Расчет муфты сцепления и коробки переключения передач автомобиля УАЗ-469

коробка.frw

Картер коробки передач должен быть без видимых трещин и
Радиальный зазор в подшипниках не более 0
Валы должны свободно вращатся.
Проверить легкость включения передач.
Залить в коробку передач масло трансмиссионное ТАД-17И
Технические требования
Технические характеристики
ЮУрГУ.П-403.02.000 СБ

Спецификация сцепление.spw

ЮУрГУ П-403.01.000 СБ
Муфта выключения сцепления
Вилка оттяжного рычага
Гайка регулировочная
Пружины нажимные сцепления

Сцепление.frw

Технические требования
Ведомый диск сцепления центровать оправкой А.70.081;
Шлицы на ступице ведомого диска и ведущем валу коробки передач
смазать тонким слоем смазки ЛСЦ-15 или ЛИТОЛ-24;
Фрикционные накладки ведомого диска заменить при появлении
растрескивания и уменьшении растояния между заклепкой и рабочей
Торцовое биение рабочей поверхности фрикционных накладок ведомого
диска не должно превышать 0
Техническая характеристика
Тип сцепления - однодисковое сухое
периферийным расположением цилиндрических пружин;
Тип привода - механический;
Число ведомых дисков - 1;
Максимальный крутящий момент двигателя M
Диаметр фрикционных накладок:
ЮУрГУ.П-403.01.000 СБ

пояснительная записка.docx

Министерство образования и науки Российской Федерации
Федеральное государственное автономное образовательное учреждение высшего образования
«Южно-Уральский государственный университет
(национальный исследовательский университет)»
Факультет «Автотракторный»
Кафедра «Колесные и гусеничные машины»
Расчет муфты сцепления и коробки переключения передач автомобиля
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
по дисциплине «Проектирование автомобилей и тракторов»
ЮУрГУ–23.05.01.2019.000.00.ПЗ.КП
Нормоконтролер Руководитель
Расчет муфты сцепления6
1.Формирование исходных данных6
2.Выбор параметров сцепления7
3.Расчет показателей нагруженности и износостойкости сцепления8
4.Расчет периферийных нажимных пружин10
5.Расчет привода сцепления13
Проектировочный расчет КПП15
1.Формирование исходных данных15
2.Межосевое расстояние КПП16
3.Рабочая ширина зубчатых венцов17
4.Нормальный модуль зубчатых колес17
5.Угол наклона зубьев колес17
6.Сумма чисел зубьев в паре18
7. Применение угловой коррекции . 20
8.Расчет прямозубой передачи с высотной коррекцией .22
Библиографический список ..26
Автомобиль повышенной проходимости УАЗ 469 появившийся в нашей стране в начале 70 годов ХХ века долгое время оставался лучшим отечественным внедорожником.Благодаря высокой надежности ремонтопригодности в полевых условиях и низкой цене этот неприхотливый трудяга до сих пор остается для многих эталоном полноприводного автомобиля.
Сцепление автомобиля УАЗ-469 – Пружинно рычажное сцепление сухое однодисковое состоит из нажимного диска с кожухом нажимными пружинами и оттяжными рычагами в сборе ведомого диска с фрикционными накладками и гасителями крутильных колебаний в сборе.Механизм сцепления укреплен на маховике двигателя болтами сбалансирован совместно с коленчатым валом. Между кожухом сцепления и нажимным диском установлены нажимные пружины имеющие со стороны нажимного диска теплоизолирующие шайбы. Выключающее устройство сцепления состоит из установленных на нажимном диске оттяжных рычагов муфты выключения сцепления.
Четырехступенчатая полусинхронизированная коробка передач автомобилей семейств УАЗ-469 и УАЗ-452 механическая предназначена для изменения крутящего момента передаваемого на ведущие колеса в целях получения наилучших тягово-динамических качеств в данных дорожных условиях.
Для этого коробка передач имеет четыре передачи для движения вперед и одну —для движения назад. Коробка передач снабжена синхронизаторами инерционного типа для облегчения включения третьей и четвертой передачи.
Коробка передач крепится к картеру сцепления четырьмя шпильками ввернутыми вкартерсцепления. Шестерни привода промежуточного вала второй и третьей передач косозубые и находятся в постоянном зацеплении.
РАСЧЕТ МУФТЫ СЦЕПЛЕНИЯ
1.Формирование исходных данных
Рисунок 2 – Сцепление УАЗ-469
Автомобиль-прототип: УАЗ-469;
Полная масса автомобиля ma = 2210 кг;
Шина 21590 R15 радиус качения rк=036 м;
Передаточное число первой передачи КПП
Передаточное число главной передачи
Максимальный крутящий момент двигателя Me ma
Частота вращения коленчатого вала при максимальном крутящем
моменте nM = 2000 мин-1;
Коэффициент запаса сцепления = 14:
Число пар поверхностей трения zf = 2;
Диаметр маховика Dм=0290 м;
Геометрические размеры рычажного механизма привода сцепления (рисунок 2): a = 250 мм b = 55 мм c = 120мм d = 50 мм 1 = (D0 – d1)2 = 78 мм f = 17 мм.
Коэффициент трения фрикционной накладки по металлу = 03;
КПД трансмиссии тр= 08;
Коэффициент сопротивления движению = 02;
Удельная массовая теплоемкость чугуна с = 4815 Дж(кг °С);
Доля теплоты приходящаяся на рассчитываемую деталь γ = 05;
Рисунок 3 – Схема механического привода сцепления
2.Выбор параметров сцепления
Наружный диаметр D фрикционной накладки сцепления рассчитываем по формуле
где Me ma К – коэффициент учитывающий степень эксплуатационной загрузки фрикциона: K = 4.7 для легковых автомобилей
Другой расчетной формулой является формула связанная с диаметром маховика:
где Dм – диаметр маховика.
Внутренний диаметр d фрикционных накладок ведомых дисков определяем по формуле:
d = 06D = 06 0232 = 0139 м.
Исходя из полученных размеров D и d выбираем по ГОСТ 12238—76* и ГОСТ 1786—80 стандартные значения фрикционных накладок: наружный диаметр D = 0230 м; внутренний диаметр d = 009 м; толщина = 025 м.
3.Расчет показателей нагруженности и износостойкости сцепления
Степень нагружения и износостойкость фрикционных накладок сцепления принято оценивать двумя основными параметрами:
а) удельным давлением на фрикционные поверхности;
б) удельной работой буксования сцепления.
Нажимное усилие на поверхности трения вычисляется по формуле:
— число поверхностей трения.
Давление на фрикционные накладки:
Величина удельного давления на фрикционные накладки не должна превышать рекомендуемых допускаемых значений [q] = 025 МПа. В нашем случае q [q] что обеспечивает требуемый ресурс работы накладок.
Удельная работа буксования :
где - работа буксования.
– момент сопротивления движению транспортного средства приведенный к первичному валу коробки передач
где ma – полная масса автомобиля; – коэффициент сопротивления дороги; – радиус качения колеса– передаточное отношение трансмиссии: ; – КПД трансмиссии.
Jа – момент инерции:
где k – коэффициент учета вращающихся масс автомобиля (k=104 30).
Работа буксования Wб при трогании автомобиля с места:
Расчет нажимного (ведущего) диска на нагрев.
Расчет ведущего диска на нагрев заключается в определении повышения средней температуры ведущего диска Δt. Принимают что теплопередача в окружающую среду отсутствует и вся работа буксования идет на нагрев деталей:
где γ – доля теплоты приходящаяся на рассчитываемую деталь; с – удельная массовая теплоемкость чугуна (стали); тн – масса диска кг.
Масса диска определяется из выражения:
где ρ – плотность материала диска кгм3; D – наружный диаметр нажимного диска сцепления м; d – внутренний диаметр диска м; – толщина диска м.
Толщина диска определяется из выражения:
где λ – коэффициент толщины трущихся поверхностей (λ = 030 044 – для чугунных дисков).
В этом случае масса ведущего диска
Повышение средней температуры ведущего диска Δt за одно включение:
Допустимое повышение температуры [Δt] за одно включение принимают равным 10 15°С.
4.Расчет периферийных нажимных пружин
4.1 Формирование исходных данных:
где F – наибольшая рабочая нагрузка; – нажимное усилие на поверхности трения; n=9 – общее число пружин; λ=20 25мм – осадка.
4.2 Выбор значения индекса пружин:
4.3 Определение коэффициента кривизны витка:
4.4 Выбор пружинной стали и допускаемого напряжения кручения :
Выбираем для пружин стальную углеродистую проволоку III класса по ГОСТ 9389-75. Материал – сталь 60С2А временное сопротивление при растяжении МПа.
4.5 Определение диаметра d проволоки пружины:
Округляем до ближайшего стандартного значения по ГОСТ 6636-69 d=4 мм.
4.6 Определение среднего диаметра D пружины:
4.7 Определение числа рабочих витков пружины:
где G = 8104 МПа – модуль сдвига для пружинной стали.
Округляем до ближайшего целого z=6.
4.8 Определение полного числа витков z0 пружины:
4.9 Определение длины Н1 пружины сжатой до соприкосновения витков:
4.10 Определение гарантированного зазора s между витками:
4.11 Определение регулировочного хода λр пружины:
4.12 Определение полного хода λ1 пружины до соприкосновения витков:
4.13 Определение длины H0 пружины в свободном состоянии:
4.14 Определение наружного D1 и внутреннего D2 диаметров пружины:
4.15 Определение шага t пружины в свободном состоянии:
4.16 Определение силы F1 сжимающей пружины до соприкосновения витков:
4.17 Определение максимального фактического напряжения в витках:
Найденное значение []к превышает max на 9%.
4.18 Построение характеристики пружины (рисунок 3):
Рисунок 4 – Характеристика пружины
5.Расчет привода сцепления
Расчет привода заключается в определении его передаточного отношения которое должно быть таким чтобы обеспечивались удобство и легкость управления. В существующих конструкциях оно равно 24 45. Согласно схеме (рисунок 4) передаточное отношение механического привода равно:
Рисунок 5 – Схема механического привода сцепления
Для удобства управления сцеплением необходимо чтобы при проектировании механического привода было удовлетворено условие:
где Sпед – полный ход педали; ΔS – ход нажимного диска (ΔS =15 2 мм); Sсв – свободный ход педали; – зазор между рычагами и муфтой выключения сцепления ( = 15 2 мм).
Для достижения легкости управления должно выполняться условие:
где Pпед – усилие на педали; PΣ ma пр – КПД привода (пр = 07 08).
ПРОЕКТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ КПП
6.Формирование исходных данных
Рисунок 6 – Коробка передач УАЗ-469
Рисунок 7 – Кинематическая схема коробки передач УАЗ-469
Номинальная мощность Nma
Максимальный крутящий момент при частоте вращения коленчатого вала 2200 мин-1 Tma
Полная масса автомобиля ma= 2210 кг;
Нормальный модуль зубчатых колес: для I передачи – mn=35 мм для шестерней постоянной ступени – mn=3 мм;
Угол наклона зубьев для I передачи – =0° для шестерней постоянной ступени – =21°;
Угол зацепления зубьев α =20°.
Параметры зубчатых зацеплений представлены в таблице 1 в соответствии с рисунком 5.
Таблица 1 – Параметры зубчатых зацеплений
Номера шестерен передающих крутящий момент
и 29(первая ступень)
и 16 (вторая ступень)
и 15 (вторая ступень)
и 4 (вторая ступень)
Х и 16 (третья ступень)
7.Межосевое расстояние КПП
где ; для коробок легковых автомобилей.
8.Рабочая ширина зубчатых венцов
Среднее ее значение для трехвальных коробок передач:
9.Нормальный модуль зубчатых колес
Нормальный модуль зубчатых колес механических коробок передач на легковых автомобилях находится в пределах 225 – 35мм.
В соответствии с автомобилем-прототипом принимаем для I передачи – =35 мм для шестерней постоянной ступени – =3 мм.
Для I передачи: окончательно принимаем
Для шестерней постоянной ступени: окончательно принимаем
10.Угол наклона зубьев колес
Большинство зубчатых колес в коробках передач выполняются косозубыми с целью уменьшения шума при работе и повышения прочности. Прямозубые применяются обычно для передачи заднего хода а в грузовых автомобилях а также и для первой передачи. Угол наклона косозубых колес находится в следующих пределах (град): в трехвальных коробках грузовых автомобилей 21 - 34°
В соответствии с автомобилем-прототипом принимаем для I передачи – =0° для шестерней постоянной ступени – =21°.
Угол наклона удовлетворяющий условию = 1 определяется из равенства:
Для шестерней постоянной ступени:
Практически . Это обычно связано или с необходимостью уменьшить осевые нагрузки на подшипники или с условиями выбора коэффициентов смещения для зубчатых колес или с подбором чисел зубьев удовлетворяющих заданным передаточным числам.
11.Сумма чисел зубьев в паре
По межосевому расстоянию и модулю определяется сумма чисел зубьев пары:
Задача по подбору чисел зубьев включает рациональное распределение передаточного числа коробки передач uк.п = uпui. Значение uп при переходе от одной передачи к другой остается неизменным изменяются лишь значения ui. Значение uп целесообразно определять исходя из заданного передаточного числа первой передачи ui. При этом должны быть учтены следующие ограничения:
- ведущая шестерня пары первой передачи zвщ1 должна иметь размер позволяющий выполнить промежуточный вал достаточно жестким;
- минимальное число зубьев этой шестерни по условию качества зацепления не должно быть менее 12;
- шестерня первичного вала zвщ.п должна иметь размер позволяющий выполнить гнездо под передний подшипник вторичного вала требуемой грузоподъемности;
- внешний диаметр этой шестерни для обеспечения технологичности сборки не должен превышать размер отверстия под подшипник первичного вала ограничиваемый условием жесткости картера.
В то же время рациональным является распределение при котором большая степень редукции момента осуществляется парой первой передачи т.е. передаточное число ui1 превышает uп. Для трехвальных коробок передач с типовой компоновкой распределение передаточного числа первой передачи оказывается рациональным как в отношении момента на промежуточном валу так и в отношении учета перечисленных выше ограничений если его выполнить на основе выбора числа зубьев ведущей шестерни первой передачи zвщ1 в следующих пределах:
- коробки передач легковых автомобилей (u1 = 35 38) zвщ1 = 15 17.
Принимаем zвщ1 = 17 тогда zвщ1 = 46 – 17 = 29.
Разбивка чисел зубьев постоянной ступени:
Уточняем межосевое расстояние по постоянной ступени:
Проверяем межосевое расстояние первой ступени:
12.Применение угловой коррекции
Для обеспечения равенства межосевых расстояний применим угловую коррекцию зубьев колес первой передачи.
где y – (по ГОСТ 16532-70) коэффициент воспринимаемого смещения
имеем совпадение до тысячных долей мм.
Далее находим коэффициент суммы смещений
Для этого определяем вспомогательные величины
Б = 019 – по номограмме;
= 00008 - по номограмме.
Находим коэффициент уравнительного смещения Δy
Коэффициент суммы смещений
Разбиваем коэффициент суммы смещений на составляющие: т.е. колесо выполняем без смещения.
Положительное смещение инструмента
Рассчитываем параметры зубчатого колеса:
13.Расчет цилиндрической прямозубой передачи с высотной коррекцией
При высотной коррекции шестерню изготавливают с положительным смещением колесо – с отрицательным. Суммарный коэффициент смещения
где – коэффициенты смещения шестерни и колеса.
Межосевое расстояние угол зацепления и другие параметры передачи останутся неизменными за исключением высот головок и ножек зубьев.
Таблица 2 – Коэффициенты высотной коррекции
Число зубьев колеса zк
При определении коэффициентов коррекции для промежуточных значений чисел зубьев колеса требуется интерполировать табличные значения:
где – число зубьев колеса взятое по таблице с недостатком – число зубьев колеса взятое по таблице с избытком и – табличные значения коэффициентов коррекции соответствующие значениям и .
Таблица 3 – Расчет цилиндрической прямозубой передачи с высотной коррекцией
Модуль нормальный mn=35 мм
Число зубьев шестерн zш=17
Передаточное число u=17
Исходный контур по ГОСТу 13755-81 (α=20°)
Степень точности передачи Ст.8-Х ГОСТ 1643-81
Определяемая величина
Расчет. Линейные величины мм
Принимаем высотную коррекцию
Межцентровое расстояние А
Предельное отклонение межцентрового расстояния ΔА
Коэффициент коррекции
По таблице 1 с интерполированием
Диаметр делительной окружности
Диаметр окружности выступов
Диаметр окружности впадин
Допуск на диаметр выступов
Рисунок 8 – Эскиз ведущей шестерни I передачи
Был выполнен проектировочный расчет сцепления и механической коробки передач автомобиля УАЗ-469.
В расчете сцепления рассчитаны и подобраны по ГОСТ 1786-80 наружный и внутренний диаметры фрикционных накладок ведомого диска (D=0230 м; d=009 м). Рассчитаны удельная работа буксования (аб=106 Джм2) давление на фрикционных накладках (q=015 МПа) значения которых не превышают рекомендуемые допускаемые значения. Определена масса нажимного диска (mн=56 кг) которая примерно соответствует массе на автомобиле-прототипе. Рассчитаны нажимное усилие на поверхности трения (Pн=5250 Н) и передаточное отношение механического привода (iпр=4616).
В расчете коробки передач по известным параметрам прототипа было предварительно определено межосевое расстояние и рабочая ширина зубчатых венцов. По межосевому расстоянию и модулю рассчитана сумма чисел зубьев для первой (zΣ=46) и постоянной (zΣ=51) ступени. Произведена разбивка чисел зубьев. В соответствии с разбивкой зубьев были уточнены межосевые расстояния для первой и постоянно ступени которые совпали (aw=805 мм). Также были выполнены угловая и высотная коррекция зубьев.
С помощью сравнительного анализа параметров прототипа автомобиля УАЗ-469 и результатов проектировочных расчетов можно сказать что расчеты произведены верно.
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК
Орлов Э.Н. Автомобили УАЗ . – М.: Изд. «Транспорт» 2000. – 172 с.
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3 т. Т. 3. – 8-е изд. перераб. и доп. Под ред. И.Н. Жестковой. – М.: Машиностроение 2001. – 864 с.
Землянский Ю.М. Конструкция и расчет муфт механического привода: учебное пособие Ю.М. Землянский. – Челябинск: Издательский центр ЮУрГУ 2017. – 65 с.

Спецификация кпп.spw

ЮУрГУ.П-403.02.000 СБ
Блок шестерен заднего хода
Кожух первичного вала
Рычаг переключения передач
Шестерня I передачи ведомая
Шестерня II передачи ведомая
Шестерня III передачи ведомая
Шестерня I передачи ведущая
Шестерня II передачи ведущая
Шестерня III передачи ведущая
Шестерня IV передачи и
Шестерня постоянной
Кольцо ГОСТ 13942-86
Манжета 1.1-52х75-1
Подшипник ГОСТ 8338-75
Шайба 10 ГОСТ 6402-70
Шайба 24Н ГОСТ 9649-78