Расчет коробки передач автомобиля МАЗ

Лист2(2).dwg

ГОУ ОГУ 190603.4409.06.11.
Коробка передач с демультипликатором

Лист 3(2).dwg

Гильза цилиндра восстановленная пластинированием
ГОУ ОГУ 190603.4407.06.00.СБ
ГОУ ОГУ 190603.4407.09.00.
ГОУ ОГУ 190603.4407.09.00
* Размер обеспечиваемый инструментом
Неуказанные предельные отклонения размеров Н14h7
*Размеры для спарвок.
Неуказанные радиусы скруглений 3 мм max.
Неуказанные предельные отклонения: Н14 h7.
Напрвление линии зуба
Коэффициент смещения
Межосевое расстояние
Угол наклона конуса трения
Диаметр смазочного канала в вале равен 10 мм.
Зубчатый венец синхронизатора
Неуказанные радиусы скруглений 5 мм max.
Неуказанные предельные отклонения: Н14h7.

расчет.doc

Министерство образования и науки Российской Федерации
Государственное образовательное учреждение
высшего профессионального образования
«Оренбургский государственный университет»
Транспортный факультет
Кафедра «Автомобили и БД»
по дисциплине «Рабочие процессы и расчет агрегатов»
Расчет коробки передач автомобиля МАЗ 6422
Руководитель проекта:
Студент гр. 06 СТТМ-2
Автомобильный транспорт имеет важное значение для экономического роста любых отраслей промышленности и экономики государства в целом. Без него не мыслимо нормальное функционирование ни одной из отраслей народного хозяйства.
Можно выделить некоторые особенности автомобильного транспорта заключающиеся в следующем:
Большая экономичность при перевозке определенных видов грузов на расстояние до 400 км а также при перевозке срочных ценных и скоро портившихся грузов;
Доставка грузов от двери к двери;
Большая мобильность;
Регулярность и хорошая маневренность перевозок;
Обеспечение сохранности количества и качества перевозимого груза;
Высокая скорость доставки;
Приспособленность к дорожным условиям.
Последний показатель особенно актуален для нашей страны т.к. существуют места трудно доступные для других видов транспорта таких как железная дорога авиация морское и речное судоходство в силу особенностей каждого из вида транспорта.
На автомобильном транспорте можно реализовать различные требования предъявляемые в данных условия: скорость проходимость плавность хода грузоподъемность маневренность типаж перевозимых грузов.
Седельные тягачи отличаются от других классов грузового парка автомобилей достаточно большой своей универсальностью. За счет наличия прицепного устройства на них возможна реализации разнообразного рода задачи требований. На них возможна быстрая смена навесного оборудования начиная от обычного полуприцепа и заканчивая специализированным оборудованием. Машины такого типа могут использоваться намного продуктивней и с большей отдачей т.к. сам тягач не зависит от прицепного оборудования тем самым уменьшается время простоя автомобиля без работы.
Прототип авто транспортного средства – МАЗ 6422
Колесная формула – 6x6
Тип двигателя внутреннего сгорания – дизель
Расчетный механизм – коробка передач с демультипликатором
Кинематическая схема коробки передач . ..
Расчет коробки передач .
1 Кинематический расчет коробки передач ..
2 Силовой расчет коробки передач
3 Расчет зубчатых колес .
5 Подбор и расчет подшипников
6 Расчет синхронизатора .
Список использованных источников ..
Кинематическая схема коробки передач
Где на схеме соответственно:
Z1 Z2 – шестерни первой передачи
Z3 Z4 – шестерни второй передачи
Z5 Z6 – шестерни четвертой передачи
Z7 Z8 – шестерни постоянного зацепления
Z9 Z10 – шестерни заднего хода
Zз.х – паразитная шестерня заднего хода
Z11 Z12 – шестерни постоянного зацепления демультипликатора
Z13 Z14 – шестерни включения демультипликатора.
– ведущий вал коробки передач;
– синхронизатор включения третей и четвертой передач;
– ведомый вал основной коробки;
– синхронизатор включения второй и первой передач
– синхронизатор включения демультипликатора
– ведомый вал демультипликатора;
– промежуточный вал основной коробки;
– промежуточный вал демультипликатора.
Расчет коробки передач
1 Кинематический расчет коробки передач
