Расчет моста автомобиля КамАЗ-4310

Содержание

1. Устройство. Описание конструкции

2. Выбор расчетной схемы

3. Определение нагрузок

4. Расчет деталей моста

4.1. Расчет зубчатой передачи

4.2. Расчет валов

4.3. Подбор подшипников

5. Проверочный расчет

5.1. Проверочный расчет зубчатой передачи

5.2. Проверочный расчет валов

5.3. Проверочный расчет подшипников

Литература

1. Устройство. Описание конструкции

Крутящий момент к главным передачам ведущих мостов передается через межосевой дифференциал, установленный в среднем мосту. Картеры мостов сварены из стальных штампованных балок, к которым приварены крышки картеров, фланцы для крепления главных передачи суппортов тормозных механизмов, цапфы ступиц колес, кронштейны для крепления реактивных тяг и опоры рессор.

На картерах мостов автомобилей-самосвалов КАМАЗ-4310 приварены установочные пластины для крепления опоры рессор.

Главная передача – двухступенчатая. Первая ступень состоит из пары конических шестерен со спиральными зубьями, вторая из пары цилиндрических шестерен с косыми зубьями. Для обеспечения оптимальных тягово-динамических характеристик в зависимости от назначения автомобиля конструкцией мостов предусматриваются четыре варианта передаточных чисел главной передачи: 7,22; 6,53; 5,94; 5,43.

Передаточные числа 7,22 и 6,53 характерны для автомобилей, работающих в составе автопоезда, и седельных тягачей, а передаточные числа 5,94 и 5,43 – для одиночных автомобилей. Изменение передаточного числа главной передачи достигается установкой различных пар цилиндрических шестерен.

Ведущие конические шестерни среднего и заднего мостов отличаются хвостовиками. Ведомые конические шестерни одинаковы.

Ведущая коническая шестерня главной передачи установлена на шлицах ведущего вала. Ведомая коническая шестерня расположена на валу ведущей цилиндрической шестерни и передает ему вращение через прямоугольную шпонку. Ведущая цилиндрическая шестерня выполнена как одно целое с валом. К зубчатому венцу ведомой цилиндрической шестерни болтами прикреплены чашки колесного дифференциала.

В чашках установлены две конические полуосевые шестерни, находящиеся в зацеплении с четырьмя сидящими на шипах крестовины дифференциала сателлитами. В них запрессованы бронзовые втулки. Под торцы полуосевых шестерен и сателлитов подложены опорные шайбы. В шлицевые отверстия конических шестерен входят шлицы полуосей, фланцы которых прикреплены гайками к шпилькам ступиц колес.

Дифференциал в сборе с киническими подшипниками размещен в гнездах картера главной передачи. После монтажа дифференциала на наружные обоймы подшипников устанавливают крышки и крепят их болтами. Предварительный натяг подшипников осуществляют упорными гайками, ввернутыми в гнезда подшипников. Этими же гайками регулируют положение ведомой цилиндрической шестерни относительно ведущей. Ведущий вал вращается в двух конических роликоподшипниках, размещенных на хвостовике ведущей конической шестерни, и в одном цилиндрическом роликоподшипнике, находящемся в гнезде картера главной передачи. Наружный конический подшипник находится в стакане. Попаданию грязи и пыли в передний подшипниковый узел и вытеканию смазки из него препятствует крышка с двухкромочным сальником. Задний цилиндрический подшипник закрыт глухой крышкой с прокладкой.

Вал ведущей цилиндрической шестерни вращается в двух конических роликоподшипниках и в одном цилиндрическом, размещенном в гнезде картера главной передачи. Наружные обоймы конических подшипников установлены в стакане. Подшипниковый узел защищен от попадания грязи и пыли глухой крышкой с прокладкой.

Предварительный натяг подшипников конической пары обеспечивают подбором толщины пакета шайб, находящихся между внутренними обоймами конических подшипников. Зацепление (пятно контакта) конических шестерен регулируют подбором толщины пакетов регулировочных прокладок, помещенными под фланцами стаканов конических подшипников. Для смазки подшипниковых узлов в картере главной передачи имеются маслосборники, из которых масло по сверлениям в стенках картера поступает к подшипникам.

Для равномерного распределения крутящего момента между ведущими мостами в трансмиссию автомобиля введен симметричный межосевой дифференциал.

Межосевой дифференциал.

Межосевой дифференциал с механизмом блокировки собран в отдельном картере, прикрепленном болтами к фланцу стакана подшипников ведущей конической шестерни, и состоит из передней и задней чашек, внутри которых установлены конические шестерни приводов заднего и среднего мостов. Чашки обрабатывают совместно, поэтому при сборке их нужно ставить так, чтобы совпадали места клеймения комплекта, выбитые на торце отверстия под шип крестовины. Конические шестерни дифференциала находятся в зацеплении с четырьмя сателлитами, сидящими на шипах крестовины. В чашках и конических шестернях имеются отверстия, для подвода смазки к рабочим поверхностям шестерен. Под торцы конических шестерен и сателлитов подложены опорные шайбы. Чашки дифференциала соединены между собой болтами.

Задний вал и хвостовик ведущее конической шестерни соединены с коническими шестернями межосевого дифференциала шлицевыми соединениями. Задний вал свободно установлен внутри хвостовика ведущей конической шестерни и вращается на двух шарикоподшипниках.

Наружная обойма переднего подшипника запрессована в выточку картера межосевого дифференциала, а во внутренней обойме установлен хвостовик передней крышки дифференциала, внутри которой размещены коническая шестерня и передний торец заднего вала. Задний шарикоподшипник расположен в выточке картера главной передачи среднего моста.

На шлицах хвостовика передней чашки дифференциала и заднего вала имеются фланцы для крепления карданных валов.

Конструкция подшипникового узла ведущей конической шестерни аналогична конструкции узла главной передачи заднего моста, а подшипниковые узлы ведомых конических (ведущих цилиндрических) шестерен обоих мостов одинаковы.

Предварительный натяг подшипников и зацепление в конических шестернях регулируют так же, как и натяг подшипников и зацепление шестерен заднего моста.

Картер главной передачи заднего моста в сборе с колесным дифференциалом и картер и картер главной передачи среднего моста в сборе с колесным и межосевым дифференциалом при установке центрируют посадочным пояском и крепят гайками на шпильках, ввернутых в картер моста.

Полуоси мостов полностью разгружены. На цапфах, приваренных к торцам картеров мотов, гайками, замковыми шайбами и контргайками закреплены ступицы, вращающиеся на двух конических роликоподшипниках. К заднему фланцу ступицы прикреплен шпильками тормозной барабан, а к наружному фланцу гайками, прижимами проставочным кольцом – ободы задних колес.

Для демонтажа в полуосях предусмотрены резьбовые отверстия под болты съемника. Ступицы болтов и детали их крепления взаимозаменяемы.

В верхней части левого кожуха полуоси установлен сапун, сообщающий полость картера моста с атмосферой.

2. Выбор расчетной схемы

В данной курсовой работе рассчитывается мост автомобиля КамАЗ-5511. По данному агрегату производится расчет вала ведомой конической шестерни, зубчатой передачи и двух подшипников. Двигатель: модель 740. Для расчета необходимы следующие технические характеристики:

Т=650 Н*м – крутящий момент при 2600 об/мин;

N=2600 об/мин – обороты двигателя;

Ксц =1,2 – коэффициент сцепления, (1,1…..1,3).

3. Определение нагрузок

Рис. 1. Силы в зацеплении конической передачи.

Рис. 2. Размеры конических колес.

Рис. 3. Расчетная схема вала.

Рис. 4. Определение расчетных осевых нагрузок для подшипников.

4. Расчет деталей коробки передач

4.1 Расчет конической передачи

Исходные данные: Крутящий момент, передаваемый на главную передачу по прямой (пятой) передаче: Т=780 Н*м

(с учетом коэффициента сцепления)

Частота вращения колеса: n=2600 об/мин.

Передаточное число конической передачи: U=1.73

(26 и 15 зубьев);

Срок службы: t=10 л.;

Коэффициент, учитывающий работу деталей за год: кгод =0,4;

Коэффициент, учитывающий работу за сутки: ксут =0,3.

Циклограмма нагружений.

Тmax =1,7Т

Т

0,55Т

0,25Т

T

0,35t 0.35t 0.3t

T

1. Из табл. 3.1. (Соловьев В. Д. Курсовое проектирование деталей машин стр. 39) выбираем материал зубчатых колес:

Сталь 35ХМ ГОСТ 4543-71 с сочетанием термообработок:

Шестерня – закалка 45…50 HRC;

Колесо – улучшение 269…302 НВ, =750 Мпа.

2. Допускаемые напряжения определяем из табл. 3.2. (Соловьев В. Д. Курсовое проектирование деталей машин стр. 40):

Для шестерни :

Для колеса :

3. Срок службы передачи:

T=10*кгод *365*24*ксут

T=10*0,4*365*24*0,3=10512 ч.

4.Число циклов нагружения:

Nк =60nt

Nк =60*2600*10512=16,39*108

6. Эквивалентный крутящий момент:

,

Где -наибольший из длительно действующих на колесе крутящих моментов по циклограмме;

-крутящий момент, соответствующий 1-й ступени циклограммы;

-число циклов напряжений, соответствующее 1-й ступени циклограммы;

-общее число циклов напряжений, соответствующее заданному сроку службы.

7. При несимметрично относительно опор расположения зубчатых колес . Тогда:

7. Из табл. 3.3. (Соловьев В. Д. Курсовое проектирование деталей машин... стр. 42) определяем коэффициент концентрации нагрузки:

8. Расчетное значение допускаемого контактного напряжения:

При этом должно выполняться условие:

Принимаем

9. Диаметр внешней делительной окружности:

;

10. Углы делительного конуса:

;

11. Конусное расстояние:

12. Ширина колес:

13. Число зубьев шестерни определяется по рис 3.5. (Соловьев В. Д. Курсовое проектирование деталей машин стр. 59):

– не отличается от заданного.

14. Внешний торцовой модуль передачи:

15. Основные размеры колес:

Делительные диаметры:

Коэффициенты смещения исходного контура определяются из табл. 3,8 (Соловьев В. Д. Курсовое проектирование деталей машин стр. 61):

Внешние диаметры колес:

Средний диаметр колеса:

16.Силы в зацеплениях:

Окружная сила на внешнем диаметре:

Осевая сила на шестерне:

Радиальная сила на шестерне:

Осевая сила на колесе:

Радиальная сила на колесе:

4.2 Расчет валов

Приняв для расчета только с учетом крутящего момента на валу Т (Н*м) касательное напряжение , наименьший диаметр определяется по формуле:

Внутренние диаметры определяются из табл. 4.1.(Соловьев В. Д. Курсовое проектирование деталей машин стр. 106).

L1 =0.065 м.; l2 =0.215 м.; l3 =0.280 м.

4.3 Подбор подшипников

По табл. 5.3. и 5.5 (Соловьев В. Д. Курсовое проектирование деталей машин стр. 157 и 162) подбираем подшипники:

1. Роликоподшипник, радиальный с короткими цилиндрическими роликами, однорядный.

Средняя узкая серия №2307 ГОСТ 8328-75 , .

2. Роликоподшипник радиально-упорный, конический, однорядный

Средняя широкая серия №7607 ГОСТ 333-79 , .

5. Проверочный расчет

5.1 Проверочный расчет конической передачи

1. Проверочный расчет на выносливость при изгибе.

Эквивалентная окружная сила:

,

Где gF – показатель степени кривой усталости при расчете на изгибную выносливость.

Определяем значение коэффициента :

Определение окружной скорости колеса:

По табл. 3.11 (Соловьев В. Д. Курсовое проектирование деталей машин стр. 66) принимаем 6-ю степень точности, тогда по табл. 3.10 (Соловьев В. Д. Курсовое проектирование деталей машин стр. 64)

Определение эквивалентного числа зубьев:

Из табл. 3.12 (Соловьев В. Д. Курсовое проектирование деталей машин стр. 66) определяем значения коэффициентов и

Напряжения изгиба на зубьях колеса:

Напряжения изгиба в зубьях шестерни:

Вывод: усилия изгибной выносливости выполняется.

2. Проверочный расчет на контактную выносливость.

Из табл. 3.10 (Соловьев В. Д. Курсовое проектирование деталей машин стр. 64) принимаем значение коэффициента

Проверку на контактную выносливость ведут по условию:

Проверка условия наиболее полного использования материала колес:

– отличие действительных контактных напряжений от допускаемых меньше, чем на 10%, что допустимо.

Вывод: условие контактной выносливости выполняется.

3. Проверочный расчет при действии кратковременной максимальной нагрузки.

При выполнении расчета на действие кратковременной максимальной нагрузки проверяют выполнение условий:

По контактным напряжениям:

По напряжениям изгиба:

Вывод: условия прочности при кратковременной перегрузке выполняются.

5.2 Проверочный расчет валов

1. Расчет вала на усталостную прочность.

Исходные данные: Крутящий момент: Т=780 Н*м;

Количество оборотов: n=2600 об/мин;

Окружная сила: Ft =6084 H;

Радиальная сила: Fr =1095 H;

Осевая сила: Fa =1883 Н.

Циклограмма нагружений такая же, как при расчетеконической зубчатой передачи.

1. Принимаем материал вала:

Сталь 40Х ГОСТ 4543-71 НВ>270,

2. Определение реакций опор:

3.Изгибающий момент в опасном сечении:

3. Эквивалентное число циклов нагружения:

,

Где – крутящий момент и соответствующее ему число циклов нагружения на каждой ступени графика нагрузки;

– показатель кривой усталости.

4. Коэффициент нагружения :

Поскольку , то

5. Коэффициенты концентрации напряжений:

,

Где И – эффективные коэффициенты концентрации напряжений

и – коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения вала, опред. из. табл.;

И – коэффициенты влияния поверхностного упрочнения.

7. Осевой и полярный моменты сопротивления:

Осевой и полярный моменты сопротивления для вала d=65 мм. составляют по табл. 4.7 (Соловьев В. Д. Курсовое проектирование деталей машин стр. 126).

Wнетто =22215*109 м3 , WР нетто =48050*109 м3 .

8. Нормальное и касательное напряжение в опасном сечении вала:

9. Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:

,

Где И – пределы выносливости.

10. Коэффициент запаса выносливости:

Условие прочности вала соблюдено.

2. Расчет вала на жесткость.

Исходные данные: а=65 мм.; с=140 мм.; с=75 мм.; d=65 мм; l=205 мм.

1. Осевой момент инерции поперечного сечения:

2. Прогиб в вертикальной плоскости:

От силы Fr :

Где Е – модуль упругости материала вала;

2. Прогиб в горизонтальной плоскости от силы Ft :

3. Суммарный прогиб:

4. Допускаемый прогиб:

Суммарный прогиб меньше допускаемого прогиба.

10.1. Проверочный расчет подшипников.

I. Роликоподшипник, радиальный с короткими цилиндрическими роликами, однорядный.

Средняя узкая серия №2307 ГОСТ 8328-75 , .

II. Роликоподшипник радиально-упорный, конический, однорядный

Средняя широкая серия №7607 ГОСТ 333-79 , .

, , , ,

График нагружений тот же, что и ранее.

1. Коэффициент вращения V=1; коэффициент безопасности ; температурный коэффициент .

2. Находим соотношение И определяем параметр :

Для подшипника I:

Для подшипника II:

3. Осевые составляющие радиальных нагрузок:

Для подшипника I:

Для подшипника II:

4. Расчетная осевая нагрузка:

Для подшипника I:

Для подшипника II:

5. Находим соотношение :

Для подшипника I:

Для подшипника II:

6. Из табл.5.7. (Соловьев В. Д. Курсовое проектирование деталей машин стр. 170) находим коэффициенты радиальной и осевой нагрузок:

Для подшипника I: X=0.45; Y=1.81

Для подшипника II: X=0.45; Y=1.62

7. Эквивалентная динамическая нагрузка:

Для подшипника I:

Для подшипника II:

8. Срок службы подшипников:

9. Долговечность подшипников:

Долговечность на каждой ступени графика:

L1 =1640*0.4=656 млн. об

L2 =1640*0.35=574 млн. об

L3 =1640*0,25=410 млн. об

11. Приведенная динамическая нагрузка:

Для подшипника I:

Для подшипника II:

12. Расчетная динамическая нагрузка:

,

Где р – степенной показатель, для шарикоподшипников р=3, для роликоподшипников р=3,3.

Для подшипника I:

Для подшипника II:

Вывод: подшипники подобраны правильно.

Вывод по работе: расчет не полностью совпадает с реальными размерами деталей.

Литература

1. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие/В. Д. Соловьев; Тул. гос. ун-т. Тула, 1997. 402 с.

2. Иванов М. Н. и Иванов В. Н. Детали машин. Курсовое проектирование. Учебное пособие для машиностроительных вузов. М., “Высшая школа”, 1975. 551 с. с ил.

3. Мартынов Р. А., Трынов В. А., Прокопьев В. С. Автомобили КамАЗ. Эксплуатация и техническое обслуживание автомобилей КамАЗ-5320, КамАЗ-5511 и др. Москва, Изд-во “Недра” 1981,-424 с.


Зараз ви читаєте: Расчет моста автомобиля КамАЗ-4310