СSiMnNiSPCrТіCu
|
|
|
|
|
|
|
|
|
0,22-0,29
|
0,17-0,37
|
0,8-1,1
|
до 0,3
|
до 0,035
|
до 0,035
|
1,0-1,3
|
0,03-0,09
|
до 0,3
|
Механические свойства:
предел кратковременной прочности -
1270 МПа;
предел пропорциональности - 980 МПа;
относительное удлинение при разрыве
- 10 %;
относительное сужение -50 %;
ударная вязкость - 690 кДж/м2;
твердость HRС - 57-60.
4.Расчет
геометрических форм и размеров основных деталей
.1
Выбор параметров зубчатых зацеплений коробки передач
Межосевое расстояние мм,
определяется по формуле:
(1)
где: -
максимальный крутящий момент двигателя, принимаем его из прототипа, Нм ()
Тогда
мм
Межосевое расстояние
коробок передач легкового автомобиля находится в пределах 60 - 80 мм.
Предварительно выбираем
значение нормального модуля: для косозубой шестерни мм.
Ширина венца зубчатых
колес может быть найдена из следующей формулы:
мм(2)
Угол наклона зубьев
(3)
Разбивка передаточных
чисел и определение числа зубьев зубчатых колес.
Суммарное число зубьев в
паре:
(4)
Принимаем число зубьев
первой передачи
Тогда число зубьев
зубчатого колеса первой передачи
(5)
Значит передаточное
отношение первой передачи в зубчатом зацеплении передающем крутящий момент с
промежуточного вала на выходной:
(6)
Передаточное отношение
промежуточной передачи (с первичного вала на промежуточный):
Тогда для промежуточной
передачи
число зубьев шестерни:
число зубьев зубчатого
колеса:
Для второй передачи:
передаточное отношение
число зубьев шестерни
число зубьев зубчатого
колеса:
Для третей передачи:
передаточное отношение
число зубьев шестерни
число зубьев зубчатого
колеса:
Для пятой передачи:
передаточное отношение
число зубьев шестерни
число зубьев зубчатого
колеса:
Для задней передачи
Выбираем число зубьев
шестерни:
Действительные
передаточные числа
(7)
4.2 Расчет
геометрических параметров зубчатых колес коробок передач
В большинстве
автомобильных коробок передач используется угол профиля зуба необходимого
контура в нормальном сечении α = 20о.
Цилиндрические зубчатые колеса в коробках передач изготавливают со смещением в
целях обеспечения не подрезания и незаострения зубьев, сохранения межосевого
расстояния в соосных передачах и повышения прочности зубьев.
Без смещения выполняют
зубчатые колеса третей, задней и четвертой передачи. Для первой и второй передачи
смещение равно
В соответствии с ГОСТ
16532-70 х1 = 0,3, а х2 = - 0,3.
Основные размеры
промежуточной передачи:
окружной модуль:
(8)
делительное межосевое
расстояние:
(9)
, мм
делительный диаметр
(10)
мм
мм
диаметр вершины зубьев
(11)
мм
мм
диаметр впадин зубьев
(12)
где сn -
радиальный зазор, мм
Тогда
мм
(13)
Коэффициент осевого
перекрытия:
(14)
мм
Суммарный коэффициент
перекрытия
(15)
Основные размеры задней
передачи:
окружной модуль:
делительное межосевое
расстояние:
, мм
делительный диаметр
мм
мм
мм
диаметр вершины зубьев
мм
мм
мм
диаметр впадин зубьев
мм
мм
мм
Коэффициент торцевого
перекрытия:
Коэффициент осевого
перекрытия:
Суммарный коэффициент
перекрытия
Основные размеры пятой
передачи:
окружной модуль:
делительное межосевое
расстояние:
, мм
делительный диаметр
мм
мм
диаметр вершины зубьев
мм
мм
диаметр впадин зубьев
мм
мм
Коэффициент торцевого
перекрытия:
Коэффициент осевого
перекрытия:
Суммарный коэффициент
перекрытия
Основные размеры третей
передачи:
окружной модуль:
делительное межосевое
расстояние:
, мм
делительный диаметр
мм
мм
диаметр вершины зубьев
мм
мм
диаметр впадин зубьев
мм
Коэффициент торцевого
перекрытия:
Коэффициент осевого
перекрытия:
Суммарный коэффициент
перекрытия
Основные размеры второй
передачи:
делительное межосевое
расстояние:
, мм
угол профиля
(16)
рад
о
угол зацепления
(17)
рад
о
делительный диаметр
(18)
мм
мм
коэффициент
воспринимаемого смещения
(19)
коэффициент
уравнительного смещения
- диаметр вершины зубьев
(20)
мм
мм
диаметр впадин зубьев
(21)
мм
мм
Коэффициент торцевого
перекрытия:
Коэффициент осевого
перекрытия:
Суммарный коэффициент
перекрытия
Основные размеры первой
передачи:
делительное межосевое
расстояние:
, мм
угол профиля
рад
о
угол зацепления
рад
о
делительный диаметр
мм
мм
коэффициент
воспринимаемого смещения
(22)
коэффициент
уравнительного смещения
диаметр вершины зубьев
мм
мм
диаметр впадин зубьев
мм
мм
Коэффициент торцевого
перекрытия:
Коэффициент осевого
перекрытия:
Суммарный коэффициент
перекрытия
5. Расчет на прочность
деталей коробки передач
.1 Расчет зубчатых колес
.1.1 Расчет зубчатых
колес на прочность
Напряжение изгиба в опасном сечении
(23)
где -
расчетный момент силы, подводимый к первичному валу коробки передач, =
170Нм;
- коэффициент нагрузки;
- коэффициент наклона
зуба, для прямозубых передач=1,0, для косозубых =0,8;
- передаточное число пар
зубчатых колес;
- число пар зубчатых
колес;
- диаметр делительной
окружности зубчатого колеса, мм;
- коэффициент формы
зуба, град;
Для цилиндрической
передачи со смещением величину коэффициента формы зуба можно определить по
формуле
(24)
Коэффициент нагрузки
(25)
где:-
коэффициент динамичности нагрузки: для прямозубых колес =
1,2…1,3; для косозубых =
1,1;
- коэффициент силы
трения: для ведущего колеса =1,1; для ведомого =
0,9;
- коэффициент
концентрации напряжения у корня зуба.
(26)
где:-
коэффициент относительной ширины, ;
- коэффициент
расположения колеса: при консольном расположении =0,5; при расположении
между опорами =
0,1; при расположении вблизи опоры =0,2;
- коэффициент степени
использования длины зуба зависит от точности изготовления
Во всех передачах более
нагруженным является ведущее колесо. Для обеспечения прочности зубьев на изгиб
достаточно рассчитать только ведущее колесо.
Тогда
для зубчатого колеса
первой передачи
Нм
- для зубчатого колеса
второй передачи
Нм
для зубчатого колеса
третей передачи
Нм
для зубчатого колеса
пятой передачи
Нм
для зубчатого колеса
задней передачи
Нм
Максимальная нагрузка на
зубьях шестерни возникают в момент трогания автомобиля с места при резком
включении фрикционного сцепления. В этом случае на первичному валу может
возникнуть инерционный момент Мj, превышающий в 2,4-2,5 раза максимальный
момент двигателя. Трогания автомобиля с места осуществляется на первой или
задней передачах. Поэтому:
Для первой передачи
Нм
Для задней передачи
Нм
Величина контактного
напряжения
(27)
где: Мв -
расчетный крутящий момент на ведущем зубчатом колесе, Нмм;
К’н -
коэффициент нагрузки
и - передаточное число
рассчитываемой пары;
Кβ
- коэффициент наклона зуба: для прямозубых колес Кβ
=1,0; для косозубых - Кβ
=0,8.
Враб -
рабочая ширина зуба, мм (первой передачи враб = 31,9 мм; второй враб
= 32,1 мм; для третей враб = 32,4м, для пятой враб =
32,4м)
- коэффициент нагрузки
().
Тогда:
для первой передачи
Нмм
для второй передачи
Нмм
для третей передачи
Нмм
для пятой передачи
Нмм
для задней передачи
Нмм
5.1.2 Расчет зубчатых
колес на усталость
Расчет зубчатых колес на
усталостную прочность по изгибу и по контактным напряжениям производиться по
эффективному крутящему моменту с учетом коэффициента трансформации и
коэффициента полезного действия.
Срок службы коробки
передач составляет 200000 км пробега.
Общий час движения
вперед
(28)
где: L - срок службы
коробки передач, км;с.р. - средняя скорость движения автомобиля,
км/час (vс.р. = 40 км/час)
ч.
Время движения
автомобиля на первой передачи
ч.
Время движения
автомобиля на второй передачи
ч.
Время движения
автомобиля на третей передачи
ч.
Время движения
автомобиля на четвертой передачи
ч.
Время движения
автомобиля на пятой передачи
ч.
Время движения накатом
ч.
Время движения
автомобиля задним ходом:
(29)
ч.
Тяговая сила на
автомобиля
(30)
где:
- максимальный крутящий момент двигателя, Нм;
- передаточное число
соответствующей передачи коробки передач.
- передаточное число от
коробки передач до ведущий колес, =5,125;
- коэффициент полезного
действия трансмиссии, (для первой, второй, третей и четвертой передач =0,83;
для четвертой =
0,8; для задней =0,77);
- полный вес
автомобиля, Н (Н)
- радиус качения
ведущих колес автомобиля, м (м)
Тяговая сила:
на первой передаче
Н/м
на второй передаче
Н/м
на третей передаче
Н/м
на четвертой передаче
Н/м
- на пятой передаче
Н/м
на задней передаче
Н/м
Эквивалент работы
времени на каждой передаче
(31)
для первой передачи
для второй передачи
для третей передачи
для четвертой передачи
- для пятой передачи
для задней передачи
Эквивалентное число
циклов нагружения
(32)
где: a - число зубчатых
колес, входящих в зацепление с рассчитываемым.- частота вращения зубчатого
колеса, об/мин
Частоту вращения
рассчитываемой шестерни рассчитывается по средней частоте вращения первичного
вала и соответствующему передаточному числу. Среднею частоту вращения
первичного вала рассчитывают по формуле
(33)
где: аL, аt,
- длительность использования передач соответственно в процентах пройденного
пути или в процентах времени.общ - общее передаточное число
трансмиссий автомобиля на соответствующий передачи. (на первой передачи uобщ
= 21,09; на второй uобщ = 13,41; на третей uобщ = 8.14;
на четверной uобщ = 5,125; на пятой uобщ = 4,305; на
задней uобщ = 21,59)
Для первой передачи
об/мин.
об/мин.
Для второй передачи
об/мин.
об/мин.
Для третей передачи
об/мин.
об/мин.
Для четвертой передачи
об/мин.
об/мин.
Для пятой передачи
об/мин.
об/мин.
Для задней передачи
об/мин.
об/мин.
При расчете шестерни на
усталость от многократного изгиба на первичном валу коробки передач следует сравнить
с величиной ,
которая рассчитывается по формуле:
(34)
где: -
длительный предел выносливости, МПа.
(35)
где: Кц -
коэффициент, зависящий от Руд: при Руд > 0,25 - Кц
= 1,3; при 0,15<Руд<0,25 - Кц = 1,22; при Руд<0,15
- Кц = 1,15.
Кобр -
коэффициент обработки.
- предел текучести
Для первой передачи
МПа
МПа
Для второй передачи
МПа
МПа
Для третей передачи
МПа
МПа
Для четвертой передачи
МПа
МПа
Для пятой передачи
МПа
МПа
Для задней передачи
МПа
Мпа
Величину контактных
напряжений необходимо сравнивать с величиной , определяемой по
выражению
(36)
где: Nд - число циклов
нагружения.
- длительный предел
выносливости по контактным напряжениям.
Тогда
для первой передачи
МПа
для второй передачи
МПа
для третей передачи
МПа
- для четвертой передачи
МПа
для пятой передачи
МПа
для задней передачи
МПа
5.2 Расчет валов
При предварительном
выборе диаметра вала обычно пользуются эмпирическими зависимостями:
для промежуточного и
вторичного вала
(37)
для первичного вала
(38)
Рисунок 1 - Схема сил,
действующих на элементы автомобильной коробки передач
Действующие силы на всех
передачах:
окружная сила
(39)
где: -
расчетный крутящий момент на данной передаче, Нм;
- делительный радиус
шестерни, м.
радиальная сила
(40)
осевая сила
(41)
1. От промежуточной
передачи
Н
Н
Н
. На первой передаче
Н
Н
Н
. На второй передаче
Н
Н
Н
. На третей передаче
Н
Н
Н
4. На пятой передаче
Н
Н
Н
. На задней передаче
Н
Н
Н
Опорные реакции на
вторичном валу:
Рисунок 2 - Схема сил,
действующих на вторичный вал коробки передач
(42)
(43)
(44)
(45)
Суммарный изгибающий
момент
(46)
где: МИВ -
изгибающий момент в вертикальной плоскости;
МИГ -
изгибающий момент в горизонтальной плоскости.
Рассчитываем опорные
реакции:
для первой передачи:
Н
Н
Н
Н
Нм
Нм
Нм
Нм
Нм
для второй передачи:
Н
Н
Н
Н
Нм
Нм
Нм
Нм
Нм
для третей передачи:
Н
Н
Н
Н
Нм
Нм
Нм
Нм
Нм
для пятой передачи:
Н
Н
Н
Н
Нм
Нм
Нм
Нм
Нм
для задней передачи:
Н
Н
Н
Н
Нм
Нм
Нм
Нм
Нм
Опорные реакции на
промежуточном валу:
Рисунок 3 - Схема сил,
действующих на промежуточный вал коробки передач
(42)
(43)
(44)
(45)
Рассчитываем опорные
моменты:
для первой передачи:
Н
Н
Н
Н
Нм
Нм
Нм
Нм
Нм
для второй передачи:
Н
Н
Н
Н
Нм
Нм
Нм
Нм
Нм
для третей передачи:
Н
Н
Н
Нм
Нм
Нм
Нм
Нм
для пятой передачи:
Н
Н
Н
Нм
Нм
Нм
Нм
Нм
для задней передачи:
Н
Н
Н
Н
Нм
Нм
Нм
Нм
Нм
Суммарный изгибающий
момент на первичном валу
Рисунок 4 - Схема сил,
действующих на первичный вал коробки передач
(46)
(47)
(48)
(49)
Для первой передачи:
Н
Н
Н
Н
Нм
Нм
Нм
Нм
Нм
Для второй передачи:
Н
Н
Н
Н
Нм
Нм
Нм
Нм
Нм
Для третей передачи:
Н
Н
Н
Н
Нм
Нм
Нм
Нм
Нм
Для пятой передачи:
Н
Н
Н
Н
Нм
Нм
Нм
Нм
Нм
Для задней передачи:
Н
Н
Н
Н
Нм
Нм
Нм
Нм
Нм
Напряжение от изгиба и
кручения:
(50)
(51)
где: -
момент сопротивления вала при изгибе;
- момент сопротивления
вала при кручении.
(51)
(52)
Тогда для моменты
сопротивления при изгибе и кручении:
для первичного вала
мм3
мм3
для вторичного и
промежуточного вала
мм3
мм3
Напряжение от изгиба и
кручения:
. Для первичного вала
на первой передаче:
Мпа
МПа
на второй передаче:
Мпа
МПа
на третей передаче:
Мпа
МПа
на пятой передаче:
Мпа
МПа
на задней передаче:
Мпа
МПа
. Для промежуточного
вала
на первой передаче:
Мпа
МПа
на второй передаче:
Мпа
МПа
- на третей передаче:
Мпа
МПа
на пятой передаче:
Мпа
МПа
на задней передаче:
Мпа
МПа
. Для вторичного вала
на первой передаче:
Мпа
МПа
на второй передаче:
Мпа
МПа
на третей передаче:
Мпа
МПа
на пятой передаче:
Мпа
МПа
на задней передаче:
Мпа
МПа
Момент инерции
(53)
Для первичного вала
мм4
Для вторичного и промежуточного
мм4
5.3 Расчет
синхронизатора
Требования к узлу: При
анализе и оценке конструкции коробки передач, как и других механизмов, следует
руководствоваться предъявляемыми к ним требованиями:
· обеспечение
оптимальных тягово - скоростных и топливно - экономических свойств автомобиля
при заданной внешней характеристики двигателя;
· бесшумность при работе
и переключении передач;
· легкость управления;
· высокий КПД;
Кроме того, к коробке
передач, как и ко всем механизмам автомобиля, предъявляют такие общие
требования:
· обеспечение
минимальных размеров и массы;
· простота устройства и
обслуживания;
· технологичность;
· ремонтопригодность;
Коробка передач с
синхронизаторами для второй - третей, четвертой - пятой передачах переднего
хода.
Передаточные числа:
первая передача - 4,12
вторая передача - 2,61;
третья передача - 1,58;
четвертая передача - 1;
главная передача -
5,125;- максимальная частота вращения коленчатого вала двигателя, n - 4000
об/мин
Определение момента
трения в синхронизаторе.Для выравнивания угловых скоростей соединяемых
элементов необходимо на поверхностях конусов создавать момент трения Мтр
(54)
где:t - время
синхронизации, t = 1 с.- момент инерции, соответствующий деталям, вращающимися
вместе с шестерней передачи.
- угловая скорость
включаемой шестерни более высокой передачи
- угловая скорость
вторичного вала до переключения передачи.
ік+1 -
передаточное число включаемой передачи
ік -
передаточное число выключаемой передачи
- угловая скорость
коленчатого вала.
с-1(55)
Для синхронизатора
первой передачи:
с-1
Для синхронизатора
второй - третей передачи:
с-1
с -1
Для синхронизатора
четвертой - пятой передачи:
с-1
с -1
Момент инерции ведущего
вала определяется из соотношения
(56)
где: H - ширина диска сцепления. Принимаем H=3
мм;
R
- радиус диска сцепления. Принимаем R=350
мм.
ρ
- плотность материала. Принимаем ρ=0,0072
г/мм3
Тогда
Тогда момент трения для
синхронизатора первой передачи:
Нмм
Тогда момент трения для
синхронизатора второй - третей передачи:
Нмм
Момент трения для
синхронизатора второй - третей передачи:
Нмм
В свою очередь,
нормальная сила может быть выражена через усилие Q, создаваемое водителем при
включении передачи
(57)
где: Д = 6о
Q
- усилие, создаваемое водителем при включении передачи определяется за формулой
(58)
где:
- сила, прикладываемая к ручке переключения передач; =60Н
- передаточное отношения
привода, =5.
Н
Н
Окружная сила,
прижимающая блокирующие детали:
Н
где: rб - радиус блокировки.
Для синхронизатора
первой передачи:
Н
Для синхронизатора
второй - третей передачи:
Н
Для синхронизатора
третей - четвертой передачи
Н
Эта сила вызывает силу
на блокирующих поверхностях.
(59)
где: β
- угол блокировки
Для синхронизатора
первой передачи:
Н
Для синхронизатора
второй - третей передачи:
Н
Для синхронизатора
третей - четвертой передачи
Н
Для того, чтобы передача
не могла быть включена до полного выравнивания угловых скоростей, сила Q,
приложенная к муфте синхронизатора, должна быть меньше Рх
≤ Рх
Поверхности блокирующих
элементов выполняют под углом в удовлетворяющий условию
(60)
Исходя из расчетов
выбираем материал для синхронизатора. Блокирующие кольца изготавливаем из
бронзы. Сам синхронизатор с среднеуглеродистой стали.
6. Сравнительный анализ
прототипа и спроектированного узла
Таблица
Параметры
|
УАЗ-451М
|
Спроектированная КПП
|
Межцентровое расстояние в мм
|
80,5
|
64
|
Максимальный крутящий момент на первичном валу, Нм.
|
170
|
170
|
Количество пар шестерен постоянного зацепления
|
3
|
5
|
Модуль косозубых передач
|
3
|
3
|
Передаточные числа: - первая передача - вторая передача - третья
передача - четвертая передача - пятая передача - задняя передача
|
4,12 2,64 1,58 1,0 - 5,23
|
4,104 2,622 1,57 1,0 0,84 5,23
|
Заключение
В ходе выполнения курсового проекта
нами было рассчитано коробку передач на базе автомобиля УЗА-451М.
Было проведено расчет по выбору
основных параметров, и размеров элементов коробки передач. Расчет, этих
элементов на прочность и подбор материала для изготовления основных деталей.
Литература
.Теория автомобиля. Элементы расчета технико-эксплуатационных
свойств автомобиля. Учебное пособи/ И.Ф. Дьяков - 2-е изд. - Ульяновск, 2002
.Теория автомобилей. Учеб. пособие/ И.С. Туревский. - М.: Высшая
школа, 2005
.Автомобили: Конструкция и элементы расчета: учебник для студ.
высш. учеб. заведений / В.К. Вахламов. - М.: «Академия», 2006.
.Колчин А.И., Демидов В.П. - Расчет автомобильных и тракторных
двигателей: учеб. пособие для вузов. - М.: Высшая школа, 1980
.Гаспарянц Г.А. Конструкция, основы теории и расчета автомобиля:
М.: «Машиностроение», 1978
.Автомобили: Конструкция, конструирование и расчет./ А.И.
Гришкевич, В.А. Вавуло - Мн.: Высшая школа, 1985