Тягово-динамический расчет автомобиля ГАЗ - 3102 и главной передачи

Министерство образования и  науки Российской Федерации

Государственное общеобразовательное  учреждение высшего профессионального  образования 

«Алтайский государственный технический  университет

им. И.И. Ползунова»

Кафедра: «Автомобили и автомобильное хозяйство»

УДК 629.113   Курсовой проект защищен с оценкой ____________

Руководитель

проекта ______________________А. В. Величко

«___» _____________ 20___ г.

ТЯГОВО-ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ

АВТОМОБИЛЯ ГАЗ-3102 И ГЛАВНОЙ  ПЕРЕДАЧИ

Пояснительная записка

к курсовому проекту

по  дисциплине «Автомобили»

КП 190601.11.000 ПЗ

Студент группы 5АиАХ-81    А.А. Шатилин

Нормаконтролёр      А. В. Величко

Барнаул 2013

Реферат

Техническое задание

Введение

За свою более чем столетнюю  историю автомобиль стал весьма сложным  техническим изделием. Многие его  узлы и агрегаты доведены до предела  механического совершенства и продолжают развиваться уже в качественно  новом уровне, “обрастая” новыми системами управления и контроля.

Совершенствуются не только конструкция, определяющая эксплуатационные качества, но также процессы производства и  утилизации. То есть весь жизненый цикл автомобиля, затрагивающий не только самого потребителя, но и остальных  членов общества. Надо сказать устойчивая тенденция к снижению экономического воздействия автомобиля на человека и окружающую сферу появилась  сравнительно недавно. До этого на протяжении длительного времени автомобили становились все тяжелее и  больше, потребляли больше топлива. При  этом отдельные технические решения  направленные на снижение расхода топлива  не приносили существенных результатов, так как перекрывались расходными статьями. Ситуация координально изменилась сравнительно недавно, но отдельные  экологические кризисы и угроза глобальной экологической катастрофы выдвинула на первое место именно требвания по защите окружающей среды, экономии топлива и других ресурсов, при производстве автомобиля.

Снижение расхода топлива и  как следствие загазованности идет за счет применения легких и прочных  материалов, таких как, аллюминий, титан, а также применение антифрикционных  покрытий. Оптимизирующие системы и  композиции алгоритмов электронного управления ДВС (системы впрыска топлива  и др.).

Следует также отметить, что многолетние  исследования альтернативных силовых  агрегатов и топлив, пока так и  не привели к радикальному изменению  энергоустановок, по мнению специалистов в ближайшее время предстоит  совершенствование все тех же бензиновых и дизельных двигателей.

Тем не менее перспективы у альтернативных толив есть. К примеру хорошие  перспективы имеют сжиженный  нефтяной и сжатыйприродный газ, запасы которыхеще весьма велеки. Но при  этом газ имеет недостаток малую  объемную энергоемкость.

Так же многие видят будущее за гибридными автомобилями, двигатель  на которых работает в наиболее оптимальном  режиме по экономичности.

Весьма важная роль в автомобилестроение отводится аэродинамике. Для улучшения  этого показателя в последнее  время сделаны большие шаги, применены  новые лакокрасочные покрытия, новые  конструкции и технические решения.

Новые технологии более сложные и дорогие, поэтому их применение в конструкции автомобиля сдерживается в первую очередь платежеспособностью потребителей. Тем неменее, они постоянно внедряются на наиболее дорогих автомобилях.

КП 190601.11.000 ПЗ

Лист

Изм

Лист

№ документа

Подпись

Дата

1. Тягово-динамический расчет
1. Подбор двигателя
1. Определение полной массы АТС

Если полная масса М_а не задана, ее следует определить на основании установленного типажа АТС [1] в зависимости от грузоподъемности или пассажировместимости и класса АТС.

Для грузовых автомобилей  полная масса определяется из выражения:

М_а= М₀+М_г+М_п; М₀ = кг М_г

где Мо - собственная масса  автомобиля, кг;                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                 

М_г - номинальная грузоподъемность, кг;                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                          

М_п - масса пассажиров, включая водителя, кг. Масса одного пассажира принимается равной 75 кг;

кг - коэффициент снаряженной массы автомобиля, определяется по графику (см. рис. 1).

