Ведущие мосты

6.1. Вопросы, решаемые в ходе выполнения курсового проекта

6.1.1. Назначение, требования, предъявляемые к конструкции, классификация ведущих мостов и особенности рабочих процессов его механизмов.

6.1.2. Обосновать принятую схему ведущего моста (количество шестерен, ступеней, тип дифференциала, полуосей, балки моста), проанализировать основные конструктивные решения и начертить кинематическую схему моста.

6.1.3. Рассчитать главную передачу.

6.1.4. Рассчитать дифференциал.

6.1.5. Рассчитать полуоси и подшипники колес.

6.1.7. Вычертить сборочный чертеж ведущего моста в масштабе 1:1 со всеми необходимыми разрезами и сечениями. На другом листе формата А1 вычертить рабочие чертежи четырех-шести основных деталей (ведущего вала-шестерни, фланца ведущего вала, ведомой шестерни, полуоси, полуосевой шестерни).

6.2. Назначение, требования, предъявляемые к конструкции и

классификация

Ведущие мосты предназначены для осуществления привода к ведущим колесам и передачи сил и моментов на подрессоренную часть через элементы подвески.

Основные составляющие ведущих мостов – главная передача, межколесный дифференциал, полуоси или карданные балки моста.

Назначение главной передачи – постоянное увеличение крутящего момента и передача его через дифференциал и полуоси (карданные передачи) к ведущим колесам.

Назначение межколесного дифференциала – распределение подводимого к нему крутящего момента между полуосями и обеспечение их вращения при движении автомобиля на повороте и по неровной поверхности дороги с разными угловыми скоростями.

Назначение полуосей (карданных передач) – передача крутящего момента от дифференциала на ведущие колеса.

Назначение балки моста – восприятие всех сил, возникающих в зонах контакта, реактивных тягового и тормозного моментов и передача их на подрессоренную часть через элементы подвески, а также надежная защита от проникновения воды, грязи и повреждений механизмов трансмиссии, расположенных в балке.

Ведущий мост должен удовлетворять требованиям:

иметь передаточное число (или числа), соответствующие оптимальным тяговым качествам и топливной экономичности;

осуществлять кинематическую согласованность с направляющим устройством подвески, а в случае управляемого ведущего моста – с рулевым приводом;

обеспечить возможность различной частоты вращения ведущих колес;

не создавать колебаний угловой скорости в трансмиссии;

обеспечивать низкий уровень шума;

иметь небольшие габаритные размеры для осуществления простой компоновки и обеспечения необходимого дорожного просвета;

обладать достаточными прочностью и жесткостью при минимальной массе.

В зависимости от вида конструктивной связи ведущих колес с шасси различают жесткие (с зависимой подвеской колес) и шарнирные (с независимой подвеской колес) ведущие мосты. В зависимости от функционального назначения ведущие мосты подразделяют на собственно ведущие и управляемые ведущие.

6.3. Методические указания и справочные данные

6.3.1. Главная передача. Главные передачи подразделяются на одинарные, двойные с центральными редукторами, двойные с разнесенными редукторами и двухступенчатые.

Одинарная передача выполняется конической, гипоидной или червячной. Последняя в настоящее время используется редко (на тяжелых многоприводных автомобилях и некоторых дорогостоящих легковых автомобилях) вследствие низкого КПД и высокой стоимости. Число зубьев ведущей конической шестерни выбирают на основании требуемого значения и анализа конструкций. Для применяемых в настоящее время конических передач с круговым (спиральным) зубом , гипоидных . Число зубьев ведущей конической шестерни , причем для лучшей приработки не должно быть кратным . Используются одинарные передачи в легковых и грузовых автомобилях малой и средней грузоподъемности.

Гипоидные передачи отличаются от конических передач со спиральным зубом смещением осей валов на величину

,

где -диаметр зубчатого колеса.

Поэтому углы наклона зубьев шестерни и колеса различны (, меньшее значение относится к грузовым автомобилям, большее – к легковым). С учетом этого передаточное число гипоидной передачи

.

Гипоидные передачи по сравнению с коническими менее шумные, упрощают компоновку, имеют меньшие размеры при одинаковой прочности, но более низкий КПД. Передаточное число одинарных передач (в червячных может быть больше). Используются одинарные передачи в легковых и грузовых автомобилях малой и средней грузоподъемности.

Двойная главная передача состоит из двух понижающих передач, установленных последовательно. Первая передача выполняется конической (гипоидной), реже – цилиндрической. В существующих конструкциях двойных центральных редукторов передаточные числа конических пар равны1,5…3,0, в большинстве случаев – 1,7…2,5. Вторая передача выполняется, как правило, цилиндрической, значительно реже – конической и планетарной. По сравнению с одинарными двойные главные передачи имеют большие размеры, массы, и стоимость, однако позволяют получить при допустимом значении дорожного просвета большие значения передаточных чисел . Такие передачи применяются для грузовых автомобилей средней и большой грузоподъемности и автобусов.

Разнесенная двойная главная передача по сравнению с центральной позволяет уменьшить массу и габаритные размеры дифференциала, полуосей и карданных механизмов разных угловых скоростей (в ведущих управляемых мостах), вследствие чего увеличивается дорожный просвет. Недостатки ее – относительная сложность конструкции в связи с увеличением числа зубчатых колес и необходимость использования двух дополнительных картеров. Колесные редукторы выполняются с параллельными и соосными валами. Последние, в свою очередь, могут быть непараллельными (при неподвижном водиле) и планетарными (при неподвижном коронном колесе). При одинаковых размерах планетарный редуктор имеет большее на единицу передаточное отношение, что является существенным преимуществом , где - число зубьев коронной и солнечной шестерен.

6.3.2. Межколесный дифференциал. По конструкции дифференциалы бывают цилиндрические, конические, червячные, кулачковые, с гидравлическим трением и свободного хода. По значению коэффициента блокировки

,

где и - моменты соответственно на отстающей и забегающей полуосях; - момент трения в дифференциале; - момент, подводимый к дифференциалу, дифференциалы бывают с малым внутренним трением (), с повышенным внутренним трением () и блокированные ().

6.3.3. Полуоси. Передача крутящего момента на ведущие колеса осуществляется с помощью полуосей (в приводе неуправляемых колес с зависимой подвеской), карданных передач с простыми карданными шарнирами (в приводе неуправляемых колес с независимой подвеской) и карданных передач с синхронными шарнирами (в приводе управляемых колес).

Полуоси ведущего моста в зависимости от степени восприятия ими изгибающего момента, вызванного силами взаимодействия колес с дорогой, условно делятся на полуразгруженные (широко применяются на легковых автомобилях), на три четверти разгруженные (имеют ограниченное применение) и полностью нагруженные (применяются на всех грузовых автомобилях). Полуразгруженные полуоси полностью воспринимают все изгибающие моменты от реакций дороги на ведущее колесо. На три четверти разгруженные полуоси воспринимают только часть изгибающих моментов. Вторая часть изгибающих моментов воспринимается балками мостов. Доля изгибающей нагрузки, приходящейся на полуось, зависит от конструкции подшипника и его жесткости. Так, при использовании роликового цилиндрического подшипника большой длины полуось почти полностью разгружается от изгибающих моментов. Полностью разгруженная полуось теоретически не нагружается изгибающими моментами. Однако вследствие технологических неточностей изготовления (несоосности ступицы и полуосевой шестерни, неперпендикулярности фланца к полуоси) в полуоси могут возникать напряжения изгиба в пределах 5…70МПа.

6.3.4. Балки мостов. Балки ведущих мостов в основном выполняются по двум конструктивным схемам:

цельная штампованная сварная (ГАЗ-66, ЗИЛ-131) или литая (МАЗ-500, УРАЛ-375) балка, в средней части которой крепится картер главной передачи:

Составная балка, образованная цельным (в ряде легковых автомобилей) или разъемным в поперечной плоскости (М-21 “Волга”, ГАЗ-63, ЗИЛ-157) картером главной передачи, в которой запрессованы кожухи полуосей.

Балки ведущих управляемых мостов выполняются, как и балки ведущих мостов, цельными и разъемными.

Для обеспечения нормальных условий работы зубчатых зацеплений элементов трансмиссии, размещенных в балке, и сключения создания дополнительных напряжений изгиба в полуосях балка моста должна иметь высокую надежность (максимальный статический прогиб не должен превышать 1,5мм на 1м колеи).

