Тягово-динамический расчет автомобиля МАЗ 64229 с разработкой коробки передач

Графики+спецификация.dwg

КП.АТС.ТЭА12.00.00.00.000
Графики характеристик
Врешняя скоростная характеристика двигателя N = 0.73 кВтмм М = 0.009 Нммм = 1
График кинематической скорости автомобиля V = 0.16 мсмм = 1.35 радсмм
Динамическая характеристика автомобиля V = 0.2 мсмм Д = 0.0014мм-1
Тяговая характеристика автомобиля V = 0.19 мсмм P = 0.51кНмм
График времени и пути разгона автомобиля V = 0.17 мсмм t= 0.31 смм S= 5.15 ммм
Баланс мощности V = 0.17 мсмм N = 2 кВтмм
Топливно-экономическая характеристика автомобиля V = 0.16мсмм Q = 0.33 л100кммм
КП.АТС.ТЭА12.00.00.00.000
График ускорений автомобиля V = 0.23 мсмм j = 0.014 мс2мм
КП.АТС.ТЭА12.00.00.00.000 СП
КП.АТС.ТЭА12.00.00.00.001
Корбка передач ЯМЗ 238А
КП.АТС.ТЭА12.00.00.00.002
КП.АТС.ТЭА12.00.00.00.003
КП.АТС.ТЭА12.00.00.00.004
КП.АТС.ТЭА12.00.00.00.005
КП.АТС.ТЭА12.00.00.00.006
КП.АТС.ТЭА12.00.00.00.007
КП.АТС.ТЭА12.00.00.00.008
КП.АТС.ТЭА12.00.00.00.009
КП.АТС.ТЭА12.00.00.00.010
КП.АТС.ТЭА12.00.00.00.011
Корпус коробки передач
КП.АТС.ТЭА12.00.00.00.013
КП.АТС.ТЭА12.00.00.00.014
КП.АТС.ТЭА12.00.00.00.015
КП.АТС.ТЭА12.00.00.00.016
КП.АТС.ТЭА12.00.00.00.018
КП.АТС.ТЭА12.00.00.01.000 СП
КП.АТС.ТЭА12.00.00.01.001
Синхронизатор 3-й передачи
КП.АТС.ТЭА12.00.00.01.002
КП.АТС.ТЭА12.00.00.01.003
КП.АТС.ТЭА12.00.00.01.004
КП.АТС.ТЭА12.00.00.00.000 СБ
КП.АТС.ТЭА12.00.00.01.000 СБ
Синхронизатор 3-4 передачи
КП.АТС.ТЭА12.00.00.01.000
Подшипник ГОСТ 831-75
Вал демультипликатора
Шестерня заднего хода
Шестерня 2-й передачи
Шестерня 3-й передачи
Шестерня 4-й передачи
КП.АТС.ТЭА12.00.00.00.019
КП.АТС.ТЭА12.00.00.00.020
КП.АТС.ТЭА12.00.00.00.021
КП.АТС.ТЭА12.00.00.00.022
КП.АТС.ТЭА12.00.00.00.023
КП.АТС.ТЭА12.00.00.00.024
КП.АТС.ТЭА12.00.00.00.026
КП.АТС.ТЭА12.00.00.00.027
КП.АТС.ТЭА12.00.00.00.028
КП.АТС.ТЭА12.00.00.00.029
КП.АТС.ТЭА12.00.00.00.017
КП.АТС.ТЭА12.00.00.00.025
КП.АТС.ТЭА12.00.00.00.012
КП.АТС.ТЭА12.00.00.00.030
Подшипник ГОСТ 8328-75

Титульник.doc

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ
Учреждение образования
«Брестский государственный технический университет»
Кафедра технической эксплуатации автомобилей
по дисциплине «Автотранспортные средства»
на тему: «Тягово-динамический расчет автомобиля МАЗ 64229 с разработкой коробки передач»
«Техническая эксплуатация автомобилей»

Пояснительная записка.doc

РАСЧЕТ ВНЕШНЕЙ СКОРОСТНОЙ ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЯ8
РАСЧЕТ ПЕРЕДАТОЧНЫХ ЧИСЕЛ ТРАНСМИССИИ12
РАСЧЕТ КИНЕМАТИЧЕСКОЙ СКОРОСТИ АВТОМОБИЛЯ ПО ПЕРЕДАЧАМ15
РАСЧЕТ ТЯГОВОЙ ХАРАКТЕРИСТИКИ АВТОМОБИЛЯ16
РАСЧЕТ ДИНАМИЧЕСКОЙ ХАРАКТЕРИСТИКИ АВТОМОБИЛЯ18
РАСЧЕТ УСКОРЕНИЯ АВТОМОБИЛЯ ПО ПЕРЕДАЧАМ19
РАСЧЕТ ВРЕМЕНИ И ПУТИ РАЗГОНА АВТОМОБИЛЯ21
ТОПЛИВНО-ЭКОНОМИЧЕСКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА26
ОПИСАНИЕ КОНСТРУКЦИИ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ31
РАСЧЕТ КОСОЗУБОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ34