Предварительный выбор модуля коробки передач выбирается по графикам из справочной литературы. Вычисляется по формуле:
где mn – нормальный модуль зацепления (округляется до стандартных значений);
Mвед – максимальный момент на ведомом валу коробки передач Нм:
Mmax – максимальный момент на коленчатом валу двигателя.
Mвед=1225.723=885675
Разбиваем передаточные числа между отдельными парами шестерен.
Передаточные числа основной и дополнительной коробки берутся из прототипа. Для основной коробки передач они составляют: iд2=200 они получаются путем разбивки общего передаточного числа дополнительной коробки опираясь на графическое изображение прототипа.
Передаточное число шестерни постоянного зацепления вычисляется по формуле:
Передаточный числа на отдельных передачах:
Определяем минимальное число зубьев для шестерни первой передачи для прямозубого варианта:
где – коэффициент высотной коррекции зуба (=1);
– передаточное число данной пары шестерен ;
– угол зацепления (=20) град.
Определение торцевого модуля косозубых шестерен.
Торцевой модуль рассчитывается по формуле:
Где – торцевой модуль;
– угол наклона зуба (=31о).
Определение суммарного числа зубьев данной пары шестерен.
Суммарное число зубьев прямозубых шестерен i-ой передачи:
Для косозубых шестерен постоянного зацепления:
Определение числа зубьев шестерен каждой передачи.
Для ведущей шестерни:
Для ведомой шестерни:
Определение межосевого расстояния.
Для прямозубых шестерен:
Для косозубых шестерен:
Уточнение передаточных чисел коробки передач по соотношениям принятых чисел зубьев шестерен вычисляется по формуле:
Определение параметров зубчатого зацепления.
Диаметр начальной окружности:
Для основной коробки получим:
Диаметр окружности выступов:
Диаметр окружности впадин:
2 Силовой расчет коробки передач
Определение сил действующих в зацепление шестерен.
где – максимальный крутящий момент двигателя Нм;
– радиус начальной окружности рассчитываемой шестерни (i-ой) м.
3 Расчет зубчатых колес
Шаг по делительной окружности мм:
Приведенное число зубьев косозубых шестерен:
По значениям приведенного числа зубьев находим коэффициент формы зуба по справочным таблицам:
Определяем деформацию зубьев от изгиба и сжатия МПа:
Для первой передачи получим:
z1=19833(0124.32.22)=227
z2=20176(0147.32.22)=195
Для второй передачи получим:
z3=16660(0136.32.22)=174
z4=19216(0144.32.22)=160
Для четвертой передачи получим:
z5=12250(0147.32.22)=118
z6=11833(0124.32.22)=135.6
Для шестерен постоянного зацепления получим:
z7=13833(0144.32.22)=137
z8=14000(0136.32.22)=146
Износ зубьев определяется по формуле Герца величиной контактного напряжения приведенной для колес с эвольвентным профилем зубьев:
Е – модуль упругости Е=2.105 МПа;
Р – окружная сила Н;
Допустимые напряжения для первой передачи составляют:
Допустимые напряжения для высших передач и промежуточного вала составляют:
Все пары зацепления удовлетворяют заданным условиям для приближения значений напряжений к допустимым возможно внесение в конструкцию шестерен путем изменения материала из которых выполняются шестерни изменением геометрических параметров.
Расчет на прочность и жесткость первичного вала коробки.
Схема первичного вала:
Исходные данные для расчета:
Силы и радиусы элементов передач:
PZ8=14000 HRZ8=59447 HAZ8=8412 H
Длины участков вала (по чертежу):
Определяем реакции опор.
В вертикальной плоскости:
В горизонтальной плоскости:
Находим изгибающий момент по участкам:
Участок 1: 0u10250 м;
Участок 2: 0u20035 м;
Суммарный изгибающий момент:
Относительно точки В:
Эквивалентный момент:
Определяем напряжение от изгиба и кручения в сечении:
Где d – диаметр вала в рассчитываемом сечении мм
Относительно точки В получим:
Допустимое напряжение для валов из хромированной стали МПа.
Определяем стрелу прогиба Y и угол прекоса под нагрузкой в двух плоскостях: в вертикальной проходящей через ось вала и перпендикулярной к ней горизонтальной. По данным величинам оцениваем жесткость вала.
Прогиб в вертикальной плоскости мм
где Е – модуль упругости Е=2*105 МПа;
Cв – вертикальная реакция передней опоры;
