КПП автомобиля ГАЗ 53А

Зубчатое колесо.dwg

Штамповочные допуски по ГОСТ 7505-89
Контроль шлицев производить комплексными калибрами.
Неуказанные предельные отклонения размеров
допуски формы и расположения поверхностей
положения разноименных
Данные для контроля взаимного
Проектирование и расчет автомобиля

Вал первичный.dwg

Технические требования и контроль шлицов по ГОСТ 2795-81.
На одном из зубьев допускается заточка для проверки
глубины цементации и твердости сердцевины
Неуказанные предельные отклонения размеров
допуски формы и расположения поверхностей
Проектирование и расчет автомобиля
положения разноименных
Данные для контроля взаимного

Заглушка.dwg

Неуказанные предельные отклонения размеров
допуски формы и расположения поверхностей
* Размер для справок
Проектирование и расчет автомобиля

Коробка передач сборочный чертеж.dwg

Технические требования:
Необработанные поверхности литых деталей
красить маслостойкой красной эмалью.
Наружные поверхности корпуса красить серой эмалью
ПФ-115 ГОСТ 6465-76.
Плоскость разъёма покрыть тонким слоем герметика
УТ-34 ГОСТ 24285-80 при окончательной сборке.

Разработка КПП автомобиля ГАЗ 53А.doc

Краткая характеристика автомобиля ГАЗ 53 А
Назначение проектируемого узла и предъявляемые требования ..
Обзор существующих конструкций КПП
Описание и обоснование выбранной конструкции .
Расчет на прочность элементов КПП
Используемая литература ..
Автомобиль - самое распространенное в современном мире механическое транспортное средство.
На большинстве легковых и грузовых автомобилей устанавливают механические ступенчатые коробки передач с зубчатыми шестернями.
Коробка передач - механизм преобразующий крутящий момент передающийся от двигателя через сцепление по величине и направлению.
Даёт возможность автомобилю двигаться вперед или назад а также позволяет отключать двигатель от ведущих мостов на длительное время.
Принцип работы механической КПП традиционного типа заключается в том что зубчатые шестерни в её корпусе могут поочерёдно зацепляться в различных комбинациях образуя несколько передач с разным передаточным числом.
Коробка Перемены Передач обычно работает в паре со сцеплением. Сцепление служит для временного разобщения двигателя и трансмиссии. Разобщение необходимо для переключения передачи в Коробке Перемены Передач так как когда двигатель и валы КПП не разобщены и двигатель работает через коробку передач проходит большой крутящий момент и переключать передачи невозможно.
При движении рычага переключения передач при помощи специального привода через ползуны приводятся в движение вилки переключения передач которые могут передвигать муфты включения в продольном направлении.
Специальный блокирующий механизм (замок) при этом не допускает одновременное включение двух передач что могло бы произойти если бы рычаг переключения передач зацепил бы сразу два ползуна. Замок фиксирует два ползуна в нейтральном положении при движении третьего чем и исключается одновременное включение двух передач.
Когда муфта включения движется в направлении шестерни нужной передачи их зубчатые венцы встречаются и муфта включения которая вращается вместе с валом соединяется с шестернёй передачи блокируя её. После этого они вращаются вместе и коробка передач начинает передавать вращение от двигателя на карданный вал и далее- на колёса.
Соответственно когда ни одна муфта включения не блокирует ни одной шестерни коробка передач находится в нейтрали или на нейтральной передаче и двигатель с трансмиссией разобщены.
В современных Коробках Перемены Передач вместо простых муфт включения используются синхронизаторы уравнивающие окружную скорость шестерни и муфты включения и не дающие муфте заблокировать шестерню пока их скорости не сравняются— что занимает время порядка миллисекунд и без применения специальных приборов обнаружить блокировку при переключении передач невозможно.
Как я до этого говорил Коробка передач предназначена для изменения крутящего момента скорости и направления движения автомобиля а также длительного разъединения двигателя от трансмиссии.
В зависимости от принципа действия различают следующие типы коробок передач:
Тип коробки передач во многом определяет тип трансмиссии.
К ступенчатым коробкам передач относятся:
механическая коробка переключения передач;
роботизированная коробка передач (другое наименование - автоматизированная коробка передач).
Механическая коробка передач имеет ручное переключение. В зависимости от числа ступеней различают следующие конструкции:
четырехступенчатая коробка передач;
пятиступенчатая коробка передач;
шестиступенчатая коробка передач;
семиступенчатая коробка передач;
К бесступенчатым коробкам передач относятся вариаторы. Передаточное число в вариаторах изменяется в отличие от ступенчатых коробок плавно. Это достигается за счет гидравлического или механического преобразования крутящего момента.
В настоящее время происходит интенсивное совершенствование конструкций транспортных средств повышение их надежности и производительности снижение эксплуатационных затрат повышение всех видов безопасности. Осуществляется более частое обновление выпускаемых моделей придание им более высоких потребительских качеств отвечающих современным требованиям.

Расчет элементов КПП.doc

Расчет элементов КПП
Расчетное напряжение изгиба
где - окружная сила Н;
единичное напряжение изгиба;
коэффициент зависящий от суммарной длинны контактных линий и величины перекрытия;
коэффициент который учитывает распределение нагрузки между
зубьями зависящий от точности изготовления зубчатого колеса;
коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки
коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении;
коэффициент учитывающий свойства смазок и характер работы
колеса в зацеплении;
коэффициент учитывающий габаритные размеры зубчатого колеса.
Диаметр начальных окружностей мм вычисляется по формуле:
Диаметр окружностей вершин мм вычисляется по формуле:
Диаметр окружностей впадин мм вычисляется по формуле:
где нормальный угол зацепления;
Окружная сила Ft H вычисляется по формуле:
Расчёт промежуточного вала
Рис.2.1Расчётная схема промежуточного вала
Определение реакций опор:
Момент относительно опоры а:
Ma = Pt2·m – Pt3·(m + n) - Xb·(m + n + h) = 0
Xb = (Pt2·m – Pt3·(m + n)) (m + n + h)
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 = 2·64488 04091 = 31526 кН
Pt3 = 2·64488 014742 = 87488 кН
Xb = (3152651 + 8748(51 + 419)) (51 + 419 + 148) = 63928 кН
Xa = (31526(419 +148) – 8748148) (51 + 419 + 148) = 7972 кН.
где – tg1 и tg2 – тангенсы углов наклона зубьев соответственно 1-й и 2-й пары колёс.
Момент относительно точки а:
Ma = - Pa2·05·dw2 + Pr2·m + Pa3·05·dw3 – Pr3·(m + n) + Yb·(m + n + h) = 0
Yb = ( Pa2·05·dw2 - Pr2·m - Pa3·05·dw3 + Pr3·(m + n)) (m + n + h).
Момент относительно точки b:
Mb = - Pa2·05·dw2 + Pr2·(n + h) + Pa3·05·dw3 + Pr3·h - Ya·(m + n + h)
Ya = (- Pa2·05·dw2 + Pr2·(n + h) + Pa3·05·dw3 + Pr3·h) (m + n + h).
Pa2 = 31526·tg22º30= 13045 кН
Pa3 = 87482·tg20º36= 3288 кН
Pr2 = 31526·tg20º cos 22º30 = 12418 кН
Pr3 = 87482·tg20º cos 20º36 = 34015 кН
Yb = (13045·05·4091 + 12418·51 – 3288·05·14742 +
015·(51 + 419)) (51 + 419 + 148) = 27 289 кН
Ya = (-13045·05·4091 + 12418·(419 + 148) + 3288·05·14742 +
015·148) (51 + 419 + 148) = 1914 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:
Ptз.х.= - Prз.х.·sinα + Ptз.х.·cosα = -12418·sin 61º13 + 87488·cos 61º13
Prз.х.= Prз.х.·cosα - Ptз.х.·sinα = 12418·cos 61º13 - 87488·sin 61º13
где – α – угол между вертикальной плоскостью и плоскостью контакта зубчатой пары заднего хода
знак « - » указывает на обратное направление силы по отношению к расчётной схеме .
Определение изгибающих моментов:
Вертикальная плоскость (см. Рис. 2.2):
Мв2 = Мв1 + Pa2·05·dw2
Мв3 = Ya·(m + n) + 05·dw2·Pa2 – Pr2·n
Mв4 = Мв3 – Pa3·05·dw3
Мв1= 1914·51 = 97614 Н·м
Мв2= 97614 + 13045·05·4091 = 36445 Н·м
Мв3= 1914·(51 + 419) + 05·4091·13045 – 12418·419 = 6461 Н·м
Мв4= 6461 – 3288·05·14742 = 27246 Н·м.
Горизонтальная плоскость (см. Рис.2.2):
Mг2 = Xa·(m + n) – Pt2·n
Мг1 = 7972·51 = 50657 Н·м
МГ2 = 7972·(51 + 419) – 31526·419 = - 94625 Н·м.
Расчёты на других передачах проводятся аналогично поэтому результаты расчётов сводим в таблицу 2.2.3
Рис.2.2 Эпюры изгибающих моментов промежуточного вала
Расчет коэффициента запаса проводим по самому нагруженному сечению вала:
Суммарный изгибающий момент:
Миз = √(64439² + 96503²) = 11603 Н·м
Момент сопротивления изгибу:
Wx = 01·(96·10³)³ = 884·10-5 м³.
Момент сопротивления кручению:
Wкр = 2·884·10-5 м³.
Площадь опасного сечения:
S = (·(96·10³)²) 4 = 7238·10³ м².
=(11603 884·10-5 + 10483 7238·10³) = 132 МПа
Расчетная величина крутящего момента
– коэффициент использования крутящего момента; [4 с.102].
NУД – удельная мощность
Составляем таблицу реакций действующих в опорах валов (они умножаются на .
Реакции опор являются радиальными нагрузками соответствующих подшипников. Рабочая температура до 1250С.
Все подшипники берем от базовой коробки передач см. рис. 3.4.1. и табл. 3.4.1.
Подшипники коробки передач
3.2 Проверочный расчет подшипников
Эквивалентная динамическая нагрузка на одной передаче
X – коэффициент радиальной нагрузки;
Y – коэффициент осевой нагрузки;
V – коэффициент вращения;
Fr и Fa – радиальная и осевая нагрузки;
K – коэффициент безопасности;
КТ – температурный коэффициент.
V = 1 т. к. вращается внутреннее кольцо.
Х и У выбираются по каталогу.
Пример - 1-я передача КПП.
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 = 0424 – коэффициент осевого нагружения[11 табл. 12.26] 19835 2073 = 0956 е = 0424 следовательно выбираем
X = 056Y = 103.[11 табл. 12.26]
Результаты расчета на всех передачах приведены в таблице 3.4.3.
Расчет подшипника А1
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
Необходимая грузоподъемность подшипника
Скат = 28100 Н (см. табл. 3.4.2.).Подшипник проверку не прошел.
> е = 0416 следовательно выбираем
X = 056Y = 1051.[11 табл. 12.26]
Результаты расчета на всех передачах приведены в таблице 3.4.5.
Расчет подшипника А2

Спецификация 2.dwg

Подшипник ГОСГ 8338-75
Шестерня первичного вала
Гайка М20 ГОСТ 5915-70

Кинематическая схема.dwg

Спецификация 1.dwg

Проектирование и расчет автомобиля
Шестерня привода спидометра
Шестерня третьей передачи
Шестерня второй передачи
Шестярня первой передачи
Крышка заднего подшипника
Крышка первичного вала