Тягово-динамический расчет автомобиля МАЗ 64229 с разработкой коробки передач Захаревич С. Е. .. гр. ТЭА-12 – Брест 2008 –48 с.: 8 ил. 3 табл. 5 источников.
Ключевые слова: расчет максимальной мощности двигателя расчет внешней скоростной характеристики двигателя расчет передаточных чисел трансмиссии расчет кинематической скорости по передачам расчет коробки передач.
Выполнены расчеты максимальной мощности двигателя внешней скоростной характеристики двигателя передаточных чисел трансмиссии кинематической скорости по передачам 3 ступени коробки передач ведомого вала. Рассмотрены конструкции коробок передач.
Целью курсового проекта является закрепление и углубление знаний полученных при изучении дисциплины «Автотранспортные средства».
В курсовом проекте выполнены расчеты максимальной мощности двигателя внешней скоростной характеристики двигателя передаточных чисел трансмиссии кинематической скорости по передачам 3 ступени коробки передач ведомого вала. Рассмотрены конструкции коробок передач.
1 Расчет максимальной мощности двигателя
Мощность необходимую для обеспечения движения автомобиля с заданной максимальной скоростью определяем по формуле:
где - максимальная скорость движения автомобиля мс;
- полная масса автомобиля кг;
g = 981- ускорение свободного падения мс2;
- коэффициент сопротивления качению;
- коэффициент обтекаемости;
F - лобовая площадь м2;
- коэффициент коррекции
Лобовая площадь автомобиля:
где В – колея передних колес автомобиля м;
Н – высота автомобиля м.
Коэффициент сопротивления качению при движении с максимальной скоростью:
где - коэффициент сопротивления качению при движении автомобиля с малой скоростью (до 10-15мс);
Для дизельных двигателей грузовых автомобилей следовательно для проектируемого автомобиля:
На основании полученного значения в качестве прототипа принимаем техническую характеристику двигателя мод. ЯМЗ-238Д автомобиля МАЗ-64229 с колесной формулой 6×4.2 (седельный тягач).Примем следующие технические характеристики: при ; при с турбонаддувом.
РАСЧЕТ ВНЕШНЕЙ СКОРОСТНОЙ ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЯ
Зависимость текущих значений эффективной мощности от угловой скорости вращения коленчатого вала устанавливается формулой:
где - максимальная эффективная мощность двигателя кВт;
- значение угловой скорости вращения коленчатого вала
соответствующее максимальной мощности радс;
- коэффициенты зависящие от типа и конструкции двигателя
Для дизельных двигателей:
При расчете значения принимаем от минимальной устойчивой скорости до максимальной .
Определяем пять значений для расчета:
где nN - частота вращения коленчатого вала при номинальной мощности мин-1:
Для угловой скорости вращения коленчатого вала двигателя получаем:
Для расчета текущих значений крутящего момента воспользуемся формулой:
Для угловой скорости получаем:
Для остальных значений угловой скорости вращения коленчатого вала двигателя значения эффективной мощности и крутящего момента рассчитываем аналогично и сводим в таблицу 1.
По данным таблицы строим график внешней скоростной характеристики (рисунок 1).
Рисунок 1 – Внешняя скоростная характеристика двигателя
Таблица 1- Результаты расчета внешней скоростной характеристики двигателя скоростной тяговой и динамической характеристик и графиков ускорений автомобиля
РАСЧЕТ ПЕРЕДАТОЧНЫХ ЧИСЕЛ ТРАНСМИССИИ
1 Определение передаточного числа главной передачи
Передаточное число главной передачи определяем по формуле:
где - угловая скорость коленчатого вала двигателя при максимальной скорости радс;
rК – радиус качения м;
- передаточное число высшей ступени коробки передач.
Учитывая что на прототипе проектируемого автомобиля есть делитель принимаем .
Радиус качения определяем по формуле:
где - динамический радиус м.
Динамический радиус:
где dп - посадочный диаметр колеса м;
Н - высота профиля м.
Из маркировки колеса: .
2 Выбор числа ступеней и расчет передаточных чисел коробки передач
Передаточное число первой передачи необходимое по условию преодоления максимального сопротивления дороги определяем по формуле:
где - коэффициент сопротивления дороги;
- максимальный крутящий момент Нм.
Коэффициент сопротивления дороги:
где - максимальный преодолеваемый подъем.
Возможность реализации окружной силы на колесах автомобиля при передаточном числе проверяется по условию отсутствия буксования ведущих колес передаточное число при этом определяем по формуле:
где - максимальный коэффициент сцепления колес с дорогой;
- сцепной вес автомобиля;
- коэффициент перераспределения реакций.
Так как автомобиль заднеприводной то cцепной вес:
где - масса приходящаяся на задние оси автомобиля.
Так как 6371198 то условие отсутствия пробуксовки колес выполняется.
Передаточное число первой передачи должно удовлетворять условию обеспечения минимально устойчивой скорости движения:
где - минимальная устойчивая угловая скорость вращения
коленчатого вала двигателя радс;
- минимально устойчивая скорость движения мс.
Так как 255637 и 1198>637 то принимаем передаточное число первой передачи .
Выбираем в качестве прототипа коробку передач ЯМЗ-238А восьмиступенчатую с делителем.
Определяем передаточные числа остальных передач по формуле:
где - передаточное число
n - общее количество передач;
i - номер текущей передачи.
РАСЧЕТ КИНЕМАТИЧЕСКОЙ СКОРОСТИ АВТОМОБИЛЯ ПО ПЕРЕДАЧАМ
Кинематическую скорость автомобиля определяем по формуле:
Расчет произведем для первой передачи и :
Для других значений скоростей коленчатого вала и других передач расчет производим аналогично. Значения скоростей сводим в соответствующие графы таблицы1 и по ним строим график (рисунок 2).
Рисунок 2 - График кинематической скорости автомобиля
РАСЧЕТ ТЯГОВОЙ ХАРАКТЕРИСТИКИ АВТОМОБИЛЯ
Касательную силу тяги на ведущих колесах автомобиля определяем по формуле:
При движении автомобиля на первой передаче и при скорости вращения коленчатого вала двигателя значение касательной силы тяги на ведущих колесах:
Для остальных значений угловой скорости вращения коленчатого вала двигателя и других передач значения касательной силы тяги на ведущих колесах автомобиля рассчитываем аналогично и результаты сводим в таблицу1.
Силу сопротивления воздуха при движении автомобиля определяем по формуле:
При движения автомобиля со скоростью сила сопротивления воздуха равна:
Для остальных значений угловой скорости и других передач значения силы рассчитываем аналогично и результаты сводим в таблицу1.
Свободную силу тяги определяем по формуле:
Полученные при расчете значения свободной силы тяги сводим в таблицу 1. По полученным значениям строим график зависимости называемый тяговой характеристикой автомобиля (рисунок 3).
Рисунок 3 – Тяговая характеристика автомобиля
РАСЧЕТ ДИНАМИЧЕСКОЙ ХАРАКТЕРИСТИКИ АВТОМОБИЛЯ
Для соответствующего значения свободной силы тяги определяем значение динамического фактора автомобиля:
Остальные рассчитанные значения динамического фактора для каждой передачи при расчетных значениях угловой скорости коленчатого вала двигателя сводим в таблицу1 и по ним строим динамическую характеристику автомобиля (рисунок 4).
Рисунок 4 – Динамическая характеристика автомобиля
РАСЧЕТ УСКОРЕНИЯ АВТОМОБИЛЯ ПО ПЕРЕДАЧАМ
Максимально возможные ускорения автомобиля при движении в заданных дорожных условиях вычисляем используя динамическую характеристику по формуле:
где - динамический фактор;
- коэффициент дорожного сопротивления при предельных условиях движения;
- коэффициент учета вращающихся масс для i-ой передачи.
где - передаточное число коробки передач на рассчитываемой передаче
Тогда коэффициент учета вращающихся масс для первой передачи:
Для второй передачи:
Для третей передачи:
Для четвертой передачи:
Для шестой передачи:
Для седьмой передачи:
Для восьмой передачи:
Ускорение автомобиля на первой передаче при угловой скорости вращения коленчатого вала :
Для остальных значений угловой скорости вращения коленчатого вала двигателя и других передач значения ускорения автомобиля рассчитываем аналогично. Результаты сводим в таблицу1 и по ним строим график ускорений автомобиля (рисунок 5).
Рисунок 5 – График ускорений автомобиля
РАСЧЕТ ВРЕМЕНИ И ПУТИ РАЗГОНА АВТОМОБИЛЯ
Время и путь разгона автомобиля из-за отсутствия аналитической связи между ускорением и скоростью определяем графоаналитическим способом предложенным Н.А.Яковлевым с использованием графика ускорений.
Время разгона в интервалах (см. рисунок 5) определяем по формуле:
где - скорость в конце интервала мс;
- скорость в начале интервала мс;
- среднее ускорение мс2.
где - ускорение в начале интервала мс2;
- ускорение в конце интервала мс2
Аналогично проводим расчет для остальных интервалов и результаты сводим в таблицу 2.
Общее время разгона от минимально устойчивой скорости до конечной :
где - время переключения передач с
Путь разгона определяем по формуле:
где - средняя скорость в i-ом интервале мс
Полный путь разгона автомобиля от скорости до :
где - путь пройденный автомобилем за время переключения передач м.
где - средняя скорость во время переключения передач мс.
где - скорость при которой начинается переключение передачи мс;
- скорость в конце перехода с низшей передачи на высшую мс.
где - уменьшение скорости при переключении передач мс.
Коэффициент сопротивления качению находим для скоростей при которых осуществляется переключение передач.
Тогда уменьшение скорости при переключении передач:
Скорость в конце перехода с низшей передачи на высшую:
Средняя скорость во время переключения передач:
Путь пройденный автомобилем за время переключения передач:
Таблица 2 - Результаты расчета времени и пути разгона
Номер интервала разгона
Скорость в начале интервала
Скорость в конце интервала
Ускорение в начале интервала
Ускорение в конце интервала
Время разгона в интервале
Полное время разгона
Средняя скорость в интервале
Путь разгона в интервале
Путь за время переключения передачи
Уменьшения скорость при переключении
По результатам расчета строим графики времени и пути разгона автомобиля (рисунок 6).
Рисунок 6 - Графики времени и пути разгона автомобиля
ТОПЛИВНО-ЭКОНОМИЧЕСКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА
При установившемся движении путевой расход топлива определяется по выражению:
где - удельный расход топлива г(кВт ч);
- мощность затрачиваемая на движение автомобиля кВт;
- плотность топлива принимаем для дизельного топлива
- скорость автомобиля мс;
1 Расчет баланса и степени использования мощности
Расчет баланса мощности автомобиля выполняется на высшей передаче при двух значениях коэффициента дорожного сопротивления. Для этого при расчетных значениях угловой скорости коленчатого вала двигателя е принятых ранее и соответствующих им значениях скорости i автомобиля вычисляются:
Расчет произведем на высшей 8-ой передаче
Мощность подводимая к ведущим колесам автомобиля:
