Замена неразборного первичного вала на сборочную единицу

Введение

На автомобиле ВАЗ 2110 установлена двухвальная пятиступенчатая коробка передач с синхронизаторами на 1,2,3 и 4 передачах. В данном курсовом проекте предлагается заменить неразборный первичный вал на сборочную единицу. В частности установить (напрессовать) съемные венцы на шестерни 2, 3 и 4 передачи, заменить материал первичного вала.

Данное нововведение позволит нам увеличить ресурс коробки передач в целом, снизить себестоимость ремонта в случае выхода из строя любой из шестерен 2, 3 или 4 передачи.

Расчет выполнен на основании ГОСТ 1643-81 в частности, проведен расчет на контактную и изгибную выносливость, а так же расчет винтового соединения позволяющие подтвердить целесообразность данного нововведения.

1. Исходные данные

сборочный вал винтовой соединение

Крутящий момент двигателя M_{кр. дв.} = 103,9 Н·м

Передаточные числа коробки передач:

i₁ = 3.636₂ = 1.95₃ = 1.357₄ = 0.941₅ = 0.789

Модуль зацепления m = 2.5 мм.

Числа зубьев шестерен коробки передач:

Таблица 1.1 Числа зубьев шестерен коробки передач

Проверка передаточных отношений:

i₁ = Z₂/ Z₁ = 3.636₂ = Z₂/ Z₁ = 1.95₃ = Z₂/ Z₁ = 1.357₄ = Z₂/ Z₁ = 0.941₅ = Z₂/ Z₁ = 0.789

Передаточные отношения проверяем по ГОСТ 2185-66

Условие вхождения зубьев в зацепление:

передача    2 (Z₁ + Z₂) / 2 = 2 (12 + 43) / 2 =55 - целое число

передача    2 (Z₁ + Z₂) / 2 = 2 (20 + 40) / 2 =60 - целое число

передача    2 (Z₁ + Z₂) / 2 = 2 (25 + 35) / 2 =60 - целое число

передача    2 (Z₁ + Z₂) / 2 = 2 (35 + 33) / 2 =68 - целое число

передача    2 (Z₁ + Z₂) / 2 = 2 (40 + 32) / 2 =72 - целое число

Целое число - условие выполняется

Принимаем коэффициент смешения Х₁ и Х₂ равными 0.

Угол наклона зубьев b = 0.

Степень точности передачи по ГОСТ 1643-81 выбираем равной 7

Шероховатость поверхности по ГОСТ 2789-73                  R_a= 2

Циклограмма нагружения:

Т₁ = M_{кр. дв} = 103,9 Н·м

. Материалы

Марка стали и режимы улучшения шестерен коробки передач:

Ведущая шестерня - Z₁

Ведомая шестерня (колесо) - Z₂

Таблица 2.1 Марка стали и режимы улучшения шестерен коробки передач

Толщина упрочненного слоя:

h_t1 = 0,8 … 1,1 мм.

Твердость поверхности зуба:

H_О1 = 58 HRC_Э,             H_О2 = 50 HRC_Э

Твердость сердцевины зуба:

H_К1 = 300 HV,               H_К2 = 300 HV

.5 Предел текучести:

s_T1 = 1000 мПа.

s_T2 = 900 мПа.

. Определение геометрических и кинематических параметров

Делительный угол профиля в торцевом сечении:

a_t=arc tg = arc tg = 20˚

Угол зацепления:

Межосевое состояние:

 мм.

Делительные диаметры:

Диаметры вершин зубьев:

Диаметры впадин зубьев:

Ширина шестерен:

b = Ш_ba ·a_w=16 мм

Углы профиля зуба в точках на окружностях вершин:

A_a1=arc cos=arc cos=36,8 є_a2=arc cos=arc cos=26,1 є

Составляющие коэффициента торцевого перекрытия:

е_a1===0,73

е_a2===0,86

Коэффициент торцевого перекрытия:

е_a = е_a1+е_a2 = 0,73+0,86 = 1,59

Основной шаг:

P_x = Пm = 3,14·2,5 = 7,85 мм.