Для легковых автомобилей  и автобусов полная масса М_а определяется из выражения:

М_a=М₀+М_п+М_б; М₀=К_пП_:

где М_б - масса багажа, определяется по табл.2. К_п - показатель использования массы кг/пасс, указывается в задании, либо определяется по графику (см. рис. 2); п - общее число пассажиров.

При определении массы  пассажиров М_п у автобусов не учитывается масса водителя и кондуктора, а у легковых автомобилей масса водителя учитывается и принимается равной 75 кг.

M_a=1470+75+50

M₀=210*5

Таблица 1.1 Определение массы багажа

КП 190601.11.000 ПЗ

Лист

Изм

Лист

№ документа

Подпись

Дата

• Выбор коэффициента сопротивления качению

Коэффициент сопротивления  качению  в основном зависит от типа и

состояния шин, дорожных условий  и скорости движения АТС При скорости до 80 км/ч он считается постоянным, значения его при прямолинейном  движении автомобиля в различных  дорожных условиях приведены в табл. 1.2

Таблица 1.2 Коэффициент сопротивления качению

Для определения коэффициента сопротивления качению при скорости движения автомобиля свыше 80 км/ч существуют эмпирические форму лы: Клауэ и  Коля; Мишлен; Гудиир; Яковлева. Последняя  наиболее доступ ная и может быть использована для определения  в курсовом проекте:

Где   - коэффициент сопротивления качению при скорости V_а;

- коэффициент сопротивления  качения при близкой к нулю  скорости, принимается по табл. 1.2 в зависимости от заданного дорожного покрытия, асфальто-бетон

1. Выбор фактора обтекаемости

Фактор обтекаемости KF определяется произведением коэффициента сопротивления воздуха К на наибольшую площадь поперечного сечения АТС, которая приближенно находится по габаритным размерам, ориентируясь на прототип, или по рекомендациям литературы [2,9].

Площадь поперечного сечения  грузовых автомобилей  и автобусов  определяется по выражению:

где В - колея автомобиля, м; 

Н - габаритная высота автомобиля, м.

Для легковых автомобилей  применяют формулу: 

где В - габаритная ширина, м; Н - габаритная высота, м.

КП 190601.11.000 ПЗ

Лист

Изм

Лист

№ документа

Подпись

Дата

Таблица 1.3 Средние значения коэффициента сопротивления воздуха

Наличие прицепов и полуприцепов у автопоездов увеличивает фактор, обтекаемости на20-30%.

Ориентировочные значения таблица 1.3 выбираем коэффициент воздуха  К_в для автомобиля ГАЗ-3102, с закрытым кузовом К_в=0,3.

1. Выбор КПД  трансмиссии

Коэффициент полезного  действия трансмиссии определяет потерю мощности при передаче ее от двигателя к ведущим колесам автомобиля. Величина КПД зависит от типа главной передачи /одинарная, двойная/, от колесной формулы автомобиля и согласно экспериментальным данным может быть принята {7]: для легковых автомобилей - 0,92; для грузовых двухосных автомобилей и автобусов с одинарной главной передачей /4x2/ - 0,90; для грузовых двухосных автомобилей и автобусов с двойной главной передачей /4x2/ -0,84; для двухосных грузовых автомобилей повышенной проходимости /4x4/ - 0,85; для трехосных грузовых автомобилей и автобусов с приводом на среднюю и заднюю оси /6x4/ и для полноприводных автомобилей /6x6/ - 0,80; для гоночных и спортивных автомобилей - 0,90...0,95, учитывая то, что автомобиль ГАЗ-3102 имеет колёсную формулу 4´2 и одинарную главную передачу h_тр=0,92.

1. Определение максимальной мощности двигателя и построение его внешней скоростной характеристики

Если в задании на курсовой проект не задана максимальная мощность

двигателя N_emax, то ее необходимо определить. При этом, с достаточной точностью, можно принять, что максимальная мощность двигателя равна потребной мощности N_п, затрачиваемой на преодоление сопротивлений движению АТС по горизонтальной асфальто-бетонной поверхности с заданной максимальной скоростью V_атaх и мощности, теряемой в трансмиссии:

Где потребляемая мощность двигателя в кВт

 - потери мощности на сопротивление качению, кВт;

- потери мощности на  сопротивление воздуха, кВт; 

 - КПД трансмиссии;

;

где R_а - суммарная нормальная реакция всех колес АТС, Н, R_а =Ma*g.

f - коэффициент сопротивления качению при V_атax ;

Va- максимальная скорость движения АТС, км/ч;

КF - фактор обтекаемости, Н*с²/м².

КП 190601.11.000 ПЗ

Лист

Изм

Лист

№ документа

Подпись

Дата

Тогда максимальная мощность двигателя определится:

'

В том случае, когда в  задании на курсовой проект задана максимальная

мощность двигателя  и не задана максимальная скорость движения АТС, • последнюю необходимо определить.                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                   

 Для этого задают  несколько значений ожидаемой  максимальной скорости, (ориентируясь  на прототип) и по формуле /1/ вычисляют потребную мощность N_п  для этих скоростей и ее значения наносят на график

На этом графике проводят горизонтальную линию, соответствующую  максимальной мощности N_emax двигателя, точка А пересечения горизонтали с кривой

определит искомую максимальную скорость АТС. Скоростная характеристика представляет собой зависимость  эффективной мощности N_e и крутящего момента М_е от угловой скорости ω_е вала двигателя (или числа оборотов вала двигателя). Для построения скоростной характеристики можно использовать эмпирическую зависимость, предложенную профессором Р.С. Лейдерманом, позволяющую по координатам одной точки найти остальные текущие характеристики. В качестве координат известной точки используют значения максимальной мощности и угловую скорость вращения вала двигателя при этой мощности:

где Ne - текущее значение мощности двигателя, кВт;

Nеmах - максимальная мощность двигателя, кВт;

ω_е - текущее значение угловой скорости вала. с-¹;

 ω_N - угловая скорость при максимальной мощности, с-¹;

a,Ь,с - постоянные коэффициенты, зависящие от типа двигателя, их значения приведены в табл.1.4

Таблица 1.5 Значения коэффициентов а, в, с

КП 190601.11.000 ПЗ

Лист

Изм

Лист

№ документа

Подпись

Дата

Мощность двигателя  достаточно определить для 6-7 значений угловой скорости в диапазоне  от минимально устойчивой ω_eтin до максимальной ω_eтax

В курсовом проекте для  всех транспортных средств следует  принят ω_eтin  =60... 100 рад/с.

Максимальную угловую  скорость рекомендуется выбирать: для  легковых автомобилей ω_eтax = [1,03... 1,1] ω_N для автомобилей средней и большой грузоподъемности или пассажировместимости                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                           

ω_eтax = [0,85...1,0] ω_N,; для остальных автомобилей ω_eтax = ω_N

Момент двигателя находится  по формуле:

,Нм

Для построения скоростной характеристики используем формулу  Лейдермана:

где  N_e - текущее значение мощности двигателя, кВт;

       N_{e max} = 77,2 кВт - маскимальная мощность двигателя;

- текущее значение угловой  скорости вала двигателя, с^-1;

      - угловая скорость при максимальной мощности = 334,93 с^-1;

a, b, c - постоянные коэффициенты, зависящие от типа ДВС.

Для карбюракорного ДВС  a = b = c =1.

Мощногсть двигателя достаточно определить для 6 -7 значений угловой  скорости в диапазоне от миномальной  устойчивой до максимальной .

Для всех транспортных средств  следует принять

Текущие значения угловой  скорости найдем из соотношения:

Момент двигателя находится  по формуле:

Скорость движения автомобиля определяем из ее пропорциональности угловой скорости коленчатого вала:

где - радиус качения колеса, м ( =0,32)

- передаточное число трансмиссии

=

передаточное  число главной передачи 3,9

КП 190601.11.000 ПЗ

Лист

Изм

Лист

№ документа

Подпись

Дата

Остальные расчетные данные сводим в таблицу 1,6

Таблица 1.6 Данные для построения внешней скоростной характеристики

Коэффициент приспосабляемости по угловой скорости:

Коэффициент приспосабливаемости  по крутящему моменту:

1. Построение графика силового баланса

Силовой баланс показывает распределение полной окружной силы на ведущих колесах  по отдельным видам сопротивления:

где  - - сила сопротивления воздуха, Н;

       - сила сопротивления инерции, Н;

       - сила суммарного дорожного сопротивления, Н

Полная окружная сила на данной передаче определяется:

где - текущее значение момента двигателя, Н·м

Силы суммарного дорожного  сопротивления и сопротивления  воздуха определяются:

, м²

КП 190601.11.000 ПЗ

Лист

Изм

Лист

№ документа

Подпись

Дата

Таблица 1.4-1.5 Данные для построения графиков силового и мощностного юалансов

Для горизонтальной дороги:

1. Построение графика мощностного баланса

Мощностной баланс показывает распределение мощности двигателя  на всех передачах по остальным видам сопротивлений:

где N_Ψ - мощность суммарного дорожного сопротивления, кВт;

N_B - мощность затрачиваемая на преодоление сопротивления воздуха, кВт;

    N_j - мощность сопротивления инерции, кВт;

   N_h - потери мощности в трансмиссии, кВт;

Мощность на ведущих  колесах  находят по формуле:

Величину мощности, затрачиваемой  на преодоление суммарного дорожного  сопротивления, сопротивления воздуха и сопротивления инерции, можно найти из зависимостей:

, кВт , кВт

КП 190601.11.000 ПЗ

Лист

Изм

Лист

№ документа

Подпись

Дата

где f - коэффициент сопротивления качению;

    i - коэффициент сопротивления подъему, принимаем i=0, т.е. движение АТС по горизонтальному пути.

Остальные расчетные данные сводим в таблицу 1,4-1,5

1. Построение динамического паспорта АТС

Динамический паспорт  АТС представляет собой совокупность динамической характеристики, номограммы нагрузок и графика контроля буксования.

Построение динамической характеристики

Динамическая характеристика АТС представляет собой зависимость  динамического фактора от скорости движения и строится для АТС с  полной нагрузкой.

- коэффициент учета вращающихся  масс;

j - ускорение автомобиля, м/ с²;

g=9,81 м/ с² - ускорение свободного падения

D – динамический фактор автомобиля.

При равномерном движении , в этом случае динамический фактор определяет дорожное сопротивление, которое может преодолеть АТС на соответствующей передаче при определенной скорости.

Построение номограммы загрузки автомобиля.

Для построения номограммы, необходимо горизонтальную ось скоростей  продолжить влево и вправо от динамической характеристики.

динамический  фактор автомобиля имеющего только свою массу (без груза).

- динамический фактор перегрузки  автомобиля.

а=30 мм

где - масса автомобиля с перегрузом 50% 

- собственная масса автомобиля

- масштаб шкалы динамического  фактора для АТС без нагрузки, мм;

- масштаб шкалы динамического  фактора для АТС с перегрузкой,  мм;

- масштаб шкалы динамического  фактора для АТС с полной  нагрузкой, мм;

КП 190601.11.000 ПЗ

Лист

Изм

Лист

№ документа

Подпись

Дата

Построение графика  контроля буксования

График контроля буксования представляет собой зависимость динамического фактора по сцеплению от нагрузки и позволяет определить предельную возможность движения по условиям сцепления.

где и - нормальные сцепные реакции на ведущих колесах, учитывающие перераспределение массы АТС при полной нагрузке и без нее соответственно;

 и  - суммарные нормальные реакции всех колес АТС при полной нагрузке и без нее соответственно;

- коэффициент сцепления.

Для заднеприводных автомобилей:

.

Остальные расчетные данные сводим в таблицу 6

Таблица 6 Данные для построения динамического паспорта

1. Построение графиков ускорений АТС и величин, обратных ускорениям

Величину ускорения  АТС на каждой передаче рассчитывают из условия разгона его с полной нагрузкой на горизонтальном участке в заданных дорожных условиях по формуле:

где - коэффициент учета вращающихся масс двигателя, трансмиссии и всех колес АТС;

Остальные расчетные данные сводим в таблицу 1,7

КП 190601.11.000 ПЗ

Лист

Изм

Лист

№ документа

Подпись

Дата

Таблица 1.7 Данные для построения графиков ускорения и величин, обратных ускорениям

1. Построение графиков времени и пути разгона

Графики пути и времени  разгона АТС необходимо строить  предполагая, что АТС начинает разгоняться со скорости . Поскольку величины имеют большие значения, построение следует ограничить скоростью .

Время движения в каждом интервале определяется по формуле:

где Δt_i - время разгона в i-ом интервале скоростей, с;

F_i- площадь, заключенная между кривой и осью абсцисс, мм²

а - масштабный коэффициент  скорости, показывающий количество мм на графике в 1 м/с,

b - масштабный коэффициент величин, обратных ускорениям показывающих количество мм на графике в 1с²/м,

При расчете условно  считаем, что разгон на каждой передаче осуществляется до максимальной угловой  скорости вала двигателя. Время переключения для первой передачи примем 1,4 с, для остальных передач 0,5 с.

Падение скорости за время переключения передач определяется по формуле:

где δ’ - коэффициент учета вращающихся масс АТС, для случая, когда двигатель отсоединен от ведущих колес, можно принять δ’=1,04

Y - суммарный коэффициент дорожного сопротивления.

Δt_п- время переключения.

Расчет времени на следующей  передаче производится с учетом уменьшения скорости за время переключения.

КП 190601.11.000 ПЗ

Лист

Изм

Лист

№ документа

Подпись

Дата

Путь разгона определяется графическим интегрированием графика  времени разгона. Для определения  пути разгона подсчитывают площади, заключенные между кривой и осью ординат. Путь разгона в тех же интервалах определяется по формуле:

где ΔS_i - путь разгона в i-ом интервале скоростей, м;

F_i - площадь между кривой и осью ординат, мм²;

с – масштабный коэффициент времени, равный количеству мм на графике в 1с,   

с=4 мм/с

Остальные расчетные данные сводим в таблицу 1,8

Таблица 1,8 Данные для построения графика времени и пути разгона АТС

1. Построение графика тормозного пути автомобиля

Минимальный тормозной  путь при заданном значении φ определяется по формуле:

где К_э – коэффициент эффективности тормозов

К_э=1,2

Остальные расчетные данные сводим в таблицу 1,9

КП 190601.11.000 ПЗ

Лист

Изм

Лист

№ документа

Подпись

Дата

Таблица 1,9 данные для построения графика тормозного пути автомобиля

КП 190601.11.000 ПЗ

Лист

Изм

Лист

№ документа

Подпись

Дата

2. Конструкторская часть

1. Назначение и устройство механизма

Главная передача, обеспечивающая постоянное увеличение крутящего момента  и передачу его к ведущим колесам, выбирается из условий получения заданной максимальной скорости автомобиля на высшей передаче в коробке передач и оптимальной топливной экономичности.

2. Технические требования

К главным передачам  предъявляют следующие требования:

-минимальные размеры  по высоте для обеспечения  максимально возможного дорожного просвета;

-возможно более низкий  уровень шума;

Кроме того, предъявляют такие общие требования: обеспечение минимальных размеров и массы, простота устройства и обслуживания, технологичность, ремонтопригодность, низкий уровень шума.

3. Классификация главных передач приведена на схеме 2.3

Схема 2.3

Червячные главные передачи в настоящее время применяются  редко. Их используют на некоторых многоосных многоприводных автомобилях. Возможность  снизить уровень пола обусловила ограниченное применение червячных передач на автобусах. Червячные передачи применялись на автомобилях ГАЗ-3А и ЗИС-6.

Цилиндрические главные  передачи широко используются в переднеприводных автомобилях при поперечном расположении двигателя (ВАЗ-2108, ЗАЗ-1102).

Конические главные  передачи с прямым зубом на современных  автомобилях не устанавливают. Они  применялись в начале тридцатых годов на автомобилях Ярославского автозавода (коническая пара двойной главной передачи).

КП 190601.11.000 ПЗ

Лист

Изм

Лист

№ документа

Подпись

Дата

Конические главные  передачи со спиральным (круговым) зубом, пришедшие на смену передачам  с прямым зубом, в настоящее время  применяются главным образом  на грузовых автомобилях (КАЗ-4540), конические пары устанавливают в двойных главных передачах (ЗИЛ-431410, все модели КамАЗ, МАЗ, КрАЗ, «Урал»), На легковых автомобилях советского производства они применяются на ЗАЗ-968, ЛуАЗ, УАЗ. Конические главные передачи с шевронным зубом используют крайне редко, что объясняется высокой стоимостью их производства.

Гипоидные главные передачи получают все более широкое распространение. В настоящее время их устанавливают почти на всех отечественных легковых автомобилях и на многих грузовых автомобилях (ГАЗ-53А, часть выпуска ЗИЛ-431410, ЗИЛ-133, ЗИЛ-433100).

Центральные двойные главные  передачи представляют собой сочетание  конической или гипоидной пары с цилиндрической, которые объединены в общем картере. Их используют для грузовых автомобилей средней и большой грузоподъемности и автобусов. В трехосных автомобилях двойная главная передача промежуточного моста имеет проходной ведущий вал для привода главной передачи заднего моста (автомобили КамАЗ, «Урал»).

Разнесенные двойные главные  передачи состоят из центрального редуктора  и колесной передачи (иногда бортовой) и применяются для грузовых автомобилей  большой грузоподъемности (автомобили МАЗ, «Магирус»), а также для автомобилей высокой проходимости (автомобили ЛуАЗ, УАЗ).

4. Обзор и анализ конструкции
1. Одинарные главные передачи
1. Червячная передача. При применении червячной передачи с верхним расположением червяка (рис. 2.4.1.1, а) для многоосных автомобилей достаточно легко удается организовать передачу крутящего момента к последовательно расположенным ведущим мостам и обеспечить благоприятные условия для работы карданной передачи. При нижнем расположении червяка (рис. 2.4.1.1, б) возможно снижение уровня пола, создание благоприятных условий смазки червячной пары при обеспечении надежного уплотнения вала червяка. Однако условия работы карданной передачи в этом случае не благоприятны, так как увеличивается угол наклона карданного вала. Передаточное число червячной передачи определяется отношением числа зубьев червячного колеса к числу заходов червяка (обычно число заходов червяка равно 4...5, а угол подъема винтовой линии определяют из условия обеспечения обратимости червячной пары)

где z₁ – число заходов червяка; z₂ – число зубьев червячного колеса; D_ω, d_ω – начальные диаметры соответственно червячного колеса и червяка; β – угол подъема винтовой линии червяка.

КП 190601.11.000 ПЗ

Лист

Изм

Лист

№ документа

Подпись

Дата

Сравнительно с главными передачами других типов червячная  главная передача имеет наименьшие размеры (для конической пары D_ω = d_ω·u_ГП, а для червячной D_ω = d_ω·u_ГП·tgβ); наиболее бесшумна; обеспечивает большую плавность зацепления и, как следствие, минимальные динамические нагрузки.

КПД червячной  передачи   (0,9...0,92) ниже, чем у главных передач  других типов, что объясняется продольным скольжением зубьев, неблагоприятным  для создания масляного клина. КПД  червячной пары зависит от угла β подъема винтовой линии червяка, а также от скорости скольжения, т. е. от скорости движения автомобиля. Наибольший КПД червячная пара имеет при β = 45°, но при этом увеличиваются ее размеры. Для автомобилей высокой проходимости, где важны минимальные размеры главной передачи, принимают β = 25...30°. КПД передачи зависит от точности зацепления. Современные методы изготовления червячной пары позволяют значительно повысить ее КПД, однако по трудоемкости изготовления и применяемым материалам (оловянистая бронза) червячная передача остается самой дорогостоящей.

2. Цилиндрическая передача. Применяемая при поперечном расположении двигателя в переднеприводных автомобилях, цилиндрическая главная передача размещается в общем картере с коробкой передач и сцеплением. Шестерня главной передачи закрепляется на ведомом валу коробки передач, а иногда выполняется за одно целое с этим валом и устанавливается консольно. При консольной установке шестерни главная передача и дифференциал могут быть несколько сдвинуты в сторону двигателя, тем самым уменьшается разница длины полуосей. С той же целью колесо закрепляется на картере дифференциала, обычно с левой по ходу автомобиля стороны.

В существующих конструкциях зубья цилиндрической передачи выполняются  прямыми («Форд Фиеста»), косыми (ВАЗ-2108, «Фиат Уно»), шевронными (Хонда). Передаточное число цилиндрической пары обычно принимают 3,5...4,2. Так как число зубьев шестерни для обеспечения плавности зацепления должно быть не менее десяти, то при большем передаточном числе размеры зубчатого колеса увеличиваются, в результате чего снижается дорожный просвет и повышается уровень шума при работе главной передачи. КПД цилиндрической  пары – не   менее 0,98.

Рисунок 2.4.1.3 Схема конической главной передачи

3. Коническая передача (рис. 2.4.1.3). Из всех типов конических главных передач наиболее распространена передача со спиральным, в большинстве случаев круговым зубом, выполненным по дуге окружности, диаметр которой определяется диаметром резцовой головки.

Коническая главная  передача с круговым зубом впервые  была применена в 1913 г. с целью  уменьшения размеров, снижения высоты пола, а, следовательно, центра масс легкового автомобиля и увеличения прочности зубьев главной передачи.

Передаточное число  конической передачи u_ГП = z₂/z₁. Число зубьев колеса z₂ = D_ω·cosβ₂/m_n. Число зубьев шестерни z₁ = d_ω·cosβ₁/m_n. Здесь D_ω – начальный диаметр колеса; d_ω – начальный диаметр шестерни; m_n –нормальный модуль; β₁, β₂ – углы наклона зубьев соответственно шестерни и колеса.

Углом наклона зуба является угол между образующей начального конуса и касательной к зубу в точке  пересечения с этой образующей. Так  как нормальные модули и углы наклона  зубьев у шестерни и колеса одинаковы (β₁ = β₂), то

КП 190601.11.000 ПЗ

Лист

Изм

Лист

№ документа

Подпись

Дата

Размеры главной передачи с круговыми зубьями меньше, так  как меньше диаметр шестерни. Число  ее зубьев может быть доведено до z₁ = 5...6. Применяемый в этих передачах угол наклона β = 30... 40° позволят повысить число зубьев, одновременно находящихся в зацеплении, по сравнению с этим параметром прямозубых передач. Это обеспечивает снижение давления и динамических нагрузок на зуб, а также повышение износостойкости.

Для улучшения приработки зубьев число зубьев колеса и шестерни не кратно, поэтому передаточное число всех типов главных передач выражается не целым числом.

Зубья шестерни всегда имеют  левое направление спирали, хотя при этом складываются осевые силы от угла конуса и от угла спирали  зуба. Это делается для того, чтобы  не было ввинчивания шестерни на передачах переднего хода, что может быть причиной ее заклинивания. В эксплуатации наблюдаются случаи заклинивания шестерни при заднем ходе, когда подшипники недостаточно затянуты.

При неправильной начальной  установке зубчатых колес главной  передачи или при неправильной регулировке возможна концентрация напряжений у краев зубьев, что является причиной повышения уровня шума и приводит к нагреванию, ускорению изнашивания и даже поломке зубьев. В конической главной передаче с круговым зубом для уменьшения влияния точности зацепления радиус кривизны зуба шестерни выполняется несколько меньшим радиуса кривизны зуба колеса (локальный контакт).

КПД конической передачи с  круговым зубом находится в пределах 0,97... 0,98.

4. Гипоидная главная передача (рис. 2.4.1.4). Стремление снизить центр масс легковых автомобилей привело к созданию в 1925 г. гипоидной главной передачи. В начале эта передача применялась только на легковых автомобилях. Затем, когда выяснились прочие достоинства гипоидной передачи, ее стали широко использо<span class="List_0020Paragraph__Char" style=" font-family: