Главная       Продать 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. курсовые работы > автомобили
Название:
Оптимизация передаточных чисел коробки передач для автомобилей КамАЗ 6460

Тип: Дипломные работы
Категория: Тех. курсовые работы
Подкатегория: автомобили

Цена:
1 грн



Подробное описание:

Министерство общего и профессионального образования РФ
ГОУ ВУП Уральский Государственный Технический Университет


Кафедра «Автомобили и тракторы»

 

 

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ
По конструкции и расчету АиТ

Тема: Оптимизация передаточных чисел коробки передач для
автомобилей КамАЗ 6460


Расчетно-пояснительная записка

КамАЗ 6460.06 Континент.000.000 ПЗ

 

 

Руководитель: Брюхов К. В.

Студент: Левчук С.В.

Группа: М – 484а

 

 

Екатеринбург
2005

Содержание

Введение 3
Техническая характеристика 4
ГЛАВА 1. Тяговый расчет АТС
1.1. Расчет потребной мощности двигателя 7
1.2. Построение внешней скоростной характеристики двигателя 8
1.3. Определение передаточных чисел элементов трансмиссии 9
1.4. Построение тяговой характеристики АТС 11
1.5. Построение кинематической схемы АТС 13
ГЛАВА 2. Расчет элементов конструкции
2.1. Расчет зубчатых передач 14
2.2. Пример расчета зубчатого колеса 26
2.3. Расчет валов 37
2.4. Расчет подшипников 58
ГЛАВА 3. Сборка агрегата
3.1. Сборка и разборка коробки передач и делителя 66
ЗАКЛЮЧЕНИЕ 67
Библиографический список 68
Приложения


Введение
Магистральные седельный тягач КАМАЗ-6460 предназначен для междугородних и международных перевозок грузов в составе автопоезда по дорогам, рассчитанным на пропуск автомобилей с осевой нагрузкой 10...13 тс. Седельный тягач КамАЗ 6460 «Континент» предназначен для междугородных и международных грузоперевозок. Автомобиль рассчитан на эксплуатацию на дорогах с асфальтным и твёрдым грунтовым покрытием, с полной массой автопоезда 46 т. и при уклонах до 10º. Автомобили КамАЗ «Континент» являются комфортабельными тягачами удобными для водителей и недорогими по сравнению с зарубежными аналогами. Двигатели данных автомобилей соответствуют нормам Евро-2, что даёт возможность эксплуатировать их в Европейских странах.
Автомобиль рассчитан на эксплуатацию при температурах окружающего воздуха от –45˚С до +40˚С, относительной влажности воздуха до 80% при температуре 20˚С, запыленности до 1,5 г/м3, скорости ветра до 20 м/с и в районах, расположенных на высоте не выше 3300 м над уровнем моря
Автомобиль КАМАЗ 6460 имеет кабину с улучшенным интерьером и экстерьером. Кабина автомобиля оборудована двумя спальными местами. Конструкция автомобиля КАМАЗ 6460 обеспечивает выполнение требований действующих отечественных и зарубежных стандартов, распространяющихся на а/м данного класса и назначения.
Целью данной работы поставлено разработать новую коробку передач для автомобилей семейства КамАЗ «Континент». Такая цель поставлена в связи с установкой в настоящее время на автомобили данного семейства немецких 16-ти ступенчатых коробок передач, что увеличивает цену автомобиля, а так же цену его эксплуатации и ремонта. Для ремонта немецких коробок передач требуются специализированные центры обслуживания ZF, которые в настоящее имеются только в Москве и Санкт-Петербург, что делает затруднительным эксплуатацию на всей территории России и в странах СНГ. Ёще одним основанием для данной разработки служит сохранение рабочих мест на производственных и сборочных участках коробок передач завода КамАЗ.

 

 

 

Технические характеристики автомобиля КамАЗ 6460
Весовые параметры и нагрузки:
Снаряженная масса автомобиля, кг. 9350
Нагрузка на переднюю ось, кг. 4580
Нагрузка на заднюю тележку, кг. 4770
Нагрузка на седельно-цепное устройство, кг. 16500
Полная масса автомобиля, кг. 26000
Нагрузка на переднюю ось, кг. 6000
Нагрузка на тзаднюю тележку, кг. 20000
Полная масса полуприцепа, кг. 36500
Полная масса автопоезда, кг. 46000

Двигатель:
Модель 740.50-360 (Евро 2)
Тип дизельный с турбонаддувом, с промежуточным охлаждением наддувочного воздуха
Номинальная мощность, нетто, кВт 250
брутто, кВт 265
при частоте вращения коленчатого вала, об/мин 2200
Максимальный крутящий момент, нетто, Н•м 1451
При частоте вращения коленчатого вала, об/мин 1300 – 1500
Расположение и число цилиндров V – образное, 8
Рабочий объём, л 11,76
Диаметр цилиндра и ход поршня, мм 120/130
Степень сжатия 16,5

Система питания:
Вместимость топливного бака, л 600

Электрооборудование:
Напряжение, В 24
Аккумуляторы, В/Ачас 2х12/190
Генератор, В/Вт 28/2000

Сцепление:
Тип диафрагменное, однодисковое
Привод гидравлический с пневмоусилителем

 

Коробка передач:
Модель ZF16S151
Тип механическая, 16-ступенчатая
Управление механическое, дистанционное
Придаточные числа
Передача 1 2 3 4 5 6 7 8 ЗХ
Прямая 13,86 9,52 6,56 4,58 3,02 2,08 1,43 1,00 12,97
Повышенная 11,56 7,96 5,48 3,83 2,53 1,74 1,20 0,84 10,85

Главная передача:
Тип двойная, с центральной конической передачей и планетарными колесами передачами
Передаточное отношение 5,11

Тормоза:
Привод пневматический
Размеры:
Диаметр барабана, мм 420
Ширина тормозных накладок, мм 180
Суммарная площадь тормозных накладок, см² 7200

Колеса и шины:
Тип колес дисковые
Тип шин пневматические, радиальные
Размер обода 9.0-22,5
Размер шин 315/80R22,5

Кабина:
Тип Расположенная над двигателем, со сверхвысокой крышей
Исполнение с 2 спальными местами с аэродинамическим козырьком

 

 

Характеристика автопоезда полной массой 46000 кг.:
Максимальная скорость, не менее, км/ч 90

 

 

1. Тяговый расчет АТС

1.1. Расчет потребной мощности двигателя
Ведется для следующих скоростей движения:
- минимальная скорость с максимальной нагрузкой при худших дорожных условиях – V = = 1,38 м/с; f = 0,01; φ = 0,7; α=10˚ (грунтовая дорога после дождя) [2, с. 37];
- рабочая скорость с максимальной нагрузкой при хороших дорожных условиях – Vmax = 90 км/ч = 25 м/с; f = 0,005; φ = 0,7; α = 0˚ (дорога с асфальтовым покрытием) [2, с. 37];
Потребная мощность рассчитывается по формуле:
[2, с. 4]
где Pk – касательная сила тяги на движителе, необходимая для преодоления суммарной силы сопротивления движению, Н;
Vmax – максимальная скорость движения АТС, м/с;
ηтр – КПД трансмиссии.
Касательная сила тяги определяется по выражению:
[2, с. 4]
где G – собственный вес автопоезда, G = 254800 Н;
Q – груза, Q = 196000 Н;
f – коэффициент сопротивления качению автомобиля;
ηтр – КПД трансмиссии, ηтр = 0,94;
α – уклон дороги, ˚, при малых значениях угла α: cosα = 1, sinα = i;
k – коэффициент обтекаемости,
k=0.5•ρв•Сх =0,5•1,293• 0,7= 0,387 Н∙с2/м4, при малых скоростях сопротивлением воздуха пренебрегаем;
F – площадь миделя – произведение ширины колеи на высоту автомобиля, м2, F = 3,155∙2,3 = 7,2565 м2.
Сила сцепления колеса с грунтом определяется по выражению:
[2, с. 4]
где Gсц – сцепной вес автомобиля, G=254800 Н;
φ – коэффициент сцепления движителя с грунтом.
Необходимо соблюдение условия
При минимальной скорости с максимальной нагрузкой при худших дорожных условиях:
Pk=450800•(0,015•cos10º + sin 10º)=82,84 kH
Pφ=25480∙0,7=96,13 kH
Ne=82,84∙1,38/0,945=120,97 кВт
При рабочей скорости с максимальной нагрузкой при хороших дорожных условиях:
Pk=450800∙(0,015 + 0)+0,387∙7,2565∙25²=8,517 кН
Pφ=137340∙0,7=96,13 kH
Ne= 8,517∙25/0,945=225,3 кВт
Выбран двигатель КамАЗ 740.50-360(Евро-2)
.Техническая характеристика [1,]:
 дизельный, V-образный, 8-цилиндровый, с турбонаддувом;
 максимальная мощность 265 кВт при 2200 мин-1;
 максимальный крутящий момент 1451 Н∙м при 1300-1500 мин-1.

1.2. Построение внешней скоростной характеристики
Для построения характеристик Ne =f(n), воспользуемся формулами Лейдермана для построения характеристик
Me =f(n),GT =f(n), ge =f(n).

Для построения характеристики Ne =f(n) задаем в программе MS Ofice Excel диаграмму по точкам, взятым с диаграммы испытаний, а затем с помощью полинома 4 степени аппроксимируем полученную линию и программа выдает уравнение Ne =f(n), которое в дальнейшем используем для расчетов и получения ВСХ:
Nex=Ne∙(nх/nN)[0,7+1,3(nx/nN)-(nx/nN)²]
gex=geN∙[1,55-1,55∙(nx/nN)+(nx/nN)²] [4, с. 145]
где NN – номинальная мощность двигателя, кВт;
nN – номинальная частота вращения коленчатого вала двигателя, мин-1;
nx – текущее значение частоты, мин-1;
geN – удельный эффективный расход топлива при номинальной частоте, г/кВт∙ч;
[4, с. 146]
При частоте n = 300 мин-1 имеем следующие значения:
Ne=265∙(300/2200)∙[0,7+1,3∙(300/2200)-(300/2200)²=31,029 кВт,
gex=235∙[1,55-1,55∙(300/2200)+(300/2200)²]=318,9 г/кВт∙ч,
Gт=318,9∙31,029/1000=9,896 кг/ч
Ме=9546∙31,029/300=987,34 Н∙м
Остальные значения характеристик приведены в табл.1.2.2. Таблица 1.2.2.
n, мин-1 Ne, кВт ge, г/кВт•ч Me, Н•м GT, кг/ч
300 40,392 434,314 1285,276 17,543
500 70,804 399,802 1351,797 28,308
800 118,663 357,950 1415,942 42,475
1100 165,625 328,000 1437,324 54,325
1400 207,660 309,950 1415,942 64,364
1700 240,735 303,802 1351,797 73,136
2000 260,819 309,554 1244,889 80,737
2100 263,930 314,116 1199,750 82,905
2200 265,000 320,000 1149,859 84,800
2250 264,723 323,438 1123,132 85,622
Данные для построения внешней скоростной характеристики.

1.3. Передаточных числа элементов трансмиссии
В соответствии с нагрузкой на колеса выбраны шины радиальные пневматические 315/80 R14 и имеют следующие размеры:
статический радиус 782мм;
ширина без нагрузки 315 мм.

Автомобиль оснащен механической, трехвальной, 6-ти ступенчатой коробкой передач с передним делителем и синхронизаторами на всех передачах переднего хода.
1.3.1 Определение требуемой касательной силы тяги
Расчет проводится для наихудших дорожных условий применимых к автомобилю данного класса:
f= 0,01; α=10º; φ=0,7.
Pψmax= Ga∙(f•cos α + sin α);
Pφmax= Gсц• φ;
Где Pψmax-максимальная сила сопротивления движения, Pφmax-максимальная сила сцепления с дорогой.
Pψmax=46000•9,81•(0,01•cos10º+sin10º)=82,84 кН,
Pφmax=20000•9,81•0,7=137,34 кН
Для определения передаточного числа трансмиссии на первой передаче, необходимо чтобы выполнялось условие:
Pφmax>Pкmax> Pψmax
Принимаем касательную силу тяги в большую сторону для гарантированного трогания автомобиля с места Pкmax=135 кН.
1.3.2 Определение передаточного числа трансмиссии на первой передаче
I1тр=( Pкmax•rd)/(Memaxηтр);
I1тр=(135000•0,782)/(1451•0,945)=77,02
1.3.3 Определение передаточного числа коробки передач
I1кп= I1тр/ IГП;
I1кп=77,02/7,2=10,69.
1.3.3 Передаточное отношение трансмиссии на шестой прямой передаче
I1кп= IГП=7,2
1.3.4 Передаточное число на шестой повышенной (ускоряющей) передаче
Из опыта автомобилестроительной промышленности, предлагается выбирать передаточное число из пределов 0,6-0,8. Так как автомобиль большой грузоподъёмности и больших скоростей ему не требуется, то принимаем I6 кп пов=0,8. Из конструктивной схемы следует , что I6 кп пов является передаточным числом делителя Iдел=0,8.
1.3.5 Определение передаточных чисел непосредственно коробки передач без делителя
Известно, что передаточные числа в коробке убывают от 1-й к
6-й передаче в геометрической прогрессии.
q= I1кп/ I2 кп= I2 кп/ I3 кп= I3 кп/ I4 кп= I4 кп/ I5 кп= I5 кп/ I6 кп;
Д= I1кп/ I6 кп;
q=ⁿ √Д;
Im кп= I(m-1) кп/ q;
Где – Д – диапазон передаточных чисел коробки передач, q – шаг прогрессии, n – общее количество передач, m – номер рассчитываемой передачи
Д= 10,69/1 = 10,69;
q=5√10,69= 1,606;
I2 кп=10,69/1,606= 6,656
Результаты следующих расчётов сводим в таблицу;
Таблица 1.3.1
Передача 1 2 3 4 5 6
Передаточное
число 10,69 6,656 4,144 2,58 1,606 1

Исходя из рекомендаций по проектированию коробок передач, передаточные числа 1-й и 2-й, 2-й и 3-й передач «раздвинуты» на 5-15% , а 4-й и 5-й, 5-й и 6-й «сближены» на 5-15%[2, c.119], тогда
Таблица 1.3.2
Передача 1 2 3 4 5 6
Передаточное
число 10,69 7,398 5,12 3,08 1,445 1

1.3.6 Определение передаточных чисел на повышенном диапазоне коробки передач
Im кп пов= Im кп• Iдел
I1 кп пов= 10,69∙0,8=8,55
Результаты следующих расчётов сводим в таблицу;
Таблица 1.3.3
Передача 1 2 3 4 5 6
Передаточное
число 8,55 5,92 4,09 2,47 1,156 0,8
Передаточное число передачи заднего хода определяется из конструктивных и компоновочных соображений. А так же из условия достижения большего крутящего момента на колёсах и обеспечения минимальной скорости при движении задним ходом. IЗ.Х.=13,99
Окончательно сводим в таблицу передаточные числа на двух диапазонах
Таблица 1.3.4.
Передача

диапазон
1
2
3
4
5
6
З.Х.
прямой 10,69 7,398 5,12 3,08 1,445 1 13,99
повышенный 8,55 5,92 4,09 2,47 1,156 0,8 11,05

1.4. Построение тяговой характеристики АТС
Значение свободной силы тяги АТС определяется по формуле:
[2, с. 13]
где Pk – касательная сила тяги АТС, Н;
Pw – сила сопротивления воздушной среды, Н.
Значения касательной силы тяги на различных передачах:
Mкол= Me max∙ Im кп• Iгп ∙ηтр,
Pк= Mкол/rd [2, с. 13]
где Me max –максимальное значение крутящего момента, Н∙м;
iтр – общее передаточное число трансмиссии на выбранной передаче.
Сила сопротивления воздуха при движении АТС на различных передачах:
[2, с. 13]
где vа – скорость движения АТС на всех передачах;
k – коэффициент обтекаемости, равный 0,378 Н∙с2/м4, при малых скоростях движения АТС сопротивлением воздуха можно пренебречь;
F – площадь лобовой поверхности АТС (площадь миделя), F = 7,2 м2.

Скорость движения определяется по формуле:
Va= 0,377∙rd∙ne/ Im тр [2, с. 13]
Динамический фактор определяется по формуле:
[2, с. 13]
где Gа – полный вес АТС, Н.
Пример расчета при движении на 1-й передаче при частоте вращения коленчатого вала двигателя n = 2200 мин-1:
Va=0,377∙0,782∙2200/77,47=8,43 км/ч;
Mкол=1451∙10,69∙7,2∙0,945= 105,538 кН∙м;
Pк=105,538/0,782= 134,9 кН.

Значения остальных расчетов приведены в табл. 1.4.1
Таблица 1.4.1
передача

диапазон
1
2
3
4
5
6
Максимальная скорость Va, км/ч
прямой 8,43 12,18 17,6 43,15 62,36 90
повышенный 10,53 15,22 22 53,96 77,95 112,64
Крутящий момент на колёсах Mкол, кН∙м
прямой 105,538 73,037 50,547 20,613 14,265 9,872
повышенный 84,341 58,364 40,395 16,469 11,4 7,889
Касательная сила тяги Pк, кН
прямой 134,9 93,36 64,61 26,35 18,23 12,62
повышенный 107,8 74,6 51,63 21,05 14,57 10,08


1.5. Построение кинематической схемы АТС

Автомобиль является заднеприводным с продольным расположением двигателя и коробки передач и колёсной формулой 6х4.Особенностью данного автомобиля является делитель конструктивно объединённый с картером сцепления в один узел для большей жесткости, а так же сквозной привод заднего тандема. Сцепление сухое двухдисковое с периферийными пружинами.
Для конструирования узлов и построения кинематической схемы использовались следующие источники:
 коробка передач – [1];
 межосевой дифференциал – [1];
 межколёсный дифференциал – [1]
 главная передача– [1] ;
 подшипниковые узлы – [1].

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 


2 РАСЧЕТ ТРАНСМИССИИ
2.1.Расчет зубчатых колес

 

 

Рис 2.1.1. Схема передачи крутящего момента
Параметры зубчатой передачи
Межосевое расстояние для пар зубчатых колес коробки
aw=(9,5..11)∙³√Mвых;
где - Mвых – максимальный крутящий момент на выходе из коробки передач
aw=10∙³√15154,9=247,46 мм,
Принимаем из стандартного ряда aw=250 мм
Рабочая ширина зубчатых венцов:
bw=(0,18…0,24)∙ aw
bw1=0,24∙250=60 мм, bw2=58 мм
Результаты остальных расчётов сводим в таблицу 2.1.1

 

 

 

 

 

 


Таблица 2.1.1
Номер зубчатого
колеса 1 3 5 7 9
Ширина зубчатого
венца bw ,
мм 60 60 55 50 48
Номер зубчатого
колеса 2 4 6 8 10
Ширина зубчатого
венца bw ,
мм 58 58 53 48 46
Номер зубчатого
колеса 11 15 17 21
Ширина зубчатого
венца bw ,
мм 48 60 60 60
Номер зубчатого
колеса 12 16 20
Ширина зубчатого
венца bw ,
мм 46 60 58

Нормальный модуль принимаем:
Таблица 2.1.2.
Модули пар зубчатых колес
№ передачи 1 2 3 4 5 6 З.Х.

6 6 6 6 6 6 6
Нормальные модули для зубчатой пары привода промежуточн-ого вала от первичного вала коробки передач и первичного вала делителя принимаем: mп.в.=mдел.
Угол профиля зуба: - для пар зубчатых колес коробки, - для пары главной передачи.
Высота головки зуба: .
Радиальный зазор: .
Начальные параметры
Диаметр начальных окружностей
- ведущее колесо;
- ведомое колесо;
Наклон зубьев .
Суммарное число зубьев колёс и угол наклона зуба
Z∑=[56 – 78] [3 c.100]
βпр= arcsin(π•m/bw);
Z∑пр= 2∙aw∙cos βпр/m;
β= arcos ((m∙ Z∑пр)/ 2∙ aw) [7 c.48]
Пример расчёта приводим на паре зубчатых Z1 и Z2
βпр= arcsin(π∙6/60) = 22º 20′;
Z∑пр= 2∙250∙cos22º 20′/ 6 = 77,18
Принимаем целое суммарное число зубьев Z∑=77;
β= arcos ((6∙77)/ 2∙250 = 22º 30′
Результаты последующих расчётов сводим в таблицу 2.1.3
Таблица 2.1.3
Пара Z1 , Z2 Z20 , Z21 Z3 , Z4 Z5 , Z6 Z7 , Z8 Z9 , Z10 Z11 , Z12 Z15 , Z16 Z16 , Z17
Угол
наклона
зуба β
22º 30′ 22º 30′ 22º 30′ 22º 30′ 22º 30′ 22º 30′ 22º 30′ 22º 30′ 22º 30′
Суммарное
число
зубьев Z∑ 77 77 78 78 78 77 76 41 71

Число зубьев на каждом отдельном колесе
1 пара: Исходя из условий компоновки и сборки коробки передач и опираясь на опыт автомобилестроения, Z1=[ 12 – 16], [7 c. 51]
Принимаем Z1=14, тогда;
Z2= Z∑ - Z1;
Z2=77 – 14 = 63;
Iпр = Z2/ Z1 ;
Iпр =63/ 14 = 4,5
3 пара:
I1кп = Iпр ∙ (Z4/ Z3) => (Z4/ Z3) = I1кп/ Iпр;
Z4= Z∑3 – Z3;
Z∑3 / Z3 – 1 = I1кп/ Iпр;
Z3= Z∑3 / (I1кп/ Iпр + 1);
Z3=78/ (10,69/4,5 + 1) = 23,14
Принимаем Z3=23, тогда
Z4= 78 – 23 = 55,
Уточняем передаточное число пары
(Z4/ Z3) = 2,39
2 пара:
I1кп пов = Iпр пов ∙ (Z4/ Z3) => Iпр пов = I1кп пов ∙ (Z3/ Z4);
Iпр пов = 4,5•55/ 23 = 3,57
В результате расчета по оптимизации передаточных чисел коробки передач были получены результаты, которые приведены в таблице 2.1.4.

 

 

 

 

Таблица 2.1.4.

Передаточные числа трансмиссии
Передача Z1 , Z2 Z20 , Z21 Z3 , Z4 Z5 , Z6 Z7 , Z8 Z9 , Z10 Z11 , Z12 Z15 , Z16

Z16 , Z17
Прямая передача
Передаточное число 4,5 2,39 1,6 1,2 0,65 0,33 - 1,05;2,94
Отношение числа зубьев передачи 14/63 23/25 30/48 35/42 46/30 57/19 - 23/18;
18/53
Повышенная передача
Передаточное число 3,57 2,39 1,6 1,2 0,65 0,33 - 1,05;2,94
Отношение числа зубьев передачи 17/61 23/25 30/48 35/42 46/30 57/19 - 23/18;
18/53

КПД зубчатого зацепления 0,99; КПД пары подшипников 0,999;

Расчетный момент Ме max=1451 Н∙м
Расчетная частота вращения коленчатого вала.n=1400 об/мин
Определяем моменты на валах коробки передач и частоты их вращения по формулам:
– передаточное число в коробке передач.
M1= Me max•ηпод;
M2= M1•ηпод•ηз• Iпр;
M*2= M*1•ηпод•ηз• Iпр пов;
M3= M1•η³под•η²з• Iпр;
M*3= M*1•η³под•η²з• Iпр пов;
где - M1 – крутящий момент на входном валу, M2 и M*2 – крутящие моменты на промежуточном валу соответственно на прямом и повышенном диапазонах, M3 и M*3 – крутящие моменты на выходном валу соответственно на прямом и повышенном диапазоне
К примеру на 1-й передаче:
M1= 1451∙0,999 = 1449 Н•м;
M2= 1449•0,999•0,99•4,5 = 6448,8 Н•м ;
M*2= 1449•0,999•0,99•3,57 = 5116 Н•м ;
M3= 1449•0,999³•0,99²•4,5 = 15235 Н•м ;
M*3=1449•0,999³•0,99²•3,57 = 12120,1 Н•м ;
Результаты расчетов занесены в таблицу 2.1.5.

 


Таблица 2.1.5.
Передача

Диапазон Вал 1 2 3 4 5 6 З.Х.
М, Н∙м n, об/мин М, Н∙м n, об/мин М, Н∙м n, об/мин М, Н∙м n, об/мин М, Н∙м n, об/мин М, Н∙м n, об/мин М, Н∙м n, об/мин
Прямая
1 1449 1400 1449 1400 1449 1400 1449 1400 1449 1400 1449 1400 1449 1400
Повышенная
Прямая

2 6448,8 311,1 6448,8 311,1 6448,8 311,1 6448,8 311,1 6448,8 311,1
-
- 6448,8 311,1
Повышенная
5116 392,1 5116 392,1 5116 392,1 5116 392,1 5116 392,1 5116 392,1 5116 392,1
Прямая

3 15235 130,11 10194,4 194,4 7645,8 259,2 2930,9 676,3 2123,8 933,3 1449 1400 19808,4 - 100,07
Повышенная 12120,1 163,5 8098,9 244,7 6060 327,1 2336,2 848,4 1684,9 1176,4 1118,5 1772,1 15648,6 - 126,67

Средняя скорость Vср, км/ч
Прямой 5,32 7,96 10,61 27,68 38,2 57,3 -4,09
повышенный 6,69 10,01 13,39 34,73 48,16 72,5 -5,18

Моменты и обороты на валах коробки передач на передачах
Относительные пробеги на передачах( в процентах)приведены в таблице 2.1.6

Таблица 2.1.6.
Относительные пробеги на передачах

диапазон № передачи 1 2 3 4 5
6 ЗХ
прямой ,%
0,1 0,4 2 7 10 15 0,035
повышенный 0,3 1,1 4 8 12 40 0,015

Коэффициенты пробега
Расчетная удельная сила на данной передаче

Среднее значение удельных окружных сил

1,86 – коэффициент, учитывающий сопротивление разгону;
γψСРi – удельное сопротивление дороги (сопротивление качению) 0,6;
γвСРi – удельное сопротивление воздуха;
, (при V>40 км/ч).

По графической зависимости определяем коэффициенты пробега
/Высоцкий. Рис 7.17/

Таблица 3.1.6.
Коэффициенты пробегов

№ пер. 1 2 3 4 5 6
З.Х.

Прямой диапазон

0,301 0,201 0,151 0,058 0,042 0,028
0,39

0,062 0,062 0,062 0,014 0,014 0,01
0,062

- - - - - 57,31
-

- - - - - 0,0001
-

0,115 0,115 0,115 0,026 0,026 0,0263
0,115

2,617 1,747 1,313 2,226 1,611 1,073
3,4

0,03 0,08 0,12 0,04 0,08 0,14
0,08

0,15 0,21 0,22 0,16 0,205 0,24
0,1
Повышенный диапазон

0,239 0,159 0,119 0,046 0,033 0,022
0,3

0,062 0,062 0,062 0,014 0,014 0,01
0,062

- - - - 48,16 72,54
-

- - - - 0,00014 0,00023
-

0,115 0,115 0,115 0,026 0,0261 0,019
0,115

2,078 1,389 1,034 1,769 1,269 1,157

2,6

0,05 0,1 0,16 0,07 0,15 0,16
0,03

0,19 0,215 0,24 0,2 0,23 0,26
0,15

Определение напряженности зубьев и пробега автомобиля до поломки или выкрашивания зубьев

Расчет напряжений изгиба

где - окружная сила;
- единичное напряжение изгиба
- коэффициент, зависящий от суммарной длины контактных линий и величины перекрытия;
- коэффициент, который учитывает распределение нагрузки между зубьями, зависит от точности изготовления колеса;
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;
- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении;
- коэффициент, учитывающий свойства смазок и характер работы колеса в зацеплении;
- коэффициент, учитывающий габаритные размеры зубчатого колеса.

Для определения значения окружной сил воспользуемся формулой:
,
где - расчетный момент на валу
Для определения значения единичного напряжения изгиба:
,
где - коэффициент напряжения изгиба, определяется по графику
[ 3 рис 7.19.] или [7 рис 4.8.]
- учитывает параметры сопряженного зубчатого колеса
,
где - фактическое число зубьев
-
- зависит от угла профиля исходного контура ГОСТ 13.755 – 81.
- учитывает радиус переходной кривой. По ГОСТ 13.755 – 81.
- учитывает перераспределение толщины зубьев шестерни и колеса

- определяется по рисунку [ 3 рис 7.20.] .

Для определения коэффициентов , , , , .
Диаметры основных окружностей
,
где - угол зацепления;
- номер колеса.
Диаметры окружностей вершин

Необходимо подсчитать коэффициент торцевого перекрытия. Определяется по графику

Коэффициент осевого перекрытия

,
где - учитывает неравномерность распределения нагрузки в начальный период работы колеса. [ 3 рис 7.21.] или [ 7 рис 4.13.];
- по таблице [ 3 табл. 7.8.] или [ 7 табл. 4.6.];
- по рисунку [ 3 рис 7.23.];
- по таблице [ 7 табл. 4.9.];
- по таблице [ 3 табл. 7.10.].

Допускаемое напряжение изгиба
,
где ;
,
где - расчетный ресурс;
- максимальное напряжение изгиба.

Ресурс по усталости при изгибе, затрачиваемой на один километр
,
- передаточное число от рассматриваемой шестерни до колеса
- выбирается по таблице [ 3 табл. 7.6.].

Общий ресурс по усталости при изгибе
,
где - продольное напряжение изгиба при базовом числе циклов;
- Базовое число циклов
.
,
где - характеризует выносливость материала и определяется по таблице [ 3 табл. 7.6.] или [ 7 табл. 4.10.];
- особенность обработки зубьев ;
- учитывает характер нагружения.

Пробег автомобиля до усталостной поломки зуба
,

Ресурс по напряжениям изгиба
,
где - коэффициент долговечности рассчитывается по формуле ,
где - базовое число циклов;
- эквивалентное число циклов .
Определение параметра контактного напряжения

,
где - окружная сила;
- единичное напряжение изгиба
- коэффициент, зависящий от суммарной длины контактных линий и величины перекрытия;
- коэффициент, который учитывает распределение нагрузки между зубьями, зависит от точности изготовления колеса;
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;
- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении;
- коэффициент, учитывающий свойства смазок и характер работы колеса в зацеплении;
- коэффициент, учитывающий габаритные размеры зубчатого колеса.

Ресурс по контактной усталости на 1 км пробега


Предельное контактное напряжение
,
где - по таблице [ 3 табл. 7.6.] или [ 7 табл. 4.10.];
- определяется шероховатостью поверхности .
Общий ресурс зубчатого колеса

Пробег автомобиля до появления выкрашивания зубьев

Допускаемое контактное напряжение
; ; .
Максимальное расчетное контактное напряжение

Характер воздействия установившийся.
Расчет зубчатого колеса на прочность
Степень перегрузки в сравнении с расчетной величиной обозначаем

момент возникающий под действием динамических нагрузок к расчетному моменту

Максимальные напряжения при двукратной нагрузке:
По контактным напряжениям:


Где - предельная прочность материала 3800 МПа
По напряжениям изгиба:


Где - предельная прочность материала 1900 МПа

Допускается перегрузка на 5-10%

2.2. Пример расчета
Для ведущего зубчатого колеса третьей передачи

Начальные параметры
Диаметр начальных окружностей
dw1 = 14•6 / cos22º 30′ = 90,9 мм - ведущее колесо;
dw2 = 2•250 – 90,9 = 409,1 - ведомое колесо;
Коэффициенты пробега
Расчетная удельная сила на данной передаче
γр1 = 135,842 / 451,26 = 0,301
Среднее значение удельных окружных сил

1,86 – коэффициент, учитывающий сопротивление разгону;
– удельное сопротивление дороги (сопротивление качению) 0,6;
– удельное сопротивление воздуха;
, (при V>40 км/ч).
γср1 = 1,86• 0,062 = 0,115
Определение напряженности зубьев и пробега автомобиля до поломки или выкрашивания зубьев

Расчет напряжений изгиба
Для шестерни

Ft = 2•1449 / 0,0909 = 31,881 кН- окружная сила.

- единичное напряжение изгиба;

- коэффициент, зависящий от суммарной длины контактных линий и величины перекрытия;
- коэффициент, который учитывает распределение нагрузки между зубьями, зависит от точности изготовления колеса;
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;
- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении;
- коэффициент, учитывающий свойства смазок и характер работы колеса в зацеплении;
- коэффициент, учитывающий габаритные размеры зубчатого колеса.
где - коэффициент напряжения изгиба, определяется по графику [ 8 рис 7.19.] или [9 рис 4.8.]
- учитывает параметры сопряженного зубчатого колеса
,
где - фактическое число зубьев

- зависит от угла профиля исходного контура ГОСТ 13.755 – 81.
- учитывает радиус переходной кривой. По ГОСТ 13.755 – 81.
- учитывает перераспределение толщины зубьев шестерни и колеса.

- определяется по рисунку [ 8 рис 7.20.].

σF1 = (31,881∙10³∙10³ ∙10³ /( 60∙6 ))∙2,25∙0,65∙1∙1,35∙1,795∙1,05∙1,07 = = 352,6 МПа.
Ресурс по усталости при изгибе, затрачиваемой на один километр
,
- передаточное число от рассматриваемой шестерни до колеса
- выбирается по таблице [ 8 табл. 7.6.].
RF1 = (500∙403,69 / π∙0,782)∙(77,47∙0,001∙0,03 + 51,84∙0,004∙0,08 +
38,88∙0,02∙0,12 +14,904∙0,07∙0,04 + 10,8∙0,1∙0,08 + 79,2∙0,00035∙0,03) =
= 0,648∙1025
Общий ресурс по усталости при изгибе
,
где - продольное напряжение изгиба при базовом числе циклов;
- Базовое число циклов ;

,
где σºF lim = 460 МПа- характеризует выносливость материала и определяется по таблице [ 3 табл. 7.6.] или [ 7 табл. 4.10.];
- особенность обработки зубьев ;
- учитывает характер нагружения.
σFPO = 460•1•1,14 = 524,4 МПа;
RF lim = 524,49•4•106= 1,199•1031 .
Пробег автомобиля до усталостной поломки зуба
LF = 1,199•1031 / 0,648∙1025= 3,85∙106 км.
Ресурс по напряжениям изгиба
,
где - коэффициент долговечности рассчитывается по формуле
KFL = 9 √( • /15,3•106) = 0,86, принимаем 0,9; [3 c.117]
NFE = 0,648∙102 3∙105 / 403,69 = 15,3•106 ;
σFP = 524,49 •0,9 = 471,96 МПа, Шестерня Z1 проходит по напряжениям изгиба σFP = 471,96 МПа > σF1 = 352,6 МПа.

 

Определение параметра контактного напряжения

,
где - окружная сила;
= 2•(4,5 + 1)•cos²22º30′ / (4,5•sin(2•20º) = 3,24 - единичное напряжение изгиба
- коэффициент, зависящий от суммарной длины контактных линий и величины перекрытия;
- коэффициент, который учитывает распределение нагрузки между зубьями, зависит от точности изготовления колеса;
1 + (1,35 – 1)•1 =1,35 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;
√1,795 = 1,339 - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении;
- коэффициент, учитывающий свойства смазок и характер работы колеса в зацеплении;
- коэффициент, учитывающий габаритные размеры зубчатого колеса.
ПН1 = (31881 / 90,9•60•10-6)•3,246•0,62•1,33•1,35•1,339•1•1 =28,27 МПа;
Ресурс по контактной усталости на 1 км пробега


R1H = (500•28,27³ / π•0,782)•(77,47∙0,001∙0,15 + 51,84∙0,004∙0,21 +
+ 38,88∙0,02∙0,22 + 14,904∙0,07∙0,16 + 10,8∙0,1∙0,205 + 79,2∙0,00035∙0,15) = 4,2∙106 ;
Предельное контактное напряжение
,
где 21 МПа - по таблице [ 3 табл. 7.6.] или [ 7 табл. 4.10.];
- определяется шероховатостью поверхности .

Общий ресурс зубчатого колеса
21³∙1,2∙108 = 1,11∙1012 ;
Пробег автомобиля до появления выкрашивания зубьев
1,11∙1012 / 4,2∙106 = 3,64,∙105 км

Допускаемое контактное напряжение
4,2∙106∙3∙105 / 28,27³ =37,18∙106
(1,2∙108 / 37,18∙106 ) = 1,477
21•1,477 = 1531,5 МПа.

Максимальное расчетное контактное напряжение

28,27 = 1462,1 МПа.
Характер воздействия установившийся.

Расчет зубчатого колеса на прочность
Степень перегрузки в сравнении с расчетной величиной обозначаем

момент возникающий под действием динамических нагрузок к расчетному моменту
2∙28,7 = 57,4 МПа.
Максимальные напряжения при двукратной нагрузке:
По контактным напряжениям:
57,4 = 2067,8 МПа


2067,8 < 0,95•3800
2067,8 < 3610
Где - предельная прочность материала.
Шестерня проходит по контактным напряжениям.

По напряжениям изгиба:


705,2 < 0,9∙1950
705,2 < 1852,5
Где - предельная прочность материала 1950 МПа
Шестерня проходит по напряжениям изгиба

Таким образом, все шестерни удовлетворяют требованиям выносливости по изгибным и контактным напряжениям, имеют гарантированный минимальный ресурс работы 300000 км пробега автомобиля, а также способны выдерживать двукратную перегрузку.

Выбор коэффициентов и расчет величин для проверки остальных зубчатых колес на прочность, проведена аналогично. Результаты расчета приводятся в сводных таблицах 3.2.1. для ведущих колес и 3.2.2. – для ведомых.

Таблица 3.2.1.
Ведущие зубчатые колеса
№ 1 21 3 5 7 9 11
Z 14 17 23 30 35 46 57
m,ဠмм 6 6 6 6 6 6 6
β, град 22,48 22,48 20,04 22,48 22,48 24,21 24,21
dw,мм 90,9 110,38 147,42 192,29 227,27 300,1 374,98
da,мм 102,9 122,38 159,42 204,29 239,27 312,1 386,98
db,мм 75,9 95,38 132,42 177,29 212,27 285,1 359,98
bw,мм 60 60 60 55 50 48 48
Ft, кН 31,881 26,254 87,4 69,4 67,0 53,2 56,7 38,7 42,9 34,0 34,3 27,2
Расчет зубьев на изгиб
YF0 2,25 2,3 2,25 2,25 2,25 2,25 2,25
Ku 1 1 1 1 1 1 1
YF 2,25 2,3 2,255 2,260 2,261 2,300 0,985
εα 1,592 1,265 1,284 1,325 1,365 1,290 2,210
εβ 1,217 1,217 1,485 1,410 1,762 0,000 1,233
Yε 0,65 0,7 0,800 0,800 0,800 0,700 0,9
KFα 1 1 1 1 1 1 0,700
Ψbd 0,55 0,543 0,367 0,311 0,256 0,533 1
KFβ 1,35 1,4 1,04 1,04 1,04 1 0,619
V, м/с 13,32 8,629 10,330 12,158 14,768 5,811 1
KVΔ 1,35 1,2 1,25 1,15 1,38 1 -
Kve 1,33 1,32 1,15 1,1 1,15 1 -
KFV 1,795 1,584 1,438 1,265 1,587 1,000 -
KFμ 0,95 0,95 0,95 0,95 0,95 0,95 -
KFX 1,07 1,07 1 1 1 1 1
σF, МПа 352,6 334,32 544 432 498 395 488 387 307,9 264 320 271
γi, % - - 0,1 0,3 0,5 1,1 2 4 7 8 10 12
KПF - - 0,03 0,05 0,08 0,1 0,12 0,16 0,04 0,07 0,08 0,15
RF 10,64*1025 8,29*1024 1,325*1023 1,16*1023 5,08*1023 1,8*1020 4,168*1023
YR 1 1 1 1 1 1 1
KFC 1,14 1,14 1,14 1,2 1,08 1,3 1,3
σFР0, МПа 524,4 524,4 456 480 432 520 520
NFO 4,00*106 4,00*106 4,00*106 4,00*106 4,00*106 4,00*106 4,00*106
Rflim 1,19*1031 1,199*1031 3,41*1030 5,41*1030 2,1*1030 1,11*1031 1,11*1031
LF, км 3,5*105 1,446*106 54,3*106 4,66*107 4,12*106 6,17*1010 2,67*107
NFE 15,3*106 31,77*106 39,*106 42,47*106 45,68*106 50,36*106 45 *106
KFL 0,9 0,794 1,698 0,892 2,679 471,96
σFР, МПа 471,96 471,96 471,96 471,96 471,96 471,96 712
σFmax, МПа 705 668,64 1089,6 409 534 662 800
σFlimM, МПа 1950 1950 1900 1900 1900 1900 1950

Расчет зубьев на контактную прочность
№ 1 21 3 5 7 9 11
ZH 3,246 3,4 3,221 3,831 4,747 1,760 2,158
Zε 0,62 0,7 0,800 0,800 0,800 0,700 0,700
KHα 1,33 1,33 0,9 0,9 0,9 0,9 0,9
KHw 1,33 1,33 1,000 1,000 1,000 0,980 0,980
KHβ 1,35 1,4 1,04 1,04 1,04 1,095 1
KHV 1,339 1,258 1,199 1,125 1,260 1,000 -
KHμ 1 1 1 1 1 1 1
KHX 1 1 1 1 1 1 1
ПН, МПа 28,27 22,09 39,1 31,0 29,7 23,5 25 19,8 6,65 5,49 4,45 4,4
γi, % - - 0,1 0,3 0,5 1,1 2 4 7 8 10 12
KПH - - 0,15 0,19 0,21 0,215 0,22 0,24 0,16 0,2 0,2 0,23
RH 4,2*106 3,212*106 2,922*106 2,734*106 2,868*106 2,699*106 2,212*106
ПНР0, МПа 21 21 21 21 21 21 21
NHO 1,2*108 1,2*108 1,2*108 1,2*108 1,2*108 1,2*108 1,2*108
RHlim 1,2*108 1,2*108 1,2*108 1,2*108 1,2*108 1,2*108 1,2*108
LH, км 3,64*105 4,45*105 12,1*106 2,04*106 3,59*106 9,16*109 6,90*105
NHE 37,17*106 59,59*106 11207658 46865953 16372322 2817 211110661
KHL 1,47 1,262 2,204 1,368 1,942 34,927 0,828
σHР, МПа 1531 1415,7 3418,8 1402 1671 7623 1754
σрасч, МПа 1462 1292,5 1720,6 908 984 1215 1711
σHmax, МПа 2067,8 1827,8 2433,4 1283 1392 1718 1693
σHlimM, МПа 3800 3800 3800 3800 3800 3800 3800


Таблица 3.2.2.
Ведомые зубчатые колеса
№ 2 20 4 6 8 10 12
Z 63 61 55 48 42 30 19
m, мм 6 6 6 6 6 6 6
β, град 22,48 22,48 20,04 22,48 22,48 24,21 24,21
dw,мм 409,1 389,62 362 307,71 272,27 199,9 125,02
da,мм 421,1 401,62 374 319,71 284,27 211,9 137,02
db,мм 394,1 374,62 347 292,71 257,27 184,9 110,02
bw,мм 58 58 58 53 48 46 46
Ft, Н 31,881 26,254 87,4 69,4 67,0 53,2 56,7 38,7 42,9 34,0 34,3 27,2
Расчет зубьев на изгиб
YF0 2,9 2,75 2,30 2,30 2,30 2,35 2,17
Ku 1 1 0,980 0,983 0,983 1,000 0,985
YF 2,9 2,75 2,255 2,260 2,261 2,350 1,880
εα 1,646 1,265 1,284 1,325 1,365 1,290 1,233
εβ 1,292 1,176 1,292 1,227 1,532 0,000 1,590
Yε 1,176 0,800 0,800 0,800 0,800 0,700 0,800
KFα 1 1 1 1 1 1 1
Ψbd 0,14 0,148 0,206 0,232 0,284 0,133 0,145
KFβ 1 1,02 1,04 1,04 1,04 1,04 1,04
V, м/с 6,66 5,11 10,330 12,158 14,768 5,811 -
KVΔ 1,1 1,1 1,25 1,15 1,38 1 -
Kve 1,33 1,2 1,15 1,1 1,15 1 -
KFV 1,43 1,32 1,438 1,265 1,587 1,000 -
KFμ 1,05 1,05 0,95 0,95 0,95 0,95 0,95
KFX 1,12 1 0,96 0,96 0,96 0,96 0,96
σF, МПа 290,4 234,6 511 405 478,5 379 420 350 302,8 263 320 264,7
γi, % - - 0,1 0,3 0,5 1,1 2 4 7 8 10 12
KПF - - 0,03 0,05 0,08 0,1 0,12 0,16 0,04 0,07 0,08 0,15
RF 1,085*1023 9,5*1022 3,008*1023 3,499*1023 2,28*1024 2,951*1020 1,114*1024
YR 1 1 1 1 1 1 1
KFC 1,14 1,14 1,14 1,2 1,08 1,3 1,3
σFР0, МПа 524,4 524,4 456 480 432 520 520
NFO 4,00*106 4,00*106 4,00*106 4,00*106 4,00*106 4,00*106 4,00*106
Rflim 1,199*1031 1,199*1031 1,199*1031 1,199*1031 1,199*1031 1,199*1031 1,199*1031
LF, км 1,105*108 1,251*108 1,13*107 9,75*106 2,37*106 3,77*1010 2,88*107
NFE 1,477*106 8,901*106 1542559 24102490 14204401 161 64190
KFL 1,117 0,914 1,112 0,819 0,869 3,079 1,583
σFР, МПа 585,7 479,3 507 374 417 1601 926
σFmax, МПа 580,8 469,2 627 470 614 804 1032
σFlimM, МПа 1950 1950 1950 1950 1950 1950 1950

Расчет зубьев на контактную прочность
№ 2 20 4 6 8 10 12
ZH 3,246 3,4 3,221 3,831 4,747 1,760 2,158
Zε 0,65 0,8 0,800 0,800 0,800 0,700 0,800
KHα 1,33 1,33 0,9 0,9 0,9 0,9 0,9
KHw 1,33 1,02 1,000 1,000 1,000 0,980 0,980
KHβ 1,0392 1,04 1,04 1,04 1,04 1,0392 1,0392
KHV 1,195 1,14 1,199 1,125 1,260 1,000 -
KHμ 1 1 1 1 1 1 1
KHX 1 1 1 1 1 1 1
ПН,
МПа 4,5 5,112 39,1 31,0 29,7 23,5 25 19,8 6,65 5,49 4,45 4,4
γi, % - - 0,1 0,3 0,5 1,1 2 4 7 8 10 12
KПH - - 0,15 0,19 0,21 0,215 0,22 0,24 0,16 0,2 0,2 0,23
RH 1786,4 11140 48648 331273 472892 1 170825
ПНР0,
МПа 21 21 21 21 21 21 21
NHO 1,2*108 1,2*108 1,2*108 1,2*108 1,2*108 1,2*108 1,2*108
RHlim 1,11*1012 1,11*1012 1,11*1012 1,11*1012 1,11*1012 1,11*1012 1,11*1012
LH, км 621,3*106 99,64*106 1,69*107 2,48*106 1,74*106 1,08*107 8,55*107
NHE 3,92*106 16,67*106 7230747 40170816 20888825 803 57056935
KHL 3,128 1,93 2,551 1,440 1,791 53,058 1,281
σHР,
МПа 2228,8 1750,7 2060 1548 1604 8731 1357
σрасч,
МПа 583,3 621,76 871 901 1066 676 761
σHmax,
МПа 825 879,3 1232 1274 1508 956 1076
σHlimM, МПа 3800 3800 3800 3800 3800 3800 3800

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2.2 Расчёт валов
2.2.1 Предварительный расчёт валов
Расчёт первого вала (делитель)
dшл = 4•³√Mmax
dшл = 4•³√1451 =45,28 мм
Принимаем диаметр шлицевой части вала dшл = 52 мм
Принимаем диаметр вала под втулку подшипника-dв.п = 56 мм
Диаметр резьбовой части 55 мм,
Диаметр под зубчатую муфту 100 мм,
Длины различных участков вала определяются конструктивно:
Длина шлицевой части - lшл = 121 мм,
Длина резьбовой части - lрезб = 13 мм,
Длина под передний подшипник - lпод1 = 27 мм,
Длина под задний подшипник - lпод2 = 31 мм,
Длина под зубчатую муфту - lЗ.М. = 22 мм,
Длина под шестерню - lш = 41 мм.
Условие жесткости вала:
dшл/lв > 0,2
lв = lшл + lрезб = 121 + 13 =134 мм,
dшл/lв =52/134=0,388 > 0,2.
Расчёт промежуточного вала делителя:
dв = 4,5•³√4085,6 =73,53 мм, принимаем dв = 74 мм.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 


2.3.2 Уточнённый расчёт валов
Расчёт промежуточного вала


Рис.2.1Расчётная схема промежуточного вала

Определение реакций опор:
Плоскость X0Z
Момент относительно опоры а:
∑Ma = Pt2•m – Pt3•(m + n) - Xb•(m + n + h) = 0,
Xb = (Pt2•m – Pt3•(m + n)) / (m + n + h),
Pt2 = 2•M2 / dw2,
Pt3 = 2•M2 / dw3,
Момент относительно опоры b:
∑Mb = Pt3•h – Pt2•(n + h) + Xa•(m + n + h) = 0,
Xa = ( Pt2•(n + h) – Pt3•h) / (m + n + h)
где – Pt2 и Pt3 – окружные силы соответственно 2-го и 3-го колёс,
Xa и Xb – реакции опор соответственно в точках a и b.
Pt2 = 2•6448,8 / 0,4091 = 31,526 кН,
Pt3 = 2•6448,8 / 0,14742 = 87,488 кН,
Xb = (31,526∙51 + 87,48∙(51 + 419)) / (51 + 419 + 148) = 63,928 кН,
Xa = (31,526∙(419 +148) – 87,48∙148) / (51 + 419 + 148) = 7,972 кН.
Плоскость Y0Z
Осевые силы:
Pa2 = Pt2•tgβ1,
Pa3 = Pt3•tgβ2,
где – tgβ1 и tgβ2 – тангенсы углов наклона зубьев соответственно 1-й и 2-й пары колёс.
Радиальные силы:
Pr2 = Pt2•tgα / cosβ2 ,
Pr3 = Pt3•tgα / cosβ3.
Момент относительно точки а:
∑Ma = - Pa2•0,5•dw2 + Pr2•m + Pa3•0,5•dw3 – Pr3•(m + n) + Yb•(m + n + h)
= 0,
Yb = ( Pa2•0,5•dw2 - Pr2•m - Pa3•0,5•dw3 + Pr3•(m + n)) / (m + n + h).
Момент относительно точки b:
∑Mb = - Pa2•0,5•dw2 + Pr2•(n + h) + Pa3•0,5•dw3 + Pr3•h - Ya•(m + n + h)
= 0,
Ya = (- Pa2•0,5•dw2 + Pr2•(n + h) + Pa3•0,5•dw3 + Pr3•h) / (m + n + h).

Pa2 = 31,526•tg22º30′= 13,045 кН,
Pa3 = 87,482•tg20º36′= 32,88 кН,
Pr2 = 31,526•tg20º / cos 22º30′ = 12,418 кН,
Pr3 = 87,482•tg20º / cos 20º36′ = 34,015 кН,
Yb = (13,045•0,5•409,1 + 12,418•51 – 32,88•0,5•147,42 +
34,015•(51 + 419)) / (51 + 419 + 148) = 27, 289 кН,
Ya = (-13,045•0,5•409,1 + 12,418•(419 + 148) + 32,88•0,5•147,42 +
34,015•148) / (51 + 419 + 148) = 19,14 кН.
Расчёты на остальных передачах производятся аналогично, поэтому результаты последующих расчётов сводим в таблицы 2.2.1 – 2.2.2
Примечание. Для определения реакций заднего хода необходимо спроектировать Ptз.х., Prз.х. на вертикальную плоскость:
P′tз.х.= - Prз.х.•sinα + Ptз.х.•cosα = -12,418•sin 61º13′ + 87,488•cos 61º13′
=31,242 кН,
P′rз.х.= Prз.х.•cosα - Ptз.х.•sinα = 12,418•cos 61º13′ - 87,488•sin 61º13′
= -70,698 кН,
где – α – угол между вертикальной плоскостью и плоскостью контакта зубчатой пары заднего хода,
знак « - » указывает на обратное направление силы по отношению к расчётной схеме .
Таблица 2.2.1
передача № зубчатого
колеса
Pt,
кН
Pa, кН
Pr, кН №
зубчатого колеса

Pt, кН
Pa, кН
Pr, кН
1 31,526 13,04 12,41 2 31,526 13,04 12,41
1 3 87,48 32,88 34,01 4 87,48 32,88 34,01
2 5 67,073 25,21 26,08 6 67,073 25,21 26,08
3 7 56,75 23,48 22,35 8 56,75 23,48 22,35
4 9 42,97 19,32 17,14 10 42,97 19,32 17,14
5 11 34,395 15,46 13,72 12 34,395 15,46 13,72
З.Х. 15 87,48 32,88 34,01 16 87,48 32,88 34,01
З.Х. 17 87,48 32,88 34,01

Таблица 2.2.2
передача n, мм h, мм dw, мм Xb, кН Xa, кН Yb, кН Ya, кН
1 419 148 147,42 63,928 7,972 27,289 19,14
2 305 262 192,29 36,03 0,48 16,443 22,054
3 251 316 227,27 25,13 -0,098 11,947 22,823
4 143 424 300,1 10,887 -0,556 6,034 23,53
5 84 482 374,98 4,911 -4,64 3,65 22,45
З.Х. 506 112 147,42 25,556 25,864 -62,298 -0,79

Определение изгибающих моментов:
Вертикальная плоскость (см. Рис. 2.2):
Мв1 = Ya•m ,
Мв2 = Мв1 + Pa2•0,5•dw2,
Мв3 = Ya•(m + n) + 0,5•dw2•Pa2 – Pr2•n,
Mв4 = Мв3 – Pa3•0,5•dw3 ,
Мв1= 19,14•51 = 976,14 Н•м,
Мв2= 976,14 + 13,045•0,5•409,1 = 3644,5 Н•м,
Мв3= 19,14•(51 + 419) + 0,5•409,1•13,045 – 12,418•419 = 6461 Н•м,
Мв4= 6461 – 32,88•0,5•147,42 = 2724,6 Н•м.

Горизонтальная плоскость (см. Рис.2.2):
Мг1 = Xa•m,
Mг2 = Xa•(m + n) – Pt2•n,
Мг1 = 7,972•51 = 506,57 Н•м,
МГ2 = 7,972•(51 + 419) – 31,526•419 = - 9462,5 Н•м.
Расчёты на других передачах проводятся аналогично, поэтому результаты расчётов сводим в таблицу 2.2.3
Таблица 2.2.3
передача Мв1, Н•м Мв2, Н•м Мв3, Н•м Мв4, Н•м Мг1, Н•м Мг2, Н•м
1 976,14 3644,5 6461 4037,4 406,57 -9462,5
2 1125,26 3793,6 6735,6 4311,73 24,48 -944,55
3 1163,9 3832,3 6443,9 3775,5 -4,99 -9650,3
4 1200,03 3868,3 5457,4 2558,4 -28,35 -8020,89
5 1144,9 3813,3 4655,9 1757,4 -236,64 -3274,58
З.Х. - 40,29 2628 -4055,1 -6478,7 1319 -1545,9

 

Рис.2.2 Эпюры изгибающих моментов промежуточного вала на 1-й передаче.

 



Рис.2.3 Эпюры изгибающих моментов промежуточного вала на 2-й передаче.

 

 

 


Рис.2.4 Эпюры изгибающих моментов промежуточного вала на 3-й передаче.

 

Рис.2.5 Эпюры изгибающих моментов промежуточного вала на 4-й передаче.

 

 


Рис.2.6 Эпюры изгибающих моментов промежуточного вала на 5-й передаче.

 

Рис.2.7 Эпюры изгибающих моментов промежуточного вала на задней передаче.

Расчет коэффициента запаса проводим по самому нагруженному сечению вала:
Самым нагруженным является сечение под 7-м колесом на 3-й передаче.
Суммарный изгибающий момент:
Миз = √(М²в + М²г);
Миз = √(6443,9² + 9650,3²) = 11603 Н•м,
Момент сопротивления изгибу:
Wx = 0,1•d³в,
Wx = 0,1•(96•10³)³ = 8,84•10-5 м³.
Момент сопротивления кручению:
Wкр = 2•Wx,
Wкр = 2•8,84•10-5 м³.
Площадь опасного сечения:
S = (π•dв²) / 4,
S = (π•(96•10³)²) / 4 = 7,238•10³ м².
Напряжение изгиба:
σ = Миз / Wx + Pa / S,
σ =(11603 / 8,84•10-5 + 10483 / 7,238•10³) = 132,703 МПа
σ =132,703 < [σ] =200МПа.

Расчёт выходного вала:
Рис.2.1 Расчётная схема выходного вала
Определение реакций опор:
Плоскость X0Z
Момент относительно опоры а:
∑Ma = Pt2•m – Pt3•(m + n) - Xb•(m + n + h) = 0,
Xb = (Pt2•m – Pt3•(m + n)) / (m + n + h),
Pt2 = 2•M2 / dw2,
Pt3 = 2•M2 / dw3,
Момент относительно опоры b:
∑Mb = Pt3•h – Pt2•(n + h) + Xa•(m + n + h) = 0,
Xa = ( Pt2•(n + h) – Pt3•h) / (m + n + h)
где – Pt2 и Pt3 – окружные силы соответственно 2-го и 3-го колёс,
Xa и Xb – реакции опор соответственно в точках a и b.
Pt2 = 2•6448,8 / 0,4091 = 31,526 кН,
Pt3 = 2•6448,8 / 0,14742 = 87,488 кН,
Xb = (31,526∙51 + 87,48∙(51 + 419)) / (51 + 419 + 148) = 63,928 кН,
Xa = (31,526∙(419 +148) – 87,48∙148) / (51 + 419 + 148) = 7,972 кН.
Плоскость Y0Z
Осевые силы:
Pa2 = Pt2•tgβ1,
Pa3 = Pt3•tgβ2,
где – tgβ1 и tgβ2 – тангенсы углов наклона зубьев соответственно 1-й и 2-й пары колёс.
Радиальные силы:
Pr2 = Pt2•tgα / cosβ2 ,
Pr3 = Pt3•tgα / cosβ3.
Момент относительно точки а:
∑Ma = - Pa2•0,5•dw2 + Pr2•m + Pa3•0,5•dw3 – Pr3•(m + n) + Yb•(m + n + h)
= 0,
Yb = ( Pa2•0,5•dw2 - Pr2•m - Pa3•0,5•dw3 + Pr3•(m + n)) / (m + n + h).
Момент относительно точки b:
∑Mb = - Pa2•0,5•dw2 + Pr2•(n + h) + Pa3•0,5•dw3 + Pr3•h - Ya•(m + n + h)
= 0,
Ya = (- Pa2•0,5•dw2 + Pr2•(n + h) + Pa3•0,5•dw3 + Pr3•h) / (m + n + h).

Pa2 = 31,526•tg22º30′= 13,045 кН,
Pa3 = 87,482•tg20º36′= 32,88 кН,
Pr2 = 31,526•tg20º / cos 22º30′ = 12,418 кН,
Pr3 = 87,482•tg20º / cos 20º36′ = 34,015 кН,
Yb = (13,045•0,5•409,1 + 12,418•51 – 32,88•0,5•147,42 +
34,015•(51 + 419)) / (51 + 419 + 148) = 27, 289 кН,
Ya = (-13,045•0,5•409,1 + 12,418•(419 + 148) + 32,88•0,5•147,42 +
34,015•148) / (51 + 419 + 148) = 19,14 кН.
Расчёты на остальных передачах производятся аналогично, поэтому результаты последующих расчётов сводим в таблицы 2.2.1 – 2.2.2
Примечание. Для определения реакций заднего хода необходимо спроектировать Ptз.х., Prз.х. на вертикальную плоскость:
P′tз.х.= - Prз.х.•sinα + Ptз.х.•cosα = -12,418•sin 61º13′ + 87,488•cos 61º13′
=31,242 кН,
P′rз.х.= Prз.х.•cosα - Ptз.х.•sinα = 12,418•cos 61º13′ - 87,488•sin 61º13′
= -70,698 кН,
где – α – угол между вертикальной плоскостью и плоскостью контакта зубчатой пары заднего хода,
знак « - » указывает на обратное направление силы по отношению к расчётной схеме .
Таблица 2.2.4
передача № зубчатого
колеса
Pt,
кН
Pa, кН
Pr, кН №
зубчатого колеса

Pt, кН
Pa, кН
Pr, кН
1 31,526 13,04 12,41 2 31,526 13,04 12,41
1 3 87,48 32,88 34,01 4 87,48 32,88 34,01
2 5 67,073 25,21 26,08 6 67,073 25,21 26,08
3 7 56,75 23,48 22,35 8 56,75 23,48 22,35
4 9 42,97 19,32 17,14 10 42,97 19,32 17,14
5 11 34,395 15,46 13,72 12 34,395 15,46 13,72
З.Х. 15 87,48 32,88 34,01 16 87,48 32,88 34,01
З.Х. 17 87,48 32,88 34,01

 

 


Таблица 2.2.5
передача n, мм h, мм dw, мм Xb, кН Xa, кН Yb, кН Ya, кН
1 419 148 147,42 63,928 7,972 27,289 19,14
2 305 262 192,29 36,03 0,48 16,443 22,054
3 251 316 227,27 25,13 -0,098 11,947 22,823
4 143 424 300,1 10,887 -0,556 6,034 23,53
5 84 482 374,98 4,911 -4,64 3,65 22,45
З.Х. 506 112 147,42 25,556 25,864 -62,298 -0,79

Определение изгибающих моментов:
Вертикальная плоскость (см. Рис. 2.8):
Мв1 = Ya•m ,
Мв2 = Мв1 + Pa2•0,5•dw2,
Мв3 = Ya•(m + n) + 0,5•dw2•Pa2 – Pr2•n,
Mв4 = Мв3 – Pa3•0,5•dw3 ,
Мв1= 19,14•51 = 976,14 Н•м,
Мв2= 976,14 + 13,045•0,5•409,1 = 3644,5 Н•м,
Мв3= 19,14•(51 + 419) + 0,5•409,1•13,045 – 12,418•419 = 6461 Н•м,
Мв4= 6461 – 32,88•0,5•147,42 = 2724,6 Н•м.

Горизонтальная плоскость (см. Рис.2.8):
Мг1 = Xa•m,
Mг2 = Xa•(m + n) – Pt2•n,
Мг1 = 7,972•51 = 506,57 Н•м,
МГ2 = 7,972•(51 + 419) – 31,526•419 = - 9462,5 Н•м.
Расчёты на других передачах проводятся аналогично, поэтому результаты расчётов сводим в таблицу 2.2.3
Таблица 2.2.6
передача Мв1, Н•м Мв2, Н•м Мг2, Н•м
1 976,14 3644,5 -9462,5
2 1125,26 3793,6 -944,55
3 1163,9 3832,3 -9650,3
4 1200,03 3868,3 -8020,89
5 1144,9 3813,3 -3274,58
З.Х. - 40,29 2628 -1545,9

 


Рис.2.9 Эпюры изгибающих моментов промежуточного вала на 1-й передаче.

 


Рис.2.10 Эпюры изгибающих моментов выходного вала на 2-й передаче.

 

 

 


Рис.2.11 Эпюры изгибающих моментов выходного вала на 3-й передаче.


Рис.2.12 Эпюры изгибающих моментов выходного вала на 4-й передаче.

 

 



Рис.2.13 Эпюры изгибающих моментов выходного вала на 5-й передаче.



Рис.2.14 Эпюры изгибающих моментов выходного вала на задней передаче.

 

 

Расчет коэффициента запаса проводим по самому нагруженному сечению вала:
Самым нагруженным является сечение под 8-м колесом на 3-й передаче.
Суммарный изгибающий момент:
Миз = √(М²в + М²г);
Миз = √(6443,9² + 9650,3²) = 11603 Н•м,
Момент сопротивления изгибу:
Wx = 0,1•d³в,
Wx = 0,1•(96•10³)³ = 8,84•10-5 м³.
Момент сопротивления кручению:
Wкр = 2•Wx,
Wкр = 2•8,84•10-5 м³.
Площадь опасного сечения:
S = (π•dв²) / 4,
S = (π•(96•10³)²) / 4 = 7,238•10³ м².
Напряжение изгиба:
σ = Миз / Wx + Pa / S,
σ =(11603 / 8,84•10-5 + 10483 / 7,238•10³) = 132,703 МПа
σ =132,703 < [σ] =200МПа.
Расчёт первичного вала:

Рис. 2.15 Расчётная схема первичного вала
Определение изгибающих моментов:
Вертикальная плоскость (см. Рис. 2.8):
Мв1 = Ya•m ,
Мв2 = Мв1 + Pa2•0,5•dw2,
Мв3 = Ya•(m + n) + 0,5•dw2•Pa2 – Pr2•n,
Mв4 = Мв3 – Pa3•0,5•dw3 ,
Мв1= 19,14•51 = 976,14 Н•м,
Мв2= 976,14 + 13,045•0,5•409,1 = 3644,5 Н•м,
Мв3= 19,14•(51 + 419) + 0,5•409,1•13,045 – 12,418•419 = 6461 Н•м,
Мв4= 6461 – 32,88•0,5•147,42 = 2724,6 Н•м.

Горизонтальная плоскость (см. Рис.2.8):
Мг1 = Xa•m,
Mг2 = Xa•(m + n) – Pt2•n,
Мг1 = 7,972•51 = 506,57 Н•м,
МГ2 = 7,972•(51 + 419) – 31,526•419 = - 9462,5 Н•м.
Суммарный изгибающий момент:
Миз = √(М²в + М²г);
Миз = √(6443,9² + 9650,3²) = 11603 Н•м,
Момент сопротивления изгибу:
Wx = 0,1•d³в,
Wx = 0,1•(96•10³)³ = 8,84•10-5 м³.
Момент сопротивления кручению:
Wкр = 2•Wx,
Wкр = 2•8,84•10-5 м³.
Площадь опасного сечения:
S = (π•dв²) / 4,
S = (π•(96•10³)²) / 4 = 7,238•10³ м².
Напряжение изгиба:
σ = Миз / Wx + Pa / S,
σ =(11603 / 8,84•10-5 + 10483 / 7,238•10³) = 132,703 МПа
σ =132,703 < [σ] =200МПа.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2.4. Расчет подшипников
Исходные данные

 

Рис. 3.4.1. Схема коробки передач с указанием подшипников

Расчетная величина крутящего момента
МР = a·МКmax;
– коэффициент использования крутящего момента; [10, с.102].

NУД – удельная мощность,


Составляем таблицу реакций, действующих в опорах валов (они умножаются на .

Таблица 3.4.1.
Реакции опор валов
передача Xb, кН Xa, кН Yb, кН Ya, кН Fa, кН
1 63,928 7,972 27,289 19,14 19,835
2 36,03 0,48 16,443 22,054 12,166
3 25,13 -0,098 11,947 22,823 10,438
4 10,887 -0,556 6,034 23,53 6,275
5 4,911 -4,64 3,65 22,45 2,415
З.Х. 25,556 25,864 -62,298 -0,79 19,835


Условия работы
Реакции опор являются радиальными нагрузками соответствующих подшипников. Рабочая температура до 1250С.

Типы подшипников
Все подшипники берем от базовой коробки передач, см. рис. 3.4.1. и табл. 3.4.1.
Таблица 3.4.2.
Подшипники коробки передач
Опора Подшипник d, мм D, мм C, кН C0, кН
A1, A3 50312 60 130 81,9 48
А2 12315 75 160 183 125
B1 80218 90 160 95,6 62
В2, 1318 90 190 108 58,5
B3 42206 30 62 22,4 12

3.3.2 Проверочный расчет подшипников

Эквивалентная динамическая нагрузка на одной передаче
, [10, с.102]
X – коэффициент радиальной нагрузки;
Y – коэффициент осевой нагрузки;
V – коэффициент вращения;
Fr и Fa – радиальная и осевая нагрузки;
Kδ – коэффициент безопасности;
КТ – температурный коэффициент.

V = 1, т. к. вращается внутреннее кольцо.
Kδ = 1, КТ = 1,05.
Х и У выбираются по каталогу.
1) Опора A1
Пример - 1-я передача КПП.
19,835 / 48 = 0,413
Примечание. В парах подшипников A1 – B1 и A2 – B2 осевая сила воспринимается только шарикоподшипниками A1 и A2. На роликоподшипниках B1 и B2 она равна нулю.
е = 0,424 – коэффициент осевого нагружения [11, табл. 12.26] 19,835 / 20,73 = 0,956 < е = 0,424, следовательно выбираем
X = 0,56, Y = 1,03. [11, табл. 12.26]

Результаты расчета на всех передачах приведены в таблице 3.4.3.
Таблица 3.4.3.
Расчет подшипника А1
1 2 3 4 5 ЗХ
Fr, H 1122 2835 2990 3168 3784 2806
Fa, H 5407 3425 2974 2354 1907 0
Fa/VFr 4,820 1,208 0,995 0,743 0,504 0,000
Fa/C0 0,474 0,300 0,261 0,206 0,167 0,000
e -0,310 -0,352 -0,365 -0,387 -0,406
X 0,428 0,386 0,373 0,364 0,338
Y 0,56 0,56 0,56 0,56 0,56 1
Pr, H 1,02 1,13 1,18 1,22 1,32 0,00
UТР 6476 5745 5436 4890 4861 2946
γi, % 3,636 2,056 1,549 1,17 0,784 3,5
Si, км 1,5 7 12 53 26 0,5
Li, млн.об 2250 10500 18000 79500 39000 750

Эквивалентная динамическая нагрузка при работе на разных передачах в течение срока до капитального ремонта

p = 3 – показатель степени (для шарикоподшипников).
L – долговечность подшипника, млн. об.;

UТР – передаточное число трансмиссии от вала до колес;
Si – пробег на i-й передаче
,
где γi – относительный пробег на данной передаче;



Необходимая грузоподъемность подшипника

Скат = 28100 Н (см. табл. 3.4.2.). Подшипник проверку не прошел.

2) Опора A2
Пример - 1-я передача КПП.

е = 0,416
> е = 0,416, следовательно выбираем
X = 0,56, Y = 1,051. [11, табл. 12.26]

Результаты расчета на всех передачах приведены в таблице 3.4.5.
Таблица 3.4.5.
Расчет подшипника А2
Fr, H 5023 4239 3838 4353 4185 5429
Fa, H 4779 2329 1375 921 296 9737
Fa/VFr 0,951 0,549 0,358 0,212 0,071 1,794
Fa/C0 0,419 0,204 0,121 0,081 0,026 0,854
e 0,420 0,352 0,308 0,278 0,217
X 0,56 0,56 0,56 1 1 1
Y 1,041 1,260 1,409 0 0 0
Pr, H 8176 5574 4291 4570 4394 5700
UТР 3,636 2,056 1,549 1,17 0,784 3,5
γi, % 1,5 7 12 53 26 0,5
Si, км 2250 10500 18000 79500 39000 750
Li, млн.об 4,8 22,5 38,6 170,3 83,6 1,6



Необходимая грузоподъемность подшипника

Скат = 28100 Н (см. табл. 3. 3.4.2.).
Подшипник проверку не прошел.

3) Опора В1
Пример - 1-я передача КПП.

Результаты расчета на всех передачах приведены в таблице 3.4.6.
Таблица 3.4.6.
Расчет подшипника В1
1 2 3 4 5 ЗХ
Fr, H 8224 3302 2169 475 746 6038
Fa, H 2704 1713 1487 1177 954 0
Fa/VFr 0,329 0,519 0,685 2,480 1,278 0,000
Fa/C0 0,100 0,063 0,055 0,044 0,035 0,000
e 0,287 0,263 0,245 0,230 0,226 0,000
X 1 1 1 1 1 1
Y 0 0 0 0 0 0
Pr, H 8635 3467 2278 498 784 6340
UТР 3,636 2,056 1,549 1,17 0,784 3,5
γi, % 1,5 7 12 53 26 0,5
Si, км 2250 10500 18000 79500 39000 750
Li, млн.об 17,6 46,3 59,8 199,6 65,6 5,6



p = 3,33 – показатель степени (для роликоподшипников)

Необходимая грузоподъемность подшипника

Скат = 28600 Н (см. табл. 3.4.2.).
Подшипник проверку прошел.

4) Опора В2
Пример - 1-я передача КПП.

Результаты расчета на всех передачах приведены в таблице 3.4.7.

Таблица 3.4.7.
Расчет подшипника В2
Fr, H 21609 11343 7220 4488 3174 18906
Pr, H 22689 11911 7581 4712 3333 19851
γi, % 1.5 7 12 53 26 0.5
Si, км 3000 14000 24000 106000 52000 1000
Li, млн.об 6.4 30.0 51.4 227.1 111.4 2.1



p = 3,33

Необходимая грузоподъемность подшипника

Скат = 40200 Н (см. табл. 3.4.2.).
Подшипник проверку не прошел.

5) Опора A3
Подшипники дифференциала – конические, радиально-упорные типа 7207. α = 120.
Пример - 1-я передача КПП.
Fr = 15581 H, Fа = 5063 H.
е = 1,5 tgα = 1,5 tg120 = 0.319.
Осевая составляющая радиальной силы:
[11, с. 363]
Осевая сила равномерно распределяется между двумя коническими подшипниками, поэтому

Для заднего хода

> е = 0,319, следовательно выбираем
X = 0,4,
Y = 0,4ctgα = 0,4 ctg 120 = 1.882 [11, табл. 12.26]

Результаты расчета на всех передачах приведены в таблице 3.4.8.

Таблица 3.4.8.
Расчет подшипника А3
1 2 3 4 5 ЗХ
Fr, H 15581 8795 6641 4999 3358 21038
Fa, H 5063 5716 4317 3249 2183 9737
e 0,369 0,369 0,369 0,369 0,369 0,369
S, H 4772 2694 2034 1531 1029 6443
FaA, H 3448 3376 2549 1919 1289 6998
Fa/VFr 0,325 0,650 0,650 0,650 0,650 0,463
X 0,195 0,220 0,166 0,125 0,084 0,375
Y 0,319 0,319 0,319 0,319 0,319 0,319
Pr, H 0,4 0,4 0,4 0,4 0,4 1
UТР 1,882 1,882 1,882 1,882 1,882 0,000
γi, % 13359 10365 7827 5891 3958 22090
Si, км 3,636 2,056 1,549 1,17 0,784 3,5
Li, млн.об 1,5 7 12 53 26 0,5


L = 86,9 млн. об

Необходимая грузоподъемность подшипника

Скат = 38500 Н (см. табл. 3.4.2.).
Подшипник проверку прошел.

6) Опора В3
Пример - 1-я передача КПП.
Fr = 11106 H, Fа = 5063 H.
е = 1,5 tgα = 1,5 tg120 = 0.319.
Осевая составляющая радиальной силы:

Для заднего хода

> е = 0,319, следовательно, выбираем
X = 0,4,
Y = 0,4ctgα = 0,4 ctg 120 = 1.882 [11, табл. 12.26]

Результаты расчета на всех передачах приведены в таблице 3.4.9.

Таблица 3.4.9.
Расчет подшипника В3
1 2 3 4 5 ЗХ
Fr, H 11106 6269 4734 3563 2394 8261
Fa, H 5063 5716 4317 3249 2183 9737
e 2938 1659 1252 943 633 2186
S, H 3448 3376 2549 1919 1289 6998
FaB, H 0,456 0,912 0,912 0,912 0,912 1,179
Fa/VFr 0,195 0,220 0,166 0,125 0,084 0,375
X 0,319 0,319 0,319 0,319 0,319 0,319
Y 0,4 0,4 0,4 0,4 0,4 0,4
Pr, H 1,882 1,882 1,882 1,882 1,882 1,882
UТР 11480 9304 7026 5288 3553 17299
γi, % 3,636 2,056 1,549 1,17 0,784 3,5
Si, км 1,5 7 12 53 26 0,5
Li, млн.об 2250 10500 18000 79500 39000 750


L = 86,9 млн. об

Необходимая грузоподъемность подшипника

Скат = 38500 Н (см. табл. 3.14).
Подшипник проверку прошел.

 

 

 

 

 

 

 

 

 


3. Сборка и разборка коробки передач с делителем

Корпус картера коробки передач выполнен не разборным, поэтому сборка валов осуществляется последовательно. Первым в корпус устанавливается промежуточный вал в сборе, крепятся крышки и стаканы подшипников, через регулировочные прокладки. Далее устанавливается выходной вал коробки передач и крепится на задней опоре. Через установочный лючок устанавливается шестерня задней передачи в сборе с игольчатыми подшипниками и фиксируется осью, а ось фиксируется крышкой. Устанавливается первичный вал коробки передач в сборе с крышками и через регулировочные прокладки крепится на корпусе.
В крышке коробки передач устанавливаются штоки переключения передач, на них крепятся ползуны и вилки переключения передач и фиксируются болтами, болты связываются проволокой. Рычаг переключения передач фиксируется установочным винтом, после чего устанавливается вал переключения передач, закрепив, вал установочный винт выкручивают. Устанавливают блокировочные шарики в крышку, после чего крепят крышку рычага переключения передач к крышке механизма переключения. Собранную крышку механизма устанавливают на коробку передач через бумажную прокладку.(Внимание! При установке убедитесь, что вилки переключения передач попали в пазы синхронизаторов)
Сборка делителя:
Устанавливают промежуточный вал делителя и фиксируют его крышками через установочные прокладки. Затем устанавливают первичный вал делителя. Через установочный лючок устанавливают вилку переключения делителя и фиксируют её на валу переключения.
Сборка делителя с коробкой передач:
Обработать посадочную поверхность коробки передач герметиком, одеть на установочные штифты прокладку и покрыть её сверху герметиком. Соединить коробку передач и делитель и закрутить болты крепления. Закрепить крышку подшипника входного вала делителя.
Разборку производить в обратном порядке.

 

 

 

 

 

 

 

 

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В ходе курсовой работы были достигнуты поставленные цели.
- Ознакомление и изучение методики планирования эксперимента при поиске оптимальных условий. На примере Оптимизации передаточных чисел механической коробки передач автомобиля КамАЗ 6460 с целью повышения топливной экономичности.
- Детерминированный расчет основных элементов конструкции коробки передач: Зубчатые колеса, Валы и подшипники.
- Выполнение сборочного чертежа коробки передач, спецификации и 3-ех деталей коробки передач.
В ходе выполнения курсового проекта широко использовался программное обеспечение на Персональном компьютере:
MS Word;
MS Excel;
AutoCAD 2004;
Mathcad 11.A;
Электронный Автокаталог AutoSoft.
В результате расчётов была спроектирована коробка передач которая соответствует требованиям надежности, и передаче большого крутящего момента.

 

 

 

 

 

 

 

 


Список литературы

1. Автомобили КамАЗ: Техническое обслуживание и ремонт. –М: Машиностроение 1984. -235с., ил.
2. Литвинов А.С. Фаробин Я. Е. Автомобиль: Теория эксплуатационных свойств: Учебник для вузов по специальности «Автомобили и автомобильное хозяйство». – М.: Машиностроение, 1989. – 240 с.: ил.
3. Высоцкий М.С. «Грузовые автомобили». – Минск.: 1995 г.
4. Колчин А.И. Расчёт автомобильных и тракторных двигателей: Учеб. пособие для вузов – М.: Высш. шк., 2003. – 496 с.,ил.
5. Роговцев В.Л., Пузанков А.Г., Ольдфильд В.Д. Устройство и эксплуатация автотранспортных средств. – М.: Транспорт, 2001. – 430.
6. Сайт в Интернете: www.kamaz.@ leasing.
7. «Проектирование полноприводных колесных машин» в 2-ух томах. Под редакцией профессора Полунгяна А.А. Из-во МВТУ им. Баумана. 1999.
8. ГОСТ 2.770 – 68 Обозначения условные графические в схемах. Элементы кинематики. Издательство стандартов, 1973.
9. Багин Ю.И. Автомобили и тракторы. Конструкция и элементы расчета.
10. «Автомобиль. Анализ конструкции. Элементы расчета» Осепчугов Фрумкин 1989.
11. «Курсовое проектирование деталей машин»: учебное пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов/ С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. – 2-е издание перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1988. – 416 с.: ил.

 




Комментарий:

Курсовая работа - отлично!


Рекомендовать другу
50/50         Партнёрка
Отзывы