Коэффициент основного перекрытия:

е_в===2

Суммарный коэффициент перекрытия:

е_г = е_a+е_в = 1,59+2 = 3,59

Эквивалентные числа зубьев:

Z_х1===12

Z_х2 =  =  = 43

Окружная скорость:

х =  =  = 0,28 с^-1

. Расчет на контактную выносливость

Коэффициент, учитывающий механические свойства сопряженных зубчатых колес:

Для стальных зубчатых колес Z_E = 190

Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления:

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:

          при

Окружная сила:

 Н м

Коэффициент, учитывающий внешние динамические нагрузки:

По ГОСТ 21354-87 с учетом внешних нагрузок принимаем Ка = 1

Проверка на резонансную зону:

Это свидетельствует, что резонансная зона далеко и расчет можно проводить по основной формуле:

Коэффициент, учитывающий влияние проявлениях погрешности зацепления на динамическую нагрузку:

По ГОСТ 21354-87 при твердости  и  для косозубых шестерен выбирают д_h=0,004

Коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса:

Для  степени точности по нормам плавности при модуле m = 2,5

Go = 47

Удельная окружная динамическая сила:

Н м

Динамическая добавка:

сборочный вал винтовой соединение

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении:

Допуск на погрешность направлений зуба:

По ГОСТ 1643-81 для 7-й степени точности по нормам контакта при ширине зубчатого венца b=16 мм

Отклонение положения контактных линий вследствии погрешности изготовителя:

Фактическое отклонение положения контактных линий в начальный период работы передачи:

Удельная нормальная жёсткость пары зубьев:

при X₁=0 и X₂=0

C¹=14.6

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии в начальный период работ передачи:

K⁰н_b=1+

Коэффициент, учитывающий приработку зубьев:

К_Hw=

Коэффициент, учитывающий неравность распределения нагрузки по длине контрольных линий:

К_Hb=1+(Кн⁰_b-1) К_Hw =1+(1.002-1) 0.614 =1.0012

Средняя удельная торцевая жёсткость зубьев пары зубчатых колёс:

C=c¹ (0.75ea+0.25)=14.6 (0,75·2+0.25) =30.97

Предельное отклонение шага зацепления по ГОСТ 1643-81 для 7^й степени точности по нормам плавности при m = 2.5 мм. и соответственно делительных диаметрах d₁=30 мм. и d₂=107.5 мм.:

f_pb1=18

f_pb2=18

dн_lim2 = 17H_HRCэ+20=17·50+200 =1050 мПа.

Уменьшение погрешности шага зацепления в результате приработки:

Ya₁ = 0.075f_pb1 = 1.35

Ya₂ =  f_pb2 =  18 = 2.7=  =  = 2.025

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:

При e >2

K_Ha=0.9+0.4

Коэффициент нагрузки:

K_н=К_A К_HV K_Hв К_H2=11·1·1.02 = 1.02

Контактное напряжение при K_H =1 мПа.:

dн₀=ZеZнZе

Расчётное контактное напряжение:

dн=dн_о мПа.

Предел контактной выносливости:

Для цементованной шестерни

dн_lim1 = 23 Н_НRCэ = 23·59 = 1360

Для колеса закаленного с нагревом ТВЧ

dн_lim2 = 17 H_HRCэ+200 = 17·50+200 = 1050

Коэффициент запаса прочности:

Для шестерни и колеса с поверхностным упрочнением зубьев принимаем

 и

Базовые числа циклов напряжений, соответствующие пределу выносливости:

так как

то

Суммарное число циклов напряжений:

Коэффициент долговечности:

Коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев:

При шероховатости поверхности с Ra=2 мкм

Z_R = 0,95

Коэффициент, учитывающий окружную скорость при H>350 HV:

Коэффициент, учитывающий влияние смазки:

Коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса

Поскольку  и , то

Допускаемые контактные напряжения зубчатых колес:

 мПа.

 мПа.

Допускаемое контактное напряжение передачи:

,5 (1190+960)=1075 мПа.

,25=1,25·960=1200 мПа.

В качестве  принимают меньшее из этих двух значений

т.е.              мПа.

Сопоставление расчетного и допускаемого напряжений:

,

следовательно, обеспечена усталостная выносливость по контакту.

5. Расчёт на изгибную выносливость

Окружная сила:

Коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку:

Поскольку в циклограмме учтены внешние нагрузки, принимают

К_А=1

Коэффициент, учитывающий влияния появления погрешностей зацепления на динамическую нагрузку:

Для косозубой передачи

Коэффициент, учитывающий влияния разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса:

Для 7^й степени точности по нормам плавности, при модуле m = 2.5 мм.

Удельная окружная динамическая сила:

Н м

Динамическая добавка:

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении:

Коэффициент, учитывающий распределения нагрузки между зубьями:

Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений:

Для зубчатых колёс неразрезанных фрезой без протуберанца.

Коэффициент, учитывающий наклон зуба:

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев:

Коэффициент перегрузки:

Расчётные напряжения:

 мПа.

при b₁=b₂

мПа.

Пределы выносливости зубьев, соответствующие базовому числу циклов напряжений:

Для нитроцементованной шестерни из стали марки 25 ХГН

Для колеса из стали марки 40ХН, закалённого при нагреве ТВЧ с закалённым слоем, повторяющем очертание впадины

Коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба:

Для зубчатых колёс с не шлифованными зубьями

Коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения:

Коэффициент, учитывающий влияния двухстороннего приложения нагрузки:

При одностороннем приложении нагрузки Y_A=1

Коэффициент, учитывающий технологию изготовления:

Поскольку в технологии изготовления шестерни и колеса нет отступлений от примечаний

и       

Предел выносливости зубьев при изгибе:

 мПа.

мПа.

Коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и ответственность зубчатой передачи:

Для нитроцементованной шестерни и стали марки 25ХГН

Для колеса из стали марки 40ХН, закаленной при нагреве ТВЧ с закаленным слоем, повторяющим очертание впадины

Коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса:

Для поковки

и      

Коэффициент долговечности:

Так как                          и       ,

то

Коэффициент, учитывающий градиент напряжений и чувствительность материала и концентрации напряжений (опорный коэффициент):

Коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности.

Для нитроцементованной шестерни:

Для колеса при закалке ТВЧ, когда закаленный слой повторяет очертания впадины.

Коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса:

Допускаемые напряжения:

 мПа.

 мПа.

Сопротивление расчетного и допускаемого напряжений:

Следовательно, выносливость зубьев при изгибе гарантируется с вероятностью не разрушения более 99%.

6. Расчет винтового соединения

Расчет резьбы винтовой пары на прочность

Условие прочности резьбы по напряжениям среза определяется по формуле:

К - коэффициент полноты резьбы, К=0,87.

Км - коэффициент неравномерности нагрузки по виткам резьбы, Км=0,7.

d1 - внутренний диаметр резьбы. Для М6 d1=5.67 мм.

Т.к. материалы винта и гайки неодинаковы, то по напряжениям среза рассчитывают только резьбу винта, так как d1<d

Условия износостойкости ходовой резьбы по напряжениям смятия определяется по формуле:

sсм=F/(Пd2hz) < [sсм]

где Z=H/P - число рабочих витков гайки,        Z=7

d2=5.402 мм

h - высота профиля, h=1.165 мм

sсм=1000/(3,14·5,402·1,165·7)= 0,7 мПа.

Напряжения смятия sсм не превышают напряжений среза t, а допускаемые напряжения [sсм] в несколько раз больше [t].

Следовательно, расчет резьбы на прочность проходит.

Определение силы затяжки и момента завинчивания:

Сила затяжки определяется по формуле:

где sЭК =200Мпа.

Момент завинчивания определяется по формуле:

Тзав = 0,5Fd2 [f + tg(j+y)]

где y - угол подъема резьбы,y=2°12'

f - коэффициент трения на торце гайки, f =0.15

Tзав=0,5·1000·5,402 [0.15+tg (2є12'+ 9є50')]=6730 Н м

Сила приложения определяется по формуле:

Fk=Тзав / L

где L-плечо, L=100 мм.

Fк=6730/100=67,3 Н

Таким образом сила затяжки и момент завинчивания при установке стопорных винтов на венцы шестерен нас устраивает полностью. При этом выигрыш в силе:

Fзат / Fк = 21130/67,3 = 313,9 раз.

Заключение

В данном курсовом проекте было предложено заменить неразборный первичный вал на сборочную единицу. В частности установить (напрессовать) съемные венцы на шестерни 2, 3 и 4 передачи, заменить материал первичного вала.

Данное нововведение позволило нам увеличить ресурс коробки передач в целом, снизить себестоимость ремонта в случае выхода из строя любой из шестерен 2, 3 или 4 передачи.

Расчет был выполнен на основании ГОСТ 1643-81 в частности, проведен расчет на контактную выносливость.

Расчеты показали, что в процессе эксплуатации коробки передач с данным нововведением обеспечена усталостная выносливость по контакту.

А так же был выполнен расчет на изгибную выносливость зубчатого зацепления, который показал, что выносливость зубьев при изгибе гарантируется с вероятностью неразрушения более 99%

Таким образом, данное нововведение полностью нас устраивает.

Список литературы

1. Анурьев В.И. Справочник конструктора - машиностроителя: Машиностроение, 1979

. АфанасьевЛ.Л., Маслов А.А Гаражи и станции технического обслуживания автомобилей. (Альбом чертежей) М.: Транспорт, 1980-216 с.

. Напольский Г.М. Техническое проектирование автотранспортных предприятий и станций технического обслуживания - М.: Транспорт 1985-231 с.

. Техническая эксплуатация автомобилей /Учебник для вузов/ Кузнецов Е.С. Воронов В.П. - М.: Транспорт 1991-413 с.

. Панин А.В. Технологическое проектирование автотранспортных предприятий /Учебное пособие / - Барнаул.: Б И, 1988-99 с.

. Типовые проекты рабочих мест на автотранспортном предприятии М.: Транспорт 1977-197 с.