Главная       Продать работу       Заказать работу       Блог       Контакты       Оплата       О нас       Как мы работаем       Регистрация       Вход в кабинет
Тех. дипломные работы
   автомобили
   спец. техника
   станки
   тех. маш.
   строительство
   электроснабжение
   пищевая промышленность
   водоснабжение
   газоснабжение
   автоматизация
   теплоснабжение
   холодильники
   машиностроение
   др. тех. специальности

Тех. курсовые работы
   автомобили
   спец. техника
   станки
   тех. маш.
   строительство
   детали машин
   электроснабжение
   газоснабжение
   водоснабжение
   пищевая промышленность
   автоматизация
   теплоснабжение
   ТММ
   ВСТИ
   гидравлика и пневматика
   машиностроение
   др. тех. специальности

Тех. дополнения
   Отчеты
   Расчетно-графические работы
   Лекции
   Задачи
   Лабораторные работы
   Литература
   Контрольные работы
   Чертежи и 3D моделирование
   Тех. soft
   Рефераты
   Общий раздел
   Технологический раздел
   Конструкторский раздел
   Эксплуатационный раздел
   БЖД раздел
   Экономический раздел
   Экологический раздел
   Автоматизация раздел
   Расчетные работы

Гум. дипломные работы
   педагогика и психология
   астрономия и космонавтика
   банковское, биржевое дело
   БЖД и экология
   биология и естествознание
   бухгалтерский счет и аудит
   военное дело
   география
   геология
   государство и право
   журналистика и СМИ
   иностранные языки
   история
   коммуникации
   краеведение
   кулинария
   культура и искусство
   литература
   экономика и торговля
   математика
   медицина
   международное отношение
   менеджмент
   политология
   музыка
   религия
   социология
   спорт и туризм
   таможенная система
   физика
   химия
   философия
   финансы
   этика и эстетика
   правознавство

Гум. курсовые работы
   педагогика и психология
   астрономия и космонавтика
   банковское, биржевое дело
   БЖД и экология
   биология и естествознание
   бухгалтерский счет и аудит
   военное дело
   география
   геология
   государство и право
   журналистика и СМИ
   иностранные языки
   история
   коммуникации
   краеведение
   кулинария
   культура и искусство
   литература
   экономика и торговля
   математика
   медицина
   международное отношение
   менеджмент
   политология
   музыка
   религия
   социология
   спорт и туризм
   таможенная система
   физика
   химия
   философия
   финансы
   этика и эстетика
   правознавство

Гум. дополнения
   Отчеты
   Расчетные работы
   Лекции
   Задачи
   Лабораторные работы
   Литература
   Контрольные работы
   Сочинения
   Гум. soft
   Рефераты

Рефераты
   Авиация и космонавтика
   Административное право
   Арбитражный процесс
   Архитектура
   Астрология
   Астрономия
   Банковское дело
   Безопасность жизнедеятельнос
   Биографии
   Биология
   Биология и химия
   Биржевое дело
   Ботаника и сельское хоз-во
   Бухгалтерский учет и аудит
   Валютные отношения
   Ветеринария
   Военная кафедра
   ГДЗ
   География
   Геодезия
   Геология
   Геополитика
   Государство и право
   Гражданское право и процесс
   Делопроизводство
   Деньги и кредит
   ЕГЭ
   Естествознание
   Журналистика
   ЗНО
   Зоология
   Издательское дело и полиграф
   Инвестиции
   Иностранный язык
   Информатика
   Информатика, программировани
   Исторические личности
   История
   История техники
   Кибернетика
   Коммуникации и связь
   Компьютерные науки
   Косметология
   Краеведение и этнография
   Краткое содержание произведе
   Криминалистика
   Криминология
   Криптология
   Кулинария
   Культура и искусство
   Культурология
   Литература : зарубежная
   Литература и русский язык
   Логика
   Логистика
   Маркетинг
   Математика
   Медицина, здоровье
   Медицинские науки
   Международное публичное прав
   Международное частное право
   Международные отношения
   Менеджмент
   Металлургия
   Москвоведение
   Музыка
   Муниципальное право
   Налоги, налогообложение
   Наука и техника
   Начертательная геометрия
   Оккультизм и уфология
   Остальные рефераты
   Педагогика
   Политология
   Право
   Право, юриспруденция
   Предпринимательство
   Прикладные науки
   Промышленность, производство
   Психология
   психология, педагогика
   Радиоэлектроника
   Реклама
   Религия и мифология
   Риторика
   Сексология
   Социология
   Статистика
   Страхование
   Строительные науки
   Строительство
   Схемотехника
   Таможенная система
   Теория государства и права
   Теория организации
   Теплотехника
   Технология
   Товароведение
   Транспорт
   Трудовое право
   Туризм
   Уголовное право и процесс
   Управление
   Управленческие науки
   Физика
   Физкультура и спорт
   Философия
   Финансовые науки
   Финансы
   Фотография
   Химия
   Хозяйственное право
   Цифровые устройства
   Экологическое право
   Экология
   Экономика
   Экономико-математическое мод
   Экономическая география
   Экономическая теория
   Этика
   Юриспруденция
   Языковедение
   Языкознание, филология

Главная > Тех. дополнения > Конструкторский раздел
Название:
Расчет коробки 6-ти ступенчатой коробки передач

Тип: Дипломные работы
Категория: Тех. дополнения
Подкатегория: Конструкторский раздел

Цена:
2 грн



Подробное описание:

4 Расчет коробки 6-ти ступенчатой коробки передач

 

  1. 1 Определение основных параметров коробки передач

 

Передаточные числа и число ступеней, обеспечивающие оптимальные тяговые и топливно-экономические качества автомобиля, выбирают согласно методике, рассматриваемой в курсе «Теория автомобиля». После выбора схемы коробки передач приступают к ее конструированию (определяют межосевое расстояние, модуль зубчатой передачи, ширину венцов, угол наклона зубьев).

Для коробок передач межосевое расстояние приближенно можно определить по формуле

 

                           ,мм;                                                                (4.1)

 

,мм,

 

где Te max =353,54 Нм – максимальный крутящий момент двигателя, Нм; ka =8,6…9,6; uКП1=1,59 и иКП5=1,06 – передаточное отношение соответственно первой и пятой передач.

Вычисленные значения межосевых расстояний при крупносерийном производстве коробок передач округляют до ближайшего стандартного значения: 80 и 71 мм.

Ширина венцов зубчатых колес bω = (0,19…0,23)aω = 0,21∙80 = 16,8 мм; bω5 = 0,21∙71 = 14,9 мм. После вычисления округляют в ближайшую сторону до стандартного числа: 17 и 15 мм соответственно.

Осевой размер  двухсторонней зубчатой муфты с синхронизаторами Нм=(0,68…0,78)аω=0,7∙80=56 и 50 мм соответственно.

Осевой размер КП по картеру lкп =(3,0…3,4)аω = 3,4∙80=272 мм.

Максимальные диаметры ведомых валов (в средней их части) выбирают из условия dmax = 0,45аω =0,45∙80 = 36 и 32 мм соответственно.

Диаметр ведущего вала в шлицевой части

 

                                 , мм,                                                                (4.2)

где kd = 4,0…4,6.

Диаметры передних шеек ведомых валов составляет 0,23аω = 18 и 16 мм соответственно.

Размеры (внутренний диаметр х наружный диаметр х ширина) применяемых однорядных радиальных шариковых и роликовых подшипников легкой и средней серии приведены далее:

Задний ведущего вала (0,45 х 0,90 х 0,22)аω = 36 х 72 х 17,6 мм;

Задний ведомого вала (0,40 х 0,90 х 0,22) аω =32 х 72 х  17,6 мм.

Принимаем стандартные подшипники 35 х 72 х 17 мм.

Нормальный модуль зубчатых колес mn = 2,25 мм.

Угол β наклона линии зуба, используемый для повышения прочности зуба и уменьшения шума, равен для двухвальных КП 20…25°.

 

  1. 2 Расчет зубьев

 

  1. 2.1 Определение суммарного числа зубьев зубчатой пары

 

Определяем предварительный угол наклона линии зуба

 

                               °;                                                                (4.3)

°.

Находим предварительное суммарное число зубьев

 

                            ;                                                                (4.4)

.

Полученное значение zΣпр округляют в меньшую сторону до целого числа и определяют действительные значения угла β наклона зуба:

 

                                                  .                                                                (4.5)

Находим число зубьев шестерни

 

                                                  .                                                                (4.6)

Значения z1i округляют в большую сторону до целого числа. Все результаты занесены в таблицу 4.1.

Для косозубых передач z1min = 23. Как видно из таблицы 4.1 все значения чисел зубьев выполняют условию

 

Таблица 4.1

Числа зубьев зубчатых колес

Зубчатое колесо

Первая передача

Вторая передача

Третья передача

Четвертая передача

Пятая передача

Шестая передача

Шестерня

25

27

29

31

28

30

колесо

39

37

35

33

29

27

 

Числа зубьев колеса z2 = zΣz1. Результаты расчетов приведены в таблицу 4.1.

Определяем фактическое передаточное число uф = z2/z1.

uф1 =39/25 = 1,56; uф2 = 37/27 = 1,37; uф3 =35/29 = 1,21; uф4 =33/31 = 1,065; uф5 = 29/28 = 1,04; uф6 = 27/30 = 0,9.

 Фактические значения передаточных чисел  не отличаются от номинальных более чем на 5%.

Определяем диаметры колес

Делительные диаметры d:

шестерни , мм;

колеса , мм.

Диаметры окружностей вершин зубьев da:

шестерни , мм;

колеса , мм,

где у = – (аω – а)/mn – коэффициент воспринимаемого смещения; а = 0,5m(z2 + z1) – делительное межосевое расстояние.

Диаметры окружностей впадин зубьев df:

шестерни , мм;

колеса , мм.

Результаты расчетов сведены в таблицу 4.2

 

Таблица 4.2

Диаметры колес

Диаметры

первая

вторая

третья

четвертая

пятая

Шестая

d1

56,75

61,3

65,8

70,4

62,8

67,4

d2

103,25

98,7

94,2

89,6

79,2

74,6

da1

77,25

81,8

86,3

90,9

81,1

85,6

da2

123,75

119,2

114,7

110,1

97,4

92,9

df1

51,1

55,7

60,2

64,7

57,2

61,8

df2

97,6

93,1

88,55

84

73,6

69

 

Чтобы получить при термической обработке принятые для расчета механические характеристики материала, требуется чтобы выполнялись условия:

 

                                            ;                              (4.7)

                                               ;                                 (4.8)

                                                 .                                   (4.9)

 

Условия выполняются, т.к. Dзаг не превышает 110 мм, Сзаг =8,5 мм, Sзаг =18 мм.

Определяем силы в зацеплениях

Окружная

 

                                               , Н;                                                               (4.10)

 

Радиальная

                             (4.11)
(для стандартного угла α = 20° tgα = 0,364);

Осевая

 

                                                      .                                                               (4.12)

 

Результаты расчетов сил приведены в таблице 4.3.

Таблица 4.3

Силы в зацеплении

сила

1я пер.

2я пер.

3я пер.

4я пер.

5я пер.

6я. пер.

Ft

12459,8

11536,9

10741,2

10048,2

11257,6

10492,5

Fr

28122

26038,9

24243,1

22679,0

25408,5

23681,7

Fa

-1663,7

-1540,5

-1434,2

-1341,7

-1503,2

-1401,0

 

  1. 2.2 Проверочный расчет

 

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса, расчеты производим для самой нагруженной пары, т.е. первой передачи

 

                                              ,                                                               (4.13)

 

где КF = KFvKK =1,11,051,3=1,5 – коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба;

 КFv=1,1 – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения;

 К=1,05 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца;

 К=1,3 – коэффициент учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями;

YF2=1,6 – коэффициент, учитывающий форму зуба колеса;

[σ]F2 – допускаемое напряжение изгиба зубьев колеса определяют по общей зависимости с шестерней

 

                                     , МПа,                                                               (4.14)

 

где σFlim = 850 МПа – предел выносливости при отнулевом цикле напряжений;

SF = 1,1 – коэффициент запаса прочности

 

МПа

Расчетное напряжение в зубьях шестерни

 

                     ,МПа,                                                               (4.15)

 

где YF1 =1,65 – коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни

 

 

  1. 3 Расчет валов

 

  1. 3.1 Расчет быстроходного вала

 

  1. 3.1.1 Проектный расчет

 

Все диаметры валов были определены в пункте 4.1.

 

  1. 3.1.2 Материал вала-шестерни

 

Материал был выбран при расчете зубчатой передачи. Механические характеристики Стали 20ХН2М:

 МПа;  МПа;  МПа;  МПа.

 

  1. 3.1.3 Эскиз и расчетная схема вала

 

Вал изображен на рис.4.1 . Под эскизом вала составим его расчетную схему.

 

  1. 3.1.4 Проверочный расчет

 

Вал рассчитываем как балку на шарнирных опорах, которые расположены посередине конических упорных однорядных подшипников. Сосредоточенные внешние нагрузки на вал прикладываем посередине шестерни и цилиндрического конца в двух взаимно перпендикулярных плоскостях. Крутящий момент Т, на цилиндрическом конце направляем по вращению вала. Окружная сила Ft, приложенная к шестерни на радиусе d1/2 создает момент сопротивления. Конец вала соединен с карданной передачей упругой муфтой. Направление поперечной силы от муфты FM1 неизвестно. Прикладываем FM1 в сторону, противоположную окружной.

Поперечная сила, действующая от муфты на вал

 Н,                                                (4.16)

где Do – посадочный диаметр.

Допустимая частота вращения nпр=681 с-1.

Длины участков определяем по чертежу:

a=37,75 мм.; b=186,2 мм.; с=50,72 мм.

 

Реакции опор в горизонтальной плоскости

Н.

 

Н.             

Реакции опор в вертикальной плоскости

 

          

                   

 

       

                                           

 

Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости

участок  с: Mx1=0;        Mx2=0;  

                                                  

участок  b: Mx3= 0;

                   Mx4=Rax∙b=2100,279∙0,1862=391,1 Н∙м;

 

участок  a: Mx5=Rax∙b=2100,279∙0,1862=391,1 Н∙м;

                   Mx6=Rax(a+b)–Ft∙a=2100,279(0,038+0,186)+12459,8∙0,038=0.

 

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости

участок  с: My1=0;        My2=Fk∙c=7070,8∙0,051=358,63 H∙м;  

                                                  

участок  b: My3= Fk∙c=7070,8∙0,051=358,63 H∙м;

                   My4= Fk∙(b+c)–Rby∙b=7070,8∙(0,051+0,186) –13200,8∙0,1862 =-782,8 H∙м;

 

участок  a: My5= Fk∙(b+c)–Rby∙b=7070,8∙(0,051+0,186) –13200,8∙0,1862 =-782,8 H∙м;

                   Mx6=Rby∙a+Ray(a+b)=0 Н∙м.

 

 Суммарный изгибающий момент

участок  с: M1=0;        M2=Mx2=358,63 Н∙м;  

                                                  

участок  b: M3= Н∙м;

                   M4=Н∙м;

 

участок  a: My5Н∙м;

                   Mx6=0.

 

Эквивалентные напряжения в опасных сечениях вала

Сечение 3:  Н∙м;

                     Т=761 Н∙м.

Сечение 4:  Н∙м;

                     Т=761 Н∙м

Моменты сопротивления сечений

 мм3;                                                         (4.17)

 мм3;                                                         (4.18)

 мм3;                                                         (4.19)

 мм3;                                                         (4.20)

 

Номинальные напряжения изгиба и кручения в опасных сечениях вала

 МПа;                                                             (4.21)

 МПа;                                                             (4.22)

 МПа;                                                              (4.23)

 МПа;                                                               (4.24)

Рис. 4.1 Эскиз и расчетная схема вала

 

 

 

 

Эквивалентные напряжения в сечениях вала по четвертой теории прочности

 МПа;                                  (4.25)

 

 МПа;                                  (4.26)

 

 

  1. 3.1.5 Расчет вала на сопротивление пластическим деформациям

В сечении №3

 МПа.                              (4.27)

 

Коэффициент запаса по пределу текучести материала вала

.                                                      (4.28)

Допустимое значение коэффициента запаса по пределу текучести определяем по пластичности при    [ST]=1,2.                                        (146)

Условие прочности вала по сопротивлению пластическим деформациям

ST=3,84>[ST]=1,2.

В сечении №4

 МПа.                              (4.29)

 

.                                            (4.30)

 

ST=1,25>[ST]=1,2.                                       (4.31)

 

Вывод: условие прочности в сечениях №3 и №4 по пластическим деформациям выполняется.

 

 

 

  1. 3.1.6 Расчет вала на сопротивление на сопротивление усталости

 

В сечении №4

Среднее значение напряжения цикла и амплитуды напряжений

  МПа;  МПа;

 МПа;  МПа.

 

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

,                                  (4.32)

где  -коэффициенты, где -эффективный коэффициент                              концентрации при изгибе;

        =1;

        -коэффициент влияния абсолютного размера поперечного сечения;

        =0,73;

        -коэффициент влияния шероховатости поверхности при изгибе;

         При Ra=1,6 мкм =1-0,22(lg)lg4Ra=0,88;                          (4.33)

            КV-коэффициент влияния поверхностного упрочнения;

            КV=1;

            коэффициент характеризующий влияние ассиметрии цикла          напряжений при изгибе;

             0,02+0,0002=0,02+0,0002∙950=0,21.                                 (4.34)

              

                                 (4.35)

 

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

 

,                                     (4.36)

где  -эффективный коэффициент концентрации при кручении;

        =1;

        -коэффициент влияния абсолютного размера поперечного сечения при кручении;

        =0,73;

        -коэффициент влияния шероховатости поверхности при кручении;

  при Ra=1,6 мкм =0,425+0,575=0,545;                                    (4.37)

           

            коэффициент характеризующий влияние ассиметрии цикла          напряжений при кручении;

             0,5= 0.                                                                                 (4.38)

.                                  (4.39)

 

Коэффициент запаса прочности по усталости при совместном действии напряжений изгиба и кручения

=2,6.                                   (4.40)

 

Допускаемое значение коэффициента запаса прочности по усталости

[S]=1,8.

 

Условие прочности сечения №4 по сопротивлению усталости выполняется

S=2,6>[S]=1,8.

.

 




Комментарий:

Конструкторский раздел дипломной работы полный, все есть (чертежи, записка, приложение)


Рекомендовать другу
50/50         Партнёрка
Отзывы