГТ, 15ХГН2ТА с цементацией рекомендуется выбирать по соотношению

При этом твердость поверхности HRC 57—63, а твердость сердце­вины HRC 32—45,

Проверка на статическую контактную прочность а_н._пик произ­водится по максимальной нагрузке Т_тт:

Где, _н — контактное напряжение при расчетном моменте Т_р

н.ст. — допускаемое контактное напряжение по условиям стати­ческой прочности.