Улучшение эксплуатационно-технических показателей легкового автомобиля малого класса ВАЗ-2110

 

Главным размерным параметром является межосевое расстояние аw, 

 

аw = kа

 

где kа – коэффициент, для проектируемого автомобиля принимается 8,9;

      Мкп – крутящий момент на "выходе" из коробки;

 

Мкп= Memax* Uкп1

 

Мкп=179,06*3,64=651,78  Н*м

 

аw=

=77,15 мм

 

Принимаем стандартное межосевое расстояние  аw=80 мм

 

Продольный осевой размер коробки передач.

lкп =(2,7…3,4) аw

lкп = 3*80 = 240 мм

 

 

Ширина зубчатых венцов.

При предварительном расчете принимается:

bi=(0,19…0,23) аw

bi= 0,20*80 = 16 мм

 

Ширина обоймы подшипника.

bп=(0,20…0,25) аw

bп= 0,25*80 = 20 мм

 

Осевой размер синхронизатора.

Сс=(0,40…0,55) аw

Сс= 0,40*80 = 32 мм

 

 

Определение чисел зубьев зубчатых колес.

 

Исходный контур и размерный ряд применяемых модулей зубчатых колес определяем, выбираем в соответствии с требованиями ОСТ 37.001.222-80 и ОСТ 37.001.223-80.

Суммарное число зубьев кинематической пары с косыми зубьями:

 

Z Σ= 2* аw*cos β / mn

где β – угол наклона зубьев, предварительно                             200

mn – нормальный модуль,                                                   3 мм

 

Z Σ= 2*80*0,951/3 = 50,72

Принимаем суммарное число зубьев Z Σ= 51

 

Числа зубьев каждого из зубчатых колес определяются исходя из передаточных чисел передач, полученных в тяговом расчете, и суммарного числа зубьев кинематической пары.

 

UI  - передаточное отношение в коробке передач на 1-ой передаче,   3,64;

UII - передаточное отношение в коробке передач на 2-ой передаче,   1,95;

UIII - передаточное отношение в коробке передач на 3-ей передаче,    1,36;

UIV - передаточное отношение в коробке передач на 4-ой передаче,  0,941;

UV - передаточное отношение в коробке передач на 5-ой передаче,  0,784;

 

Z1.1 = 11 - количество зубьев ведущей шестерни 1-ой передачи;

Z1.2 = 40 – количество зубьев ведомой шестерни 1-ой передачи;

 

Z2.1 = 18 - количество зубьев ведущей шестерни 2-ой передачи;

Z2.2 = 32 – количество зубьев ведомой шестерни 2-ой передачи;

 

Z3.1 = 22 - количество зубьев ведущей шестерни 3-ей передачи;

Z3.2 = 29 – количество зубьев ведомой шестерни 3-ей передачи;

 

Z4.1 = 26 - количество зубьев ведущей шестерни 4-ой передачи;

Z4.2 = 25 – количество зубьев ведомой шестерни 4-ой передачи;

 

Z5.1 = 29 - количество зубьев ведущей шестерни 5-ой передачи;

Z5.2 = 22 – количество зубьев ведомой шестерни 5-ой передачи.

 

Делительный диаметр шестерен.

 

di = mn* Z i / cos β

 

где Z i - количество зубьев шестерни

 

d1.1 = 3*11/0,951= 37,40 мм                d1.2 =3*40/0,951 = 126,18 мм

d2.1 = 3*18/0,951= 56,78 мм                d2.2 =3*32/0,951 = 100,95 мм

d3.1 = 3*22/0,951= 69,40 мм                d3.2 =3*29/0,951 = 91,48 мм

d4.1 = 3*26/0,951= 82,02 мм                d4.2 =3*25/0,951 = 78,86 мм

d5.1 = 3*29/0,951= 91,48 мм                d5.2 =3*22/0,951 = 69,40 мм

 

 

2.2.2. Расчет зубчатых колес.

 

         Определение сил, действующих в  зубчатых зацеплениях. Эти силы  можно разложить на три составляющие:

 

- окружную силу  

 

- осевую силу 

 

- радиальную силу 

где:

Z - количество зубьев зубчатого колеса;

Mр - крутящий момент приложенный к первичному валу      179,06 Н*м;

 β - угол наклона линии зуба                                                                    200.

mt – окружной (торцовый) модуль для косозубых колес:

mt = mn/ cos β

mt = 3/0,951 = 3,15 мм

 

      Определяем окружную, радиальную, осевую силы для первой передачи:

 

Расчет зубьев на выносливость.

 

Расчет зубьев производят на выносливость (усталость) при длительном воздействии циклических нагрузок и на прочность при однократном воздействии максимальной нагрузки.

 

Контактные усталостные напряжения:

 

σну =

 

где ZЕ – коэффициент, учитывающий механические свойства сопряженных колес,                                      для стали 1900,5 МПа;

       ZН - коэффициент, учитывающий форму сопряженных

поверхностей,                                                                                  2;

        Zε - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий,                                                                                            0,8;

       КНα - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями,                                              для косозубых передач  1,05;

КНβ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения              нагрузки по длине контактных линий,                                       1,1;

КНV - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении,                                                                                 1,06.

σну1 =

                    

Усталостные напряжения изгиба:

σF = 

где УFS - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений,                                                                                  3,9;

       Уε - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев                       3,6.

 

      σF1У = 

Сравнивая полученные значения σF и σну с допускаемыми, делаем вывод, что условия усталостной прочности выполняется. Допускаемые напряжения изгиба по опыту выполненных конструкций σF = 700-800 МПа, σну = 1000-1200 МПа. При этом, большие значения соответствуют зубчатым парам низших передач.

2.2.3. Расчет валов.

 

Предварительное определение размеров вала.

 

Диаметр первичного вала:

 

dв = 0,45* аw

dв = 0,45* 80 = 36 мм

 

Соотношение dв/lв предварительно принимается:

 

dв/lв = 0,20

Отсюда длина первичного вала:

36/ lв = 0,20 → lв = 180 мм

 

 

Расчет валов на прочность.

 

Валы коробки передач изготавливаем из стали той же марки, что и зубчатые колеса сталь 35х ГОСТ 4543-Т1, и рассчитываем на прочность. Прочность валов коробки передач проверяем при совместимом действии изгиба и кручения. Определяем соответствующие опорных реакций и соответствующим им изгибающие моменты в вертикальной и горизонтальной плоскости.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рисунок 1.10 - Расчетная схема вала для первой передачи.

 

Определяем нагрузки на опоры вала в горизонтальной плоскости:

 

 

где:

для первой передачи:   l = 180 мм, l1 = 18 мм,   l2 = 162 мм.

 

 

 

Определяем нагрузки на опоры вала в вертикальной плоскости:

 

 

 

В результате:

 

 

Суммарный изгибающий момент:

 

 

Напряжение от изгиба:

σF1 =

где Wи – момент сопротивления вала при изгибе:

где dв – диаметр сечения вала             36мм;

σF1 =

 

 

Результирующий момент:

 

 

Упрощенно оцениваем прочность вала по результирующим напряжениям от изгиба и кручения:

σРЕЗ =

σРЕЗ =

 

В выполненных конструкциях на низших передачах σРЕЗ ≤ 400 МПа.

 

Напряжение кручения:

τ  =

где Wк – момент сопротивления кручению:

τ  = 

 

Крутильная жесткость вала:

θ=

где θ – угол закручивания вала на длине одного погонного метра при  воздействии момента Мр;

        lв – длина вала                                                                                       180 мм;

       Jр – момент инерции сечения:

 

 

θ=

 

 

 

 

 

 

 

Расчет шлицев вала на смятие:

Напряжение смятия:

σн к = σсм =

 

где  Zш – число шлицев,                                                                          10;

        lш – длина рабочей части шлицев, мм                                            50;          

        Dн – наружный диаметр шлицев, мм                                             48;

        Dвн – внутренний диаметр шлицев, мм                                          44.

σн к = σсм =

Допускаемое напряжение смятия для подвижных шлицевых соединений: 

σсм р  = 70 - 100 МПа.

 

2.2.4. Расчет подшипников первичного вала.

 

В качестве подшипника левой опоры первичного вала предварительно принимаем радиальный однорядный шарикоподшипник со стопорной канавкой на наружном колесе типа 50305А1Е для этого подшипника: С = 22500 Н; Со = 11400 Н; n = 14000 об/мин.

Подшипником правой опоры является радиальный роликоподшипник с короткими цилиндрическими роликами легкой серии типа 42205АМ для этого подшипника: С = 28600 Н;  Со = 15200 Н; n = 15000 об/мин.

 

Для того, чтобы найти долговечность в часах, находим среднюю скорость автомобиля:

Va cp = 0,6*Va max

 

где Va max – максимальная скорость движения автомобиля, км/ч             169.

Va cp = 0,6*169 = 101.4 км/ч

 

Долговечность в часах:

где  S – пробег до капитального ремонта, км                                        150000.

 

Частота вращения вала коробки передач на каждой передаче:

где  nen – номинальная частота вращения вала двигателя, об/мин         6000;

        ui – передаточное число на передаче;

 

Число циклов нагружения валов на каждой передаче за весь период работы:

 

где  Lhi  - долговечность в часах,                                                                1428,57;                   

        ni -  частота вращения вала на каждой передаче, об/мин.

 

 

Долговечность за весь период работы на всех передачах:

 

 

 

Эквивалентная динамическая нагрузка:

 

 

где   kV – коэффициент, учитывающий скорость вращения,                       1,0;

         kБ – коэффициент безопасности,                                                            1,4;

         kТ – коэффициент температурный,                                                         1,2.

 

 

 

 

 

 

Эквивалентная динамическая нагрузка с учетом доли работы коробки передач для каждого подшипника:

где  kт – коэффициент использования момента,                                          0,6;

       т – коэффициент, для шарикоподшипников:                                          3;

                                       для роликоподшипников:                                      3,33.

 

 

Динамическая грузоподъемность:

 

Для роликового подшипника первичного вала:

 

Для шарикового подшипника первичного вала:

 

 

 

 

2.3 Разработка  структуры системы управления  автомобилем.

Рассмотрим схему системы управления двигателем

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Схема системы управления двигателем. 1 - реле зажигания; 2 - выключатель зажигания; 3 - аккумуляторная батарея; 4 - нейтрализатор; 5 - датчик концентрации кислорода; 6 - адсорбер с электромагнитным клапаном; 7 - воздушный фильтр; 8 - датчик массового расхода воздуха; 9 - регулятор холостого хода; 10 - датчик положения дроссельной заслонки; 11 - дроссельный узел; 12 - колодка диагностики; 13 - тахометр; 14 - спидометр; 15 - контрольная лампа "CHECK ENGINE"; 16 - блок управления иммобилайзером; 17- модуль зажигания; 18 - форсунка; 19 - регулятор давления топлива; 20 - датчик фаз; 21 - датчик температуры охлаждающей жидкости; 22 - свеча зажигания; 23 - датчик положения коленчатого вала; 24 - датчик детонации; 25 - топливный фильтр; 26 - контроллер; 27 - реле включения вентилятора; 28 - электровентилятор системы охлаждения; 29 - реле включения электробензонасоса; 30 - топливный бак; 31 - электробензонасос с датчиком указателя уровня топлива; 32 - сепаратор паров бензина; 33 - гравитационный клапан; 34 - предохранительный клапан; 35 - датчик скорости; 36 - двухходовой клапан.