Кпп dymos уаз

Кинемат схема.dwg

КПП в масштабе.dwg

Курсовой.docx

Расчетный крутящий момент4
Расчетная частота вращения5
Определение величин входящих в формулы
для нахождения расчетных напряжений7
Относительный пробег на различных передачах.10
Определение расчётных напряжений12
Определение контактной напряженности поверхностей зубьев17
Ресурсы зубчатых колес22
Пробег автомобиля.23
Графическая схема коробки переключения передач24
Кинематическая схема коробки переключения передач25
Технические характеристики:
Снаряженная масса1770 кг
Распределение полной массы по осям:
на переднюю ось1020 кг
на заднюю ось1500 кг
Шестерни коробки передач:
Шестерни постоянного зацепления:
Шестерня первичного валаd1=64 мм Z1=25
Шестерня промежуточного валаd2=106 мм Z2=42
Нормальный модульmn=25
Шестерня промежуточного валаd8=4915 мм Z8=22
Шестерня вторичного валаd7=12063 мм Z7=54
Нормальный модульmn=22
Шестерня промежуточного валаd6=7215 мм Z6=23
Шестерня вторичного валаd5=9724 мм Z5=31
Нормальный модульmn=3
Шестерня промежуточного валаd4=9202 мм Z4=40
Шестерня вторичного валаd3=782 мм Z3=34
Четвертая передача – прямая;
Шестерня промежуточного валаd12=11164 мм Z12=42
Шестерня вторичного валаd11=5848 мм Z11=22
Нормальный модульmn=26
Шестерня вторичного валаd9=1117 мм Z9=50
Паразитная шестерняd10=8936 мм Z10=40
Главная передача трансмиссии411
Рабочий объем V = 2235 л
Максимальная мощность при 4000 обминNemax=72 кВт
Максимальный крутящий момент при 2100 обминMemax=216 Нм
Радиус качения колеса rк0342 м
Информация взята из официальных каталогов на интернет сайте:
Расчетный крутящий момент
1 Момент на валу по двигателю Мр Нм определяется по формуле:
Мрд=Mmax·uд-в·д-в·kпл(1)
uд-в - передаточное число от вала двигателя к рассматриваемому валу на данной передаче;
д-в - общий КПД передач расположенных между двигателем и рассматриваемым валом;
kпл - коэффициент учитывающий неравномерность деления крутящего момента.
Мрд=216*4125*095*1=84645 Нм
Мрд=216*2265*095*1=46478 Нм
На третьей передаче:
Мрд=216*1428*095*1=29303 Нм
На четвертой передаче:
Мрд=216*1*095*1=2052 Нм
Мрд=216*088*095*1=1806 Нм
На передаче заднего хода:
Мрд=216*3827*095*1=7853 Нм
2 Момент по сцеплению колеса с дорогой Мр Нм определяется по формуле:
где Gсц - нагрузка приходящаяся на ведущие колеса Н;
φ - расчетное значение коэффициента сцепления колес с дорогой;
rk - радиус качения ведущих колес м;
uв-к - передаточное число от рассматриваемого вала к ведущим колесам;
в-к - общий КПД передач расположенных между рассматриваемым валом и ведущими колесами.
За расчётный момент на валу трансмиссии принимаем меньший из двух Мр=1806 Нм.
Расчетная частота вращения
Расчетная частота вращения n обмин на участке от первичного вала коробки передач до ведущих колес определяется по формуле:
где nП.В. - расчетная частота вращения первичного вала обмин;
nП.В.-В - передаточное число от первичного вала коробки передач к рассматриваемому валу обмин.
Расчетная частота вращения первичного вала nП.В. обмин рассчитывается по формуле:
где uo – передаточное число главной передачи;
vср – средняя техническая скорость автомобиля кмч.
Средняя техническая скорость автомобиля vср кмч определяется по формуле:
где vmax – максимальная скорость автомобиля.
Максимальная скорость автомобиля vmax кмч определяется по формуле:
где ne – номинальные обороты двигателя обмин;
Uтр – передаточное число трансмиссии;
Uгп – передаточное число главной передачи.
Определение величин входящих в формулы для нахождения расчетных напряжений
1 Окружная сила Ft кН определяется по формуле:
где dw – начальный диаметр шестерни.
На четвертой передаче расчет силы Ft не требуется т.к. она прямая.
2 Единичное контактное напряжение zн определяется по формуле:
где αw - угол зацепления в торцевой плоскости град;
u - передаточное число от вала двигателя к рассматриваемому валу на данной передаче;
3 Единичное напряжение изгиба YF определяется по формуле:
где YF0 – коэффициент напряжения изгиба;
Ku – коэффициент учитывающий параметры парного зубчатого колеса;
Kα – коэффициент зависящий от α;
K – коэффициент учитывающий перераспределение толщин зубьев шестерни и колеса.
Принимаю следующие значения коэффициентов: ; Ku = 1; Kα = Kρ = 1; K =1.
Единичное напряжение изгиба YF:
4 Коэффициенты Z и Y зависящие от суммарной длины контакта линий и перекрытия зубьев:
5 Коэффициенты KHα и KFα учитывающие распределение нагрузки между зубьями:
где KH - коэффициент учитывающий повышение интенсивности нагрузки
6 Коэффициенты KH KF неравномерности распределения нагрузки по ширине венца в процессе эксплуатации:
где γП – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки в начальный период эксплуатации;
– коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки в начальный период работы передачи;
7 Коэффициенты KHv и KFv учитывающие динамическую нагрузку в зацеплении:
8 Коэффициенты KH и KF учитывающие свойства применяемого смазочного материала характерны работы зубчатого колеса в передаче:
9 Значение параметра предела контактной выносливости ПHlimb предела выносливости при изгибе :
mH = 3 mF = 9 NHO = 12·108 NFO = 4·106 циклов.
10 Коэффициенты KHx и KFx зависящие от размеров зубчатого колеса:
11 Коэффициенты ZR и YR учитывающие особенности обработки зубьев:
12 Коэффициент KFC учитывающий характер нагружения зубчатого колеса:
Относительный пробег на различных передачах.
1 Находим удельную мощность Pуд кВтт:
m – полная масса автомобиля т.
2 Так как удельная мощность более 11 кВтт то относительные пробеги:
Передача заднего хода γ6 = 05%.
3 Коэффициенты пробега KпHi KпFi:
3.1 Предварительно находим γр и γсрi
где φ=05 – при эксплуатации на твердых дорогах;
Fр - расчетная окружная сила на ведущих колесах автомобиля на данной передаче Н.
ma – масса приходящаяся на ведущую ось кг.
3.2 Среднее значение удельных окружных сил:
где - среднее удельное сопротивление дороги;
- среднее удельное сопротивление воздуха учитываемое при средней скорости более 40 кмч.
γв.cp1 = 0 т.к vср1 40 кмч
γв.cp2 = 0 т.к vср2 40 кмч
На четвёртой передаче:
4 Т.к на всех передачах коэффициенты γсрi равны то по графику определим KпН и КпF
KпН = 025; КпF = 011
Определение расчётных напряжений
Расчётное напряжение изгиба F МПа определяется по формуле:
где FFt – окружная сила Н;
bf – рабочая ширина зубчатого венца мм;
mn - нормальный модуль мм;
YF – единичное напряжение изгиба;
YE – коэффициент зависящий от суммарной длины контактных линий и величины перекрытия;
KFα – коэффициент который учитывает распределение нагрузки между зубьями зависящий от точности изготовления зубчатого колеса;
KF – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;
KFV – коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении;
KF – коэффициент учитывающий свойства смазок и характер работы колеса в зацеплении;
KFX – коэффициент учитывающий габаритные размеры зубчатого колеса.
Предельное напряжение изгиба МПа является общим для всех шестерней коробки передач и определяется по формуле:
Ресурс по усталости при изгибе обеспечивающий 1 км пробега определяется по формуле:
где mF=9 - показатель кривой усталости при изгибе;
N1FE - эквивалентное число циклов перемены напряжения приходящихся на 1км пробега автомобиля.
Общий ресурс зубчатого колеса RFlimb является общим для всех шестерней коробки передач и определяется по формуле:
Пробег автомобиля до усталостной поломки зуба LF км определяется по формуле:
Допускаемые напряжения изгиба FP МПа определяются по формуле:
где KFL – коэффициент долговечности.
Коэффициент долговечности KFL определяется по формуле:
где L0 – пробег до капитального ремонта 300 тыс. км.
1 Первая передача: определение напряженности зубьев при изгибе.
1.1 Расчётное напряжение изгиба F МПа определяется по формуле (21):
1.2 Ресурс по усталости при изгибе обеспечивающий 1км пробега определяется по формуле (23).
Т.к. на данной передаче Vср = 1521 кмч то 1 км автомобиль проедет за 394 минуты.
Т.к. n = 11675 обмин то N = 116·394 = 457 циклов.
N1FE =457·06 = 2742 цикла
1.3 Пробег автомобиля до усталостной поломки зуба определяется по формуле (26):
1.4 Допускаемые напряжения изгиба FP МПа определяются по формуле (27):
т.к. FP 06 FlimM то FP=70434 МПа.
2 Вторая передача: определение напряженности зубьев при изгибе.
2.1 Расчётное напряжение изгиба F МПа определяется по формуле (21):
2.2 Ресурс по усталости при изгибе обеспечивающий 1 км пробега определяется по формуле (23).
Т.к. на данной передаче Vср = 277 кмч то 1 км автомобиль проедет за 217 минут.
Т.к. n = 39005 обмин то N = 39005·217 = 84641 циклов.
N1FE =84641·06 = 50785 цикла.
2.3 Пробег автомобиля до усталостной поломки зуба определяется по формуле (26):
2.4 Допускаемые напряжения изгиба FP МПа определяются по формуле (27):
т.к. FP 06 FlimM то FP=57876 МПа.
3 Третья передача: определение напряженности зубьев при изгибе.
3.1 Расчётное напряжение изгиба F МПа определяется по формуле (21):
3.2 Ресурс по усталости при изгибе обеспечивающий 1 км пробега определяется по формуле (23).
Т.к. на данной передаче Vср = 44 кмч то 1 км автомобиль проедет за 136 минут.
Т.к. n = 98131 обмин то N = 98131·136 = 13346 циклов.
N1FE =13346·06 = 8008 цикла.
3.3 Пробег автомобиля до усталостной поломки зуба определяется по формуле (26):
3.4 Допускаемые напряжения изгиба FP МПа определяются по формуле (27):
т.к. FP 06 FlimM то FP=4641 МПа.
4. Четвертая передача: Передача прямая зубчатые зацепления отсутствуют.
5 Пятая передача: определение напряженности зубьев при изгибе.
5.1 Расчётное напряжение изгиба F МПа определяется по формуле (21):
5.2 Ресурс по усталости при изгибе обеспечивающий 1 км пробега определяется по формуле (23).
Т.к. на данной передаче Vср = 713 кмч то 1 км автомобиль проедет за 084 минут.
Т.к. n = 2584 обмин то N = 2584·084 = 21706 циклов.
N1FE =21706·06 = 130234 цикла.
5.3 Пробег автомобиля до усталостной поломки зуба определяется по формуле (26):
5.4 Допускаемые напряжения изгиба FP МПа определяются по формуле (27):
т.к. FP 06 FlimM то FP=33852 МПа.
6 Передача заднего хода: определение напряженности зубьев при изгибе.
6.1 Расчётное напряжение изгиба F МПа определяется по формуле (21):
6.2 Ресурс по усталости при изгибе обеспечивающий 1 км пробега определяется по формуле (23).
Т.к. на данной передаче Vср = 1639 кмч то 1 км автомобиль проедет за 366 минут.
Т.к. n = 13663 обмин то N = 13663·366 = 50017 циклов.
N1FE =50017·06 = 3001 цикла.
т.к. FP 06 FlimM то FP=78635 МПа.
Определение контактной напряженности поверхностей зубьев
Параметр расчетного контактного напряжения Пн МПа вычисляется по формуле:
где Zн – единичное контактное напряжение изгиба;
Z - коэффициент зависящий от суммарной длины контактных линий и величины перекрытия;
KHα – коэффициент который учитывает распределение нагрузки между зубьями зависит от точности изготовления колеса;
KH - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;
KHV - коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении;
KH – коэффициент учитывающий свойства смазок и характер работы колеса в зацеплении;
KHX - коэффициент учитывающий габаритные размеры зубчатого колеса.
Предельное контактное напряжение ПНРО МПа определяется по формуле:
где ПНlimb – параметр предела контактной выносливости.
Ресурс по контактной усталости обеспечивающий 1 км пробега R1H определяется по формуле:
где mH - показатель кривой контактной усталости;
N1HE - эквивалентное число циклов перемены напряжения на 1км пробега автомобиля. Принимается равным N1FE из предидущего расчета.
Общий ресурс зубчатого колеса RHlimb определяется по формуле:
Пробег автомобиля до появления выкрашивания поверхностей зубьев LH км определяется по формуле:
Допускаемое контактное напряжение НР МПа определяется по формуле:
где KHL – коэффициент долговечности.
Коэффициент долговечности KHL определяется по формуле:
Общее эквивалентное число циклов нагружения:
1.1 Параметр расчетного контактного напряжения ПН МПа вычисляется по формуле (30):
1.2 Ресурс по контактной усталости обеспечивающий 1 км пробега R1H определяется по формуле (32):
1.3 Пробег автомобиля до появления выкрашивания поверхностей зубьев определяется по формуле (34):
1.4 Общее эквивалентное число циклов нагружения определяется по формуле (37):
1.5 Коэффициент долговечности определяется по формуле (36):
1.6 Допускаемое контактное напряжение НР МПа определяется по формуле (35):
2.1 Параметр расчетного контактного напряжения ПН МПа вычисляется по формуле (30):
2.2 Ресурс по контактной усталости обеспечивающий 1 км пробега R1H определяется по формуле (32):
2.3 Пробег автомобиля до появления выкрашивания поверхностей зубьев определяется по формуле (34):
2.4 Общее эквивалентное число циклов нагружения определяется по формуле (37):
2.5 Коэффициент долговечности определяется по формуле (36):
2.6 Допускаемое контактное напряжение НР МПа определяется по формуле (35):
3.1 Параметр расчетного контактного напряжения ПН МПа вычисляется по формуле (30):
3.2 Ресурс по контактной усталости обеспечивающий 1 км пробега R1H определяется по формуле (32):
1.4 Пробег автомобиля до появления выкрашивания поверхностей зубьев определяется по формуле (34):
3.3 Общее эквивалентное число циклов нагружения определяется по формуле (37):
3.4 Коэффициент долговечности определяется по формуле (36):
3.5 Допускаемое контактное напряжение НР МПа определяется по формуле (35):
4.1 Параметр расчетного контактного напряжения ПН МПа вычисляется по формуле (30):
4.2 Ресурс по контактной усталости обеспечивающий 1 км пробега R1H определяется по формуле (32):
4.3 Пробег автомобиля до появления выкрашивания поверхностей зубьев определяется по формуле (34):
4.4 Общее эквивалентное число циклов нагружения определяется по формуле (37):
4.5 Коэффициент долговечности определяется по формуле (36):
4.6 Допускаемое контактное напряжение НР МПа определяется по формуле (35):
5 Передача заднего хода:
5.1 Параметр расчетного контактного напряжения ПН МПа вычисляется по формуле (30):
5.2 Ресурс по контактной усталости обеспечивающий 1 км пробега R1H определяется по формуле (32):
5.3 Пробег автомобиля до появления выкрашивания поверхностей зубьев определяется по формуле (34):
5.4 Общее эквивалентное число циклов нагружения определяется по формуле (37):
5.5 Коэффициент долговечности определяется по формуле (36):
5.6 Допускаемое контактное напряжение НР МПа определяется по формуле (35):
Ресурсы зубчатых колес
1 Ресурс по усталости:
где a – число зацеплений одного зуба одной и той же стороны за один поворот зубчатого колеса a=1;
Uвк – передаточное число от вала зубчатого колеса к ведущим колесам на данной передаче;
γi - относительный пробег на данной передаче.
До появления прогрессирующего выкрашивания поверхности зуба LH км:
До усталостной поломки зуба LH км:
Графическая схема коробки переключения передач
Рис. 1 Коробка передач: 1 – передний картер; 2 – крышка подшипника первичного вала; 3 – первичный вал; 4 – болт крепления крышки подшипника первичного вала; 5 – задний подшипник первичного вала; 6 – зубчатый венец первичного вала; 7 – двухконусный синхронизатор III и IV передач; 8 – ступица и муфта синхронизатора III и IV передач; 9 – фиксатор; 10 – шариковый подшипник; 11 – шестерня III передачи; 12 – выключатель индикатора нейтрального положения; 13 – болт головки штока механизма управления; 14 – головка штока механизма управления; 15 – рычаг управления в сборе; 16 – вал управления в сборе; 17 – кронштейн предохранителя включения заднего хода в сборе; 18 – шестерня заднего хода вторичного вала; 19 – двухконусный синхронизатор заднего хода; 20 – уплотняющая крышка; 21 – кольцо синхронизатора V передачи; 22 – муфта и ступица синхронизатора V передачи и заднего хода; 23 – шестерня V передачи вторичного вала; 24 – задний картер; 25 – стопорное кольцо заднего подшипника вторичного вала; 26 – вторичный вал; 27 – стопорное кольцо; 28 – стопорное полукольцо; 29 – защитное кольцо; 30 – сальник подшипника; 31– сдвоенный радиально-упорный шариковый подшипник вторичного вала; 32 – задний конический роликовый подшипник промежуточного вала; 33 – промежуточный вал; 34 – болт крепления оси промежуточной шестерни заднего хода; 35 – промежуточная шестерня заднего хода; 36 – вал промежуточной шестерни заднего хода; 37 – шестерня I передачи вторичного вала; 38 – ступица и муфта синхронизатора I и II передач; 39 – трехконусный синхронизатор I и II передач; 40 – шестерня II передачи вторичного вала; 41 – передний конический роликовый подшипник промежуточного вала; 42 – регулировочное кольцо подшипника промежуточного вала; 43 – регулировочное кольцо крышки подшипника первичного вала
Кинематическая схема коробки переключения передач
Таблица 1 - Параметры КПП
Привод промежуточного вала
Передаточное число i