Cг – горизонтальная реакция передней опоры;
I – момент инерции сечения вала;
Остальные обозначения приведены на схеме и ранее.
Допустимое значение прогиба вала: мм что удовлетворяет полученному результату.
Прогиб в горизонтальной плоскости мм
Допустимое значение прогиба вала: мм полученный результат удовлетворяет данному условию.
Суммарный прогиб равен:
Условие выполняется.
Угол перекоса зубчатого колеса относительно горизонтальной оси рад
Допустимое значение перекоса зубчатых колес в горизонтальной плоскости не должен превышать:
Угол перекоса зубчатого колеса относительно вертикальной оси рад
Допустимое значение перекоса зубчатых колес в вертикальной плоскости не должен превышать:
По полученным результатам оставляем геометрические размеры вала без изменения.
Расчет на прочность и жесткость промежуточного вала коробки. Его ведем по наиболее нагруженной первой передаче.
Схема ведомого вала:
PZ7=13833 HRZ7=5895 HAZ7=8342 H
PZ1=19833 HRZ1=8421 HAZ1=11917 H
rz2=105 ммrz12=735 мм
L1=30 ммL2=328 ммL3=135 мм
МX(А)=Az7.rz7- Az1.rz1-RBY.(l1+l2+l3)+Rz1.(l1+l2)+Rz7.l1=0
Участок 1: 0u10.03 м;
Участок 2: 0.03u20.358 м;
Участок 3: 0u30.135 м;
Относительно точки С:
Относительно точки D:
где d – диаметр вала в рассчитываемом сечении мм
Относительно точки С получим:
Расчет на прочность и жесткость ведомого вала коробки. Его ведем по наиболее нагруженной первой передаче.
PZ2=201765 HRZ2=85673 HAZ2=121232 H
PZ12=36105 HRZ12=15331 HAZ12=21694 H
rz2=119 ммrz12=665 мм
L1=313 ммL2=152 ммL3=51 мм
МX(А)= –Az12.rz12 + Az2.rz2–RBY.(l1+l2)–Rz12.(l1+l2)+Rz2.l1=0
Участок 1: 0u10.313 м;
Участок 2: 0.313u20.465 м;
Участок 3: 0u30.051 м;
Относительно точки B:
Относительно точки D получим:
Относительно точки C получим:
Допустимое значение прогиба вала: мм.
Расчет на прочность и жесткость промежуточного вала демультипликатора. Расчет ведем при условии его включения.
PZ11=37539 HRZ11=15940 HAZ11=22556 H
PZ13=76222 HRZ13=32365 HAZ13=45799 H
rz11=126 ммrz13=63 мм
L1=36 ммL2=228 ммL3=41 мм
МX(А)=Az11.rz11–Az13.rz13-RBY.(l1+l2+l3)+Rz13.(l1+l2)+Rz11.l1=0
Участок 1: 0u10.036 м;
Участок 2: 0.036u20.264 м;
Участок 3: 0u30.041 м;
По результатам расчетов принимаем решение о том что геометрические параметры вала оставляем без изменения.
Расчет на прочность и жесткость ведомого вала демультипликатора. Расчет ведем при условии его включения.
PZ14=37081 HRZ14=15745 HAZ14=22281 H
МX(А)=Az14.rz14 – RBY.(l1+l2)+Rz14.l1=0
Участок 1: 0u10.222 м;
Участок 2: 0u30.052 м;
Относительно точки C:
5 Подбор и расчет подшипников
Проверочный расчет подшипников ведущего вала коробки
-Требуемая долговечность Lh=4000 ч.
-Тип подшипника: 50315 ГОСТ 8338-75.
-Грузоподъемность подшипника .
-Угловая скорость радс.
-Силы действующие на опоры вала:
Находим значения X Y e в зависимости от соотношения :
Принимаем X=045 Y=122 e=045
Определение эквивалентной динамической нагрузки
где V=1 – коэффициент вращения.
где - коэффициент безопасности;
- температурный коэффициент;
Определяем расчетную долговечность подшипников
- показатель степени для шариковых подшипников;
Принимаем данный подшипник т.к. он удовлетворяет по долговечности заданному условию.
Проверочный расчет подшипников промежуточного вала коробки
-Тип подшипника: 2312 ГОСТ 8328-75 тип 32000.
Принимаем X=056 Y=18 e=025
где - показатель степени для роликовых подшипников;
-Тип подшипника: 7312 ГОСТ 333-79.
В подшипниковом узле устанавливаем два одинаковых конических роликовых подшипника.
Находим значения X Y в зависимости от e по формулам:
Принимаем X=067 Y=638 e=055
где - показатель степени для конических роликовых подшипников;
Проверочный расчет подшипников вторичного вала коробки
-Тип подшипника: 50316 ГОСТ 8338-75.
Принимаем X=056 Y=145 e=030
где - показатель степени для шариковых подшипников;
Проверочный расчет подшипников промежуточного вала демультипликатора
-Тип подшипника: 2314 ГОСТ 8328-75 тип 32000.
Принимаем X=045 Y=108 e=05
Проверочный расчет подшипников выходного вала демультипликатора
В подшипниковом узле устанавливаем два роликовых подшипника последовательно.
Принимаем X=056 Y=145 e=03
6 Расчет синхронизатора
Кинематический расчет синхронизатора.
Для преодоления инерционного момента вращающихся деталей связанных с колесом ( выравнивание угловых скоростей муфты и колеса) нудно на конусах создать момент трения:
где МТ – момент трения;
Ic – момент инерции ведомого диска сцепления первичного и промежуточного валов приведенных к зубчатому колесу;
к и м – соответственно угловая скорость колеса и муфты;
t – время включения t=1-2 с.
где g – угловая скорость коленчатого вала двигателя;
it – передаточное число выключаемой передачи.
Осевая сила для выравнивания угловых скоростей:
где – коэффициент трения =01;
r – средний радиус трения;
α – угол наклона поверхности трения α=100.
Окружная сила удерживающая штифт в углублении равна:
где r1 – средний радиус блокирующей поверхности.
Условие отсутствия предварительного включения передачи:
Для синхронизатора третьей четвертой передачи получим:
где H – ширина диска сцепления. Принимаем H=3 мм;
R – радиус диска сцепления. Принимаем R=350 мм.
ρ – плотность материала. Принимаем ρ=00072 гмм3
Т=95181322384=3992505 Н
Проверим выполнимость условия:
tg25(01.336)(2384.sin10)
Условие отсутствия преждевременного включения передачи выполняется.
Для синхронизатора первой и второй передачи получим:
Т=4875465382=127630 Н
tg25(01.4424)(382.sin10)
Список использованных источников
Автомобиль: Основы конструкции. Н.Н. Вишняков В.К. Вахламов А.Н. Нарбут и др. – М.: Машиностроение 1986. – 304с.: ил.
Гаспарянц Г.А. Конструкция основы и расчета автомобиля. [Текст] – М.: Машиностроение 1978. – 351 с.: ил.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. детали машин. Курсовое проектирование. – Высш. Шк. 1990. – 399 с.: ил.
Автомобили МАЗ [Текст] В.В. Корсаков [и др.]. – М.: РусьАвтокнига 2001. - 351 с.: ил.
МАЗ устройство ремонт техническое обслуживание. – М.: РусьАвтокнига 2001. – 192 с.:ил.
Кравченко Н.Ф. Лекции по курсу «Экономика сервисных услуг и основы предпринимательства» – Оренбург 2006.
СТП 101.00. ГОУ ОГУ 2003. – 63с.
ОГУ 190603 44 07 09 00 00 00 ВО
ОГУ 190603 44 07 09 00 00 00 СБ
Редуктор среднего моста
Редуктор заднего моста
Силовой цилиндр гидроусилителя
Поперечная рулевая тяга
Продольная рулевая тяга
Ресивер стояночной системы и полуприцепа
Ресивер переднего контура
Ресивер заднего контура
Тормозная камера с пружинным энергоаккумулятором
Клапан управления тормозами полуприцепа.
ОГУ 190603 44 07 09 01 00 00 ВО
ОГУ 190603 44 07 09 01 00 01
ОГУ 190603 44 07 09 01 00 02
Крышка первичного вала
ОГУ 190603 44 07 09 01 00 03
Верхняя крышка основной коробки
ОГУ 190603 44 07 09 01 00 04
ОГУ 190603 44 07 09 01 00 05
ОГУ 190603 44 07 09 01 00 06
ОГУ 190603 44 07 09 01 00 07
Шестерня вторичного вала дополнительной коробки
ОГУ 190603 44 07 09 01 00 08
Верхняя крышка дополнительной коробки
ОГУ 190603 44 07 09 01 00 09
ОГУ 190603 44 07 09 01 00 10
Пневматический цилиндр
ОГУ 190603 44 07 09 01 00 11
Вторичный вал дополнительной коробки
ОГУ 190603 44 07 09 01 00 12
Фланец крепления карданного шаринира
ОГУ 190603 44 07 09 01 00 13
Крышка подшипника промежуточного вала
ОГУ 190603 44 07 09 01 00 14
Картер дополнительной коробки
ОГУ 190603 44 07 09 01 00 15
Промежутосный вал дополнительной коробки
ОГУ 190603 44 07 09 01 00 16
Большой синхронизатор
ОГУ 190603 44 07 09 01 00 17
ОГУ 190603 44 07 09 01 00 18
Шестерня понижающей передачи
ОГУ 190603 44 07 09 01 00 19
Картер основной коробки
ОГУ 190603 44 07 09 01 00 20
Каретка включения заднего хода
ОГУ 190603 44 07 09 01 00 21
Шестерня заднего хода
ОГУ 190603 44 07 09 01 00 22
Промежуточный вал основной коробки
ОГУ 190603 44 07 09 01 00 23
ОГУ 190603 44 07 09 01 00 24
Синхронизатор включения 1-2 передачи
ОГУ 190603 44 07 09 01 00 25
ОГУ 190603 44 07 09 01 00 26
ОГУ 190603 44 07 09 01 00 27
Шестерня отбора мощности
ОГУ 190603 44 07 09 01 00 28
Шестерня привода промежуточного вала
ОГУ 190603 44 07 09 01 00 29
Синхронизатор включения 3-4 передачи

Кинематическая схема3.dwg