Расчет КПП ВАЗ 2110

КПП ВАЗ 2110 1.cdw

Техническая характеристика:
- Мощность на входе N
- Крутящий момент на ведущем валу М
- Частота вращения на входном валу n
- Передаточное отношение на первой передаче U
- Передаточное отношение на второй передаче U
- Передаточное отношение на третьей передаче U
- Передаточное отношение на четвертой передаче U
- Передаточное отношение на пятой передаче U
Технические требования:
После сборки валы коробки передач должны вращаться на
подшипниках свободно.
При зацеплении шестерен вращение должно быть плавным на
После сборки коробку передач обкатать без нагрузки на всех
окраску и консервацию коробки производить по
заводским техническим условиям.

Расчет КПП ВАЗ 2110 2.docx

Кинематический расчет коробки передач ..5
1.Радиус качения колеса . ..5
2.Определение передаточного числа нижней передачи .. ..5
3.Определение диапазона передаточных чисел 8
4.Определение передаточных чисел промежуточных передач..8
5.Выбор кинематической схемы коробки передач ..10
6.Определение межосевого расстояния 10
7.Определение параметров зацепления зубчатых колес 11
8.Определение суммарного числа зубьев зубчатых пар коробки передач . .12
9.Определение чисел зубьев колес зубчатой пары первой передачи .. 13
10.Определение чисел зубьев колес зубчатой пары второй передачи 14
11.Определение чисел зубьев колес зубчатой пары третьей передачи 15
12.Определение чисел зубьев колес зубчатой пары четвертой передачи 16
13.Определение чисел зубьев колес зубчатой пары пятой передачи .17
14.Определение геометрических параметров зубчатых колес 18
Статический расчет ..21
1.Определение крутящих моментов и частот вращения валов на всех передачах .21
2.Выбор материала колес твердости термической обработки 23
3.Определение допустимых контактных напряжений .23
4.Определение напряжения изгиба 26
5.Проверка зубьев колес на контактные напряжения ..28
6.Определение силы в зацеплении ..30
7.Расчет входного вала ..31
8.Определение диаметра входного вала ..35
9.Расчет выходного вала 37
10.Определение диаметра выходного вала 41
11.Подбор подшипников качения быстроходного вала на заданный ресурс 43
12.Подбор подшипников качения тихоходного вала на заданный ресурс .45
Библиографический список 48
Исходные данные взяты с сайта
Снаряженная масса ам кг. .. 1010
Грузоподъемность ам кг. 475
Полная масса ам кг. 1485
Модель двигателя . ВАЗ 2110
Максимальная полезная мощность кВт 526
Частота вращения коленчатого вала при максимальной полезной мощности обмин. . 5400
Максимальный крутящий момент Нм .. . 105
Частота вращения коленчатого вала при максимальном полезном крутящим моменте обмин. 3000
Минимальная устойчивая частота вращения коленчатого вала двигателя обмин. 750±50
Передаточное отношение главной передачи 37
Тип коробки передач .. механическая 5-ступенчатая с синхронизаторами на всех передачах переднего хода
Управление .. механическое дистанционное
Передаточные числа на передачах:
Тип трансмиссии с приводом на передние колеса.
Тип колес . дисковые стальные или легкосплавные
Тип шин .. радиальные низкопрофильные бескамерные
Размер обода 5J-13H2
Размер шин .. 17570 R13
Колесная база мм. .. 2492
Нагрузка на переднюю ось кг. . 780
Кинематический расчет коробки передач.
Цель кинематического расчета коробки передач:
–определение диапазона передаточных чисел;
–числа ступеней коробки передач;
–значение передаточных чисел на ступенях;
–выбор кинематической схемы коробки передач;
–определение межосевого расстояния зубчатых колес;
–определение чисел зубьев и параметров зацеплений зубчатых колес.
1.Радиус качения колеса.
Радиус качения колеса рассчитаем по формуле:
где - статический радиус колеса м.;
Δ – коэффициент деформации шины. Δ=(093÷098).
где d – посадочный диаметр обода колеса в дюймах;
Н – высота профиля шины мм.;
- коэффициент вертикальной деформации шины. Для шин легкового автомобиля =085.