6.4. Расчет главной передачи

При расчете главной передачи необходимо:

определить межцентровое (для цилиндрических передач) или конусное (для конических передач) расстояние;

выбрать модуль зубчатых колес и рассчитать их геометрические параметры;

определить усилие в зацеплении зубчатых колес;

рассчитать зубчатые колеса на прочность;

определить реакции в опорах и рассчитать подшипники;

выполнить уточненный расчет валов;

разработать мероприятия для повышения жесткости главной передачи и смазки ее подшипников.

6.4.1. Определение межосевого и конусного расстояний. В случае цилиндрических передач осевое расстояние определяется по формуле (3.1).В случае конических передач (рис.6.1) среднее конусное расстояние определяется по формуле

,

где - внешнее конусное расстояние; b – ширина зубчатого венца; u – передаточное число пары; - расчетный момент на выходном валу, Нм; - единичное контактное напряжение.

Для цилиндрической передачи определяется по формуле (3.2).

Для конической обкатной передачи .

Для гипоидной обкатной передачи ,

где - коэффициент увеличения размеров шестерни.

Значения - определяются также, как и для цилиндрических передач (см. подразд.3.3).

Рис. 6.1. Основные параметры конической передачи

6.4.2. Определение модуля и геометрических параметров зубчатых колес. Внешний окружной модуль зубчатых колес конической передачи определяется из выражения

.

В этой формуле все величины определяются аналогично цилиндрической передаче (см. подраздел 3.4) с учетом некоторых особенностей конических передач.

Средний нормальный модуль определяется из зависимости

,

где - средний угол наклона линии зуба.

Геометрические размеры зубчатых колес определяются по формулам, приведенным в табл. 6.1.

Таблица 6.1

Формулы для определения геометрических размеров

зубчатых колес

№	Определяемый параметр	Расчетная формула
	Внешний делительный диаметр
	Средний делительный диаметр
	Внешний диаметр вершин зубьев
	Внешний диаметр впадин зубьев
	Ширина зубчатого венца

6.4.3. Усилия в зацеплении зубчатых колес. В коническом зацеплении с прямым и круговым зубьями различают три силы, а в гипоидном зацеплении – шесть.

Для конического зацепления круговым зубом окружная , радиальная F_R и осевая силы определяются соответственно по формулам:

;

;

,

где и ; .

Для гипоидного зацепления угол спирали . Поэтому окружные силы на ведущем и ведомом зубчатым колесах разные:

.

Соответственно разные радиальные и осевые силы:

для ведущего колеса

;

;

для ведомого колеса

;

.

В этих уравнениях знак “+” берется, если направление вращения совпадает с направлением спирали зуба. В противном случае берется знак “-”.

За положительное значение силы принимается направление по радиусу к оси колеса.

За положительное направление силы берется направление от вершины к основанию конуса. При таком направлении силы не происходит самозаклинивание передачи.

6.4.4. Расчет зубчатых колес на прочность. Конические зубчатые колеса рассчитывают на прочность в соответствии с ГОСТ 21354-75 аналогично расчету цилиндрических передач (см. подраздел 3.7) с учетом некоторых особенностей конических передач.

6.4.5. Определение реакций в опорах валов главной передачи вычерчивают схемы валов с шестернями обычно в аксонометрии. Затем строят эпюры изгибающих моментов и определяют горизонтальные и вертикальные составляющие и общие реакции во всех опорах рассматриваемых валов. По полученным реакциям в опорах подбирают подшипники. При этом для расчета подшипников реакции в опорах определяют не по максимальному, а по расчетному моменту

,

где -максимальный момент на ведущем валу главной передачи на -й передаче

.

Подшипник выбирают по коэффициенту динамической грузоподъемности

,

где - приведенная нагрузка на подшипник ; V – коэффициент вращения, V=1 при вращающемся внутреннем кольце; X,Y – коэффициенты соответственно радиальной и осевой нагрузок; - соответственно радиальная и осевая нагрузки; -коэффициент безопасности, =1,1 – для подшипников ведущего вала главной передачи; -для промежуточного вала; - для подшипников коробки дифференциала; - расчетная частота вращения, мин ; - для подшипников ведущего вала; -для подшипников ведомого вала; , м/с; h – число часов работы подшипника ; S–нормируемый пробег автомобиля, км.

При определении осевой нагрузки на подшипник необходимо учитывать осевую составляющую от , которая примерно равна (0,83…1,00) ;

.

По полученному коэффициенту динамической грузоподъемности по таблицам выбирают тот или иной подшипник.

6.4.6. Уточненный расчет валов главной передачи. Методы повышения ее жесткости и смазка подшипников. Валы главной передачи работают на кручение и изгиб. Сущность уточненного расчета состоит в определении коэффициентов запаса прочности n в опасном сечении. Опасное сечение определяется геометрической формой вала и бывает обычно по галтели перехода от одного диаметра к другому или в сечении, ослабленном шпоночной канавкой, отверстием или шлицами; .

Коэффициент запаса прочности при изгибе определяют с учетом изменения напряжений по симметрическому циклу по формуле

,

где - предел выносливости материала вала, для легированных термообработанных сталей; - коэффициент, учитывающий качество обработки поверхности вала. При тонком точении и шлифовании, применяемых для обработки валов главной передачи: ; - масштабный коэффициент. Для валов с диаметром 30…60 мм он равномерно уменьшается то 0,7 до 0,65; - коэффициент концентрации напряжений в рассчитываемом сечении; - расчетное значение напряжения изгиба.

Коэффициент запаса прочности при кручении:

,

где - предел текучести при кручении: , - расчетное напряжение кручения; .

Жесткость элементов главной передачи обеспечивает правильность зацепления ее зубчатых колес. Различают угловую и осевую жесткости валов. Для увеличения угловой жесткости вала желательно подшипники устанавливать с обеих сторон зубчатого колеса. Однако для ведущего вала шестерни это не всегда возможно, и чаще всего вал-шестерню устанавливают консольно.

Для уменьшения консоли и увеличения жесткости вала подшипники ведущего вала устанавливают вершинами конусов навстречу друг другу, а подшипники коробки дифференциала – вершинами конусов в разные стороны.

Для повышения жесткости валов в осевом направлении применяют предварительный натяг подшипников, сущность которого заключается в том, что при регулировании подшипников не только полностью устраняются зазоры между кольцами и телами качения, но и создается некоторое усилие, прижимающее кольца к телам качения. Значение этого усилия определяется моментом, необходимым для проворачивания вала. Момент должен составлять 2…4 Нм. Предварительный натяг повышает жесткость вала в осевом направлении в 2 раза по сравнению с регулировкой без натяга.

Для повышения жесткости главной передачи применяют также специальные упоры, ограничивающие смещение ведомого колеса, а также оребрение картера главной передачи или его отдельных участков.

Подшипники главной передачи смазывают маслом, находящемся в картере главной передачи. При этом подшипники ведомого вала обычно смазывают разбрызгиванием масла.

При смазке подшипников ведущего вала учитывается их одностороннее расположение относительно шестерни и насосное действие конических подшипников. Поскольку в конических подшипниках масло движется от меньшего диаметра к большему, то его необходимо подвести к меньшему диаметру. Подшипники ведущего вала устанавливают меньшими диаметрами навстречу друг другу. Масло в эту полость между подшипниками забрасывается зубьями ведомого колеса. Проходя через подшипник, расположенный ближе к шестерне, масло смазывает его и стекает обратно в картер. Наружный подшипник смазывают аналогично. Масло, проходя через него, стекает обратно в картер по специальному каналу. Кроме того, для предотвращения вытекания масла из картера на фланце ведущего вала устанавливают специальный сальник.

6.5. Расчет дифференциала

При выполнении курсового проекта необходимо определить:

модуль шестерен дифференциала;

давление на ось сателлитов в сателлите;

давление на ось сателлитов в коробке дифференциала;

давление по торцу сателлитов;

давление по торцу полуосевых шестерен.

Средний модуль зубчатых колес дифференциала определяют по максимальному моменту с учетом того, что каждый сателлит передает нагрузку через два зуба

,

где q – число сателлитов; – число зубьев сателлита; ; - определяют как при расчете шестерен коробки передач.

Давление на ось сателлита в самом сателлите

.

Давление на ось сателлита в коробке дифференциала

.

Давление по торцу сателлитов

.

Давление по торцу полуосевых шестерен

,

где r –радиус средней точки зуба сателлита; d- диаметр оси сателлита; -радиус средней точки оси сателлита в коробке дифференциала; - диаметр торцевой опорной поверхности сателлита; и - меньший и больший диаметры контактных поверхностей полуосевой шестерни с корпусом дифференциала.

Допустимые давления - составляют 70 МПа.

В процессе дипломного проектирования необходимо также проанализировать влияние конкретного дифференциала на топливную экономичность, тяговые свойства, проходимость и управляемость автомобиля.

6.6. Расчет полуосей

Расчетные схемы нагружения полуразгруженной и полностью разгруженной полуосей, как наиболее часто встречающихся, показаны на рис. 6.2.

На рис 6.2 изображены следующие силовые факторы, воздействующие на ведущее колесо: крутящий момент от тяговой или от тормозной силы; вызванная этим моментом тяговая или тормозная сила при торможении центральным тормозом; боковая сила , возникающая при поворотах или заносах: нормальная реакция . Совместное действие максимальной продольной или поперечной сил исключается вследствие ограниченного значения силы сцепления колеса с дорогой.

В общем случае при расчете полуосей рассматривают три характерных режима нагружения:

а) максимальная тяга или торможение;

б) занос автомобиля

в) переезд через препятствие.

Полностью загруженные полуоси следует рассчитывать только для первого нагрузочного режима, так как только данный режим характеризуется воздействием крутящего момента.

Аналитические выражения для расчета сил и реакций, воздействующих на ведущее колесо при указанных режимах нагружения, приведены в табл.6.2.

Таблица 6.2

Аналитические выражения для расчета сил и реакций, воздействующих на ведущее колесо

Сила, реакция	Максимальная тяга или торможение	Занос автомобиля	Переезд через препятствие
(по двигателю)		-	-
(по сцеплению)		-	-
		-	-
	-		-

* При расчете используется один из коэффициентов или , характеризующих перераспределение нормальных реакций соответственно от силы тяги или от торможения.

** Знак “+” относится к полуоси внутреннего колеса по отношению направления заноса, знак “-” – к полуоси наружного колеса.

Коэффициент динамического перераспределения нагрузки для всех автомобилей и для полноприводных автомобилей определяют по формуле

,

где - ордината центра масс автомобиля; по передней оси.

Верхний знак формулы относится к переднему мосту при торможении и к заднему – при разгоне, нижний – к переднему мосту при разгоне и к заднему при торможении.

При разгоне в заднеприводном автомобиле коэффициент динамического перераспределения нагрузки на заднюю ось , в переднеприводном автомобиле коэффициент динамического перераспределения нагрузки на переднюю ось , где L – база автомобиля м, .

Значения сил и реакций в табл.6.2 расчитывают при , , коэффициент динамичности принимается равным: 1,75 - для легковых автомобилей и 2,5 – для грузовых.

Размеры полуосей определяют исходя из наиболее опасного случая нагружения. Расчет ведут по наиболее нагруженному сечению (для полуразгруженной полуоси – зона установки подшипника).

При первом нагрузочном режиме в опасном сечении полуразгруженной полуоси возникают напряжения изгиба и кручения. Эквивалентные напряжения, исходя из третьей теории прочности, определяют по формуле

, (6.1)

где d – диаметр полуоси в опасном сечении.

В формулу (6.1) подставляют меньшее из двух значений тяговой силы , определенных по аналитическим зависимостям табл.6.2, - по двигателю и по сцеплению колес с дорогой.

При заносе изгибные напряжения, действующие на полуось:

,

где верхние знаки относятся к внутренней полуоси, а нижние – к наружной по отношению к направлению заноса.

При переезде ведущих колес через препятствие изгибные напряжения

.

Полностью разгруженную полуось рассчитывают только на кручение при режиме максимальной тяговой силы .

Полуось рассчитывают также крутильную жесткость, оцениваемую относительным углом закручивания, который не должен превышать на 1 м длины

,

где - полярный момент инерции сечения полуоси.

Полуоси изготовляют из легированных сталей марок 30ХГС, 40ХМА, 40Х и подвергают закалке ТВЧ. Коэффициент запаса прочности по пределу текучести . В выполненных конструкциях МПа, МПа.

Шлицы полуосей рассчитывают на смятие и срез: [ ] =70МПа, МПа.

При использовании для привода колес карданных валов их рассчитывают по методике, изложенной в разд.4.

Подшипники полуосей и колес выбирают по статической нагрузке, приходящейся на колесо, . Другими нагрузками, действующими на колесо, пренебрегают вследствие их относительной малости или кратковременности действия . Расчетное число оборотов подшипников определяется исходя из средней скорости движения автомобиля.

6.7. Расчет балки моста

Предварительно размеры поперечного сечения штампованной балки ведущего моста или кожуха полуоси в месте крепления рессоры определяются исходя из необходимого момента сопротивления ,

где - масса подрессоренной части автомобиля, приходящуюся на рассматриваемый мост, кг; l – расстояние от центральной плоскости колеса до середины опорной площадки рессоры, см.

Балку моста автомобиля рассчитывают на изгиб и скручивание от действующих на нее сил и моментов. В общем случае движения на ведущий мост будут действовать силы и момент, показанные на рис.6.3 (на управляемый мост действуют те же моменты и силы, за исключением тяговой силы и момента ). Реактивный крутящий момент, создаваемый силой тяги, действует на балку на участке от оси шестерни главной передачи до места крепления рессоры, а реактивный тормозной момент – на участке от фланца крепления суппорта тормозного механизма до места крепления рессоры.

Расчетные нагрузочные режимы для балки моста те же, что и для полуразгруженных полуосей. Числовые значения нагрузочных сил и моментов, действующих на балку моста, рассчитывают по формулам табл.6.2. Значения параметров и принимают такими, же как и при расчете полуосей. Максимальная тяговая сила определится только из условия сцепления ведущих колес с дорогой. Нормальные реакции по наружному и внутреннему по отношению направления заноса колесам будут отличаться между собой только в случае заноса автомобиля. В других расчетных случаях . Напряжения рассчитывают в сечении I-I, соответствующем центральной плоскости внутреннего по отношению направления заноса колеса, для случая бокового скольжения и сечении II-II, соответствующем центральной плоскости зоны установки упругого элемента подвески, в других частных случаях.

При действии максимальной силы тяги или максимальной тормозной силы напряжения рассчитывают по следующим формулам:

в круглом трубчатом сечении балки рассчитывают эквивалентные напряжения по теории максимальных касательных напряжений

,

где W – осевой момент сопротивления круглого поперечного сечения, - соответственно наружный и внутренний диаметры трубы;

в прямоугольном коробчатом сечении балки рассчитывают суммарные напряжения изгиба и кручения;

; ,

где , - осевые моменты сопротивления изгибу прямоугольного коробчатого сечения соответственно в вертикальной и горизонтальной плоскостях; H, B – соответственно наружные высота и ширина коробчатого сечения; h, b – соответственно внутренние высота и ширина коробчатого сечения; - момент сопротивления кручению тонкостенного сечения с одинаковой толщиной стенок.

При заносе рассчитывают напряжения изгиба:

по внутреннему колесу

,

где - осевой момент сопротивления в вертикальной плоскости по сечению I-I;

по внутреннему колесу

.

При переезде через препятствие рассчитывают напряжение изгиба

.

Кроме перечисленных нагрузочных режимов, литые балки мостов, имеющие относительно большую массу, рекомендуется рассчитывать по нагрузочному режиму, соответствующему движению автомобиля со значительной скоростью по неровной дороге, когда в вертикальное ускорение моста может достичь 10G. Возникающая при этом динамическая нагрузка на мост от собственной массы может превышать статистическую нагрузку от силы тяжести подрессоренной части. В этом случае балку моста разделяют вертикальными плоскостями на отдельные участки. Произведение массы разделенных участков моста и закрепленных на них деталей на заданной ускорение дает значение инерционных сил , исходя из которых строят эпюры изгибающих моментов . Значение момента прибавляют к значениям момента при расчете напряжений, соответствующих первому случаю нагружения.

Материалы, применяемые для балок ведущих мостов:

сварная штампованнная балка – сталь 10, сталь 40 (НВ 187…229):

литая балка – сталь 30Л, 40Л, модифицированный ковкий чугун КЧ 35-10;

кожух полуоси – сталь 45, 40Х (НВ 179…207).

Полученные расчетные напряжения не должны превышать МПа, МПа. Меньшие значения напряжений относятся к литым балкам из ковкого чугуна и к балкам управляемых мостов, большие – к сварным штампованным из листовой стали.