2.Определение передаточного числа низшей передачи.
Передаточное число коробки передач определим из условия обеспечения возможности преодоления автомобилем максимального дорожного сопротивления по формуле:
где – максимальное значение коэффициента дорожного сопротивления движению для легковых автомобилей =035 05. Принимаем ;
g – ускорение свободного падения g=981 мс2;
- передаточное число высшей ступени раздаточной коробки. Для ВАЗ-2110 =0784;
– передаточное число главной передачи. =37;
- КПД трансмиссии автомобиля. Для автомобиля ВАЗ 2110 = 096.
Проверим правильность расчета величины передаточного числа коробки передач на низшей передаче по условию отсутствия буксования:
где – коэффициент сцепления. Для дороги с сухим и твердым покрытием =07 08. Принимаем =08;
- сцепной вес автомобиля.
Сцепной вес легкового автомобиля с приводом на передние колеса определим по формуле:
где - коэффициент перераспределения нагрузки на передние колеса;
– вес приходящийся на передние колеса Н.;
- нагрузка на передние колеса кг. Для ВАЗ – 2110 =780 кг.
Значение коэффициента определим по формуле:
где - колесная база автомобиля м. Для ВАЗ – 2110 =2492 мм=25 м.;
- высота центра масс автомобиля м. Для ВАЗ – 2110 =054 м.;
- максимальный угол подъема преодолеваемый автомобилем.
Максимальный угол подъема рассчитаем по формуле:
где – коэффициент сопротивления качению. 0015
Условие выполняется.
Проверим правильность расчета величины передаточного числа коробки передач на низшей передаче по условию движения с минимальной скоростью по формуле:
где - скорость автомобиля соответствующая минимальной устойчивой частоте вращения коленчатого вала двигателя при полной подаче топлива кмчас. =6 кмчас.
3.Определение диапазона передаточных чисел.
Диапазон передаточных чисел коробки передач – это отношение передаточного числа нишей передачи (первой ступени) к передаточному числу высшей ступени.
Диапазон передаточных чисел определим по формуле:
4.Определение передаточных чисел промежуточных передач.
Передаточные числа промежуточных передач выбираем из условия обеспечения оптимальных показателей как тягово-скоростных свойств так и топливной экономичности. Наиболее полно этому удовлетворяет закономерность построения ряда передаточных чисел соответствующая геометрической прогрессии:
где – общее число ступеней переднего хода коробки передач;
– номер ступени для которой рассчитывается передаточное число.
Находим передаточное число второй передачи коробки передач:
Находим передаточное число третьей передачи коробки передач:
Находим передаточное число четвертой передачи коробки передач:
Находим передаточное число пятой передачи коробки передач:
5.Выбор кинематической схемы коробки передач.
Кинематическую схему коробки передач принимаем по автомобилю прототипу (рис. 1).
Рис. 1 Кинематическая схема коробки передач.
На рис. 1 обозначены: позиция 1 – первичный вал; позиция 2 – ведущие шестерни; позиция 3 – ведомые шестерни; позиция 4 – зубчатые муфты (синхронизаторы); позиция 5 – вторичный вал.
6.Определение межосевого расстояния.
Определим величину межосевого расстояния по формуле:
где – максимальный крутящий момент на ведомом валу коробки передач при включении первой передачи Нм;
– опытный коэффициент пропорциональности. Для легковых автомобилей =89÷93. Принимаем =90.
Максимальный крутящий момент на ведомом валу коробки передач при включении первой передачи определим по формуле:
Округляем значение межосевого расстояния до ближайшего числа кратного пяти: =70 мм.
7.Определение параметров зацепления зубчатых колес.
Основные параметры зацепления зубчатых колес включают в себя:
–модули зацеплений для косозубых и прямозубых передач;
–угол зацепления зубчатых колес;
–угол наклона зубьев зубчатых колес;
–ширина венцов зубчатых колес.
Максимально допустимый модуль определим из условия неподрезания зубьев у основания по формуле:
Модуль зацепления прямозубых и нормальный модуль зацепления для косозубых колес определяют из выражений:
Принимаем модули из стандартного ряда: =15 мм. =15 мм.
Угол зацепления зубчатых колес принимаем: α=20.
Угол наклона косозубых колес в двухвальных коробках легковых автомобилей лежит в пределах 20 25. Принимаем =22.
Рабочую ширину зубчатых венцов определяют по формуле:
8.Определение суммарного числа зубьев зубчатых пар коробки передач.
Определим суммарное число зубьев для косозубых колес:
Округлим полученное значение в меньшую сторону до целого значения: =86
Уточним значение угла наклона косозубых колес:
Определим суммарное число зубьев для прямозубых колес:
Округлим полученное значение в меньшую сторону до целого значения: =93.
9.Определение чисел зубьев колес зубчатой пары первой передачи.
Для первой передачи выбираем косозубые зубчатые колеса.
Число зубьев шестерни определим по формуле:
Значение округлим в ближайшую сторону до целого числа:
Число зубьев колеса определим по формуле:
Определи фактическое передаточное отношение первой передачи по формуле:
Определим отклонение от номинального передаточного числа:
Фактическое значение для одной ступени редуктора не должно превышать 3%. Условие выполняется.
10.Определение чисел зубьев колес зубчатой пары второй передачи.
Для второй передачи выбираем косозубые зубчатые колеса.
Определи фактическое передаточное отношение второй передачи по формуле:
Условие выполняется.
11.Определение чисел зубьев колес зубчатой пары третьей передачи.
Для третьей передачи выбираем косозубые зубчатые колеса.
Определи фактическое передаточное отношение третьей передачи по формуле:
12.Определение чисел зубьев колес зубчатой пары четвертой передачи.
Для четвертой передачи выбираем косозубые зубчатые колеса.
Определи фактическое передаточное отношение четвертой передачи по формуле:
13.Определение чисел зубьев колес зубчатой пары пятой передачи.
Для пятой передачи выбираем косозубые зубчатые колеса.
Определи фактическое передаточное отношение пятой передачи по формуле:
14.Определение геометрических параметров зубчатых колес.
Делительный диаметр шестерни определяют по формуле:
Делительный диаметр колеса определяют по формуле:
Диаметр окружности вершин определяют по формуле:
где - коэффициент смещения у шестерни (колеса);
- коэффициент воспринимаемого смещения.
Коэффициент воспринимаемого смещения определяют по формуле:
где – делительное межосевое расстояние мм.
Делительное межосевое расстояние определяют по формуле:
Цель статического расчета коробки передач:
–расчет на прочность зубьев шестерен и колес;
–расчет на прочность и жесткость валов;
–расчет на прочность шлицевых и шпоночных соединений;
–расчет подшипников;
–расчет КПД коробки передач.
1.Определение крутящих моментов и частот вращения на валах на всех передачах.
Определим крутящий момент на первой передаче на вторичном валу по формуле:
где - КПД цилиндрической передачи =097.
Определим частоту вращения на первой передаче на вторичном валу по формуле:
Определим крутящий момент на второй передаче на вторичном валу по формуле:
Определим частоту вращения на второй передаче на вторичном валу по формуле:
Определим крутящий момент на третьей передаче на вторичном валу по формуле:
Определим частоту вращения на третьей передаче на вторичном валу по формуле:
Определим крутящий момент на четвертой передаче на вторичном валу по формуле:
Определим частоту вращения на четвертой передаче на вторичном валу по формуле:
Определим частоту вращения на пятой передаче на вторичном валу по формуле:
2.Выбор твердости термической обработки и материала колес.
В зависимости от вида изделия условий его эксплуатации и требований к габаритным размерам выбираем необходимую твердость колес и материалы для их изготовления [3].
Шестерни изготавливаем из стали марки – Сталь 40Х. Термическая обработка: улучшение и закалка ТВЧ. Твердость зубьев: в сердцевине до 302 НВ на поверхности до 50 НRСэ. Предельное напряжение: т=750 МПа.
Колеса изготавливаем из стали марки – Сталь 40Х. Термическая обработка: улучшение. Твердость зубьев: в сердцевине до 262 НВ на поверхности до 262 НВ. Предельное напряжение: т=750 МПа
3.Определение допустимых контактных напряжений.
Допустимые контактные напряжения для шестерни и для колеса определяют по общей зависимости:
где - предел контактной выносливости МПа;
- коэффициент запаса прочности. Для шестерни (улучшение и закалка ТВЧ) принимаем =12. Для колеса (улучшение) принимаем =11;
- коэффициент долговечности;
– коэффициент учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев. Значение коэффициента находится в пределах =1÷09. Принимаем =09;
– коэффициент учитывающий влияние окружной скорости. Значение коэффициента находится в пределах =1÷115. Принимаем =105.
Предел контактной выносливости вычисляется по эмпирическим формулам в зависимости от материала и способа термической обработки.
Для выбранной марки стали и ТО шестерни:
Для выбранной марки стали и ТО колеса:
Коэффициент долговечности определяется с учетом влияния ресурса по формуле:
где - число циклов соответствующее перелому кривой усталости;
– ресурс передачи в числах циклов перемены напряжений.
Число циклов соответствующее перелому кривой усталости определяют по средней твердости поверхности зубьев:
Ресурс передачи в числах циклов определяют по формуле:
где n – частота вращения мин-1;
- число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один оборот. Число зацеплений и для колеса и для шестерни в нашем случае =1;
- суммарное время работы передачи час.
Суммарное время работы передачи вычисляют по формуле:
где - число лет работы;
- коэффициент годового использования передачи;
- коэффициент суточного использования передачи.
Так как > то принимаем ==70405590
Так как > то принимаем ==16464600
Принимаем минимальное допускаемое напряжение:
4.Определение напряжений изгиба.
где - предел прочности при отнулевом цикле напряжений МПа;
- коэффициент запаса прочности. Для шестерни (улучшение и закалка ТВЧ) принимаем =17. Для колеса (улучшение) принимаем =17;
– коэффициент учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев. Принимаем =11;
– коэффициент учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки. Значение коэффициента для шестерни =075. Значение коэффициента для колеса =065.
Предел прочности при отнулевом цикле напряжений вычисляется по эмпирическим формулам в зависимости от материала и способа термической обработки.
Для выбранной ТО шестерни принимаем и q1=9
Для выбранной ТО колеса принимаем и q2=6
Число циклов соответствующее перелому кривой усталости:
Так как > то принимаем ==4000000.
5.Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.
Расчетное значение контактного напряжения на первой передаче определим по формуле:
где - коэффициент нагрузки. Принимаем =13;
для косозубых передач =8400 МПа.
Расчетное напряжение должно быль меньше допустимого или больше в пределах 5% в этом случае принятые параметры передачи принимаются окончательно. В противном случае необходимо произвести перерасчет.
Условие выполняется. Параметры передачи принимаются как окончательные.
Расчетное значение контактного напряжения на второй передаче определим по формуле:
Расчетное значение контактного напряжения на третьей передаче определим по формуле:
Расчетное значение контактного напряжения на четвертой передаче определим по формуле:
Расчетное значение контактного напряжения на пятой передаче определим по формуле:
6.Определение силы в зацеплении.
Рис. 2 Силы в зубчатом зацеплении.
Величину окружной силы действующей в зацеплении определим по формуле:
Величину радиальной силы действующей в зацеплении определим по формуле:
Величину осевой силы действующей в зацеплении определим по формуле:
Силы действующие в зубчатом зацеплении коробки передач.
7.Расчет входного вала.
Рис. 3 Диаграмма Мк.
По уравнению равновесия:
Усилия действующие на вал:
Рис. 4 Диаграмма Mz.
Рис. 5 Диаграмма Му.
Рис. 6 Диаграмма напряжений в плоскости ZOY.
Рис. 7 Диаграмма Ми.
Результирующую диаграмму изгибающих моментов строим без указания знаков на плоскости на одной стороне оси по значениям MZ и MY:
8.Определение диаметра входного вала.
Условие прочности формулируем по критерию наибольших касательных напряжений:
где - момент сопротивления поперечного сечения вала;
- предел текучести. Для стали марки Сталь 45 =360 МПа;
– коэффициент запаса. =15.
Из условия прочности определим диаметр вала по формуле:
Принимаем диаметр вала d=25 мм.
Определим момент сопротивления поперечного сечения вала принятого диаметра при изгибе по формуле:
Определим момент сопротивления поперечного сечения вала принятого диаметра при кручении по формуле:
Площадь сечения вала определим по формуле:
Определим нормальное напряжение в рассматриваемом сечении вала при действии максимальных нагрузок:
Определим касательное напряжение в рассматриваемом сечении вала при действии максимальных нагрузок:
Определим частный коэффициент прочности по нормальным напряжениям по формуле:
Определим частный коэффициент прочности по касательным напряжениям по формуле:
Определим общий коэффициент прочности по формуле:
9.Расчет выходного вала.
Рис. 8 Диаграмма Мк.
Рис. 9 Диаграмма Mz.
Рис. 10 Диаграмма Му.
Рис. 11 Диаграмма напряжений в плоскости ZOY.
Рис. 12 Диаграмма Ми.
10.Определение диаметра выходного вала.
Принимаем диаметр вала d=32 мм.
где - коэффициент пересчета. Принимаем
11.Подбор подшипников качения быстроходного вала на заданный ресурс.
Исходные данные для расчета:
–частота вращения вала n=3000 обмин.;
–требуемый ресурс при вероятной безотказной работе 90%: L’10ah=33533.28 ч.;
–диаметр посадочных поверхностей вала: d=25 мм.;
–максимально действующая сила: ;
–режим нагружения – III (средний нормальный);
–ожидаемая температура работы tраб=50С.
Для типового режима работы III коэффициент эквивалентности КЕ=056. Вычислим эквивалентные нагрузки по формуле:
Предварительно назначаем шариковые радиальные подшипники серии 305. Схема установки подшипников – враспор.
Для выбранной схемы установки подшипников следует:
Дальнейший расчет производим для более нагруженной опоры 1 (А):
Для принятых подшипников из таблицы 24.10 [3] находим:
Из таблицы 7.1 [3] выписываем X=056; Y=100; e=044
Окончательно принимаем X=056; Y=100.
Определим эквивалентную динамическую нагрузку по формуле:
где Кб – коэффициент безопасности. По таблице 7.4 [3] принимаем Кб=10.
Кт – температурный коэффициент. Принимаем Кт=1 (tраб100С).
Расчетный скорректированный ресурс подшипника при а1=1 (вероятность безотказной работы 90% таблица 7.5 [3]) а23=07 (обычные условия применения [3]) k=3 (шариковый подшипник):
Так как расчетный ресурс больше требуемого то предварительно назначенные подшипник серии 305 пригодны.
12.Подбор подшипников качения тихоходного вала на заданный ресурс.
–частота вращения вала n=739 обмин.;
Библиографический список.
Вахламов В. К. Автомобили: Конструкция и элементы расчета: учебник для студентов вузов – М.: Изд. центр «Академия» 2008. – 480 с.
Лукин П. П. Гаспрянц Г. А. Родионов В. Ф. Конструирование и расчет автомобиля. – М.: Машиностроение 1984. – 376 с.
Дунаев П. Ф. Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для техн. спец. вузов. – 6-е изд. исп. – М.: Высшая школа 2000. -447 с.
Вахламов В.К. Автомобили: Конструкция и элементы расчета: учебник для студентов высших учебных заведений. – М.: Издательский центр «Академия» 2006. – 480 с.
ГОСТ 2-105-95 ЕСКД – Общие требования к текстовым документам.

Спецификация ВАЗ.spw

Корпус коробки передач
Крышка коробки передач
Зубчатое колесо 1 предачи
Зубчатое колесо 2 передачи
Зубчатое колесо 3 передачи
Зубчатое колесо 4 передачи
Зубчатое колесо 5 передачи
Подшипник 42305 ГОСТ 8328-75
Подшипник 305 ГОСТ 8338-75
Подшипник 42205 ГОСТ 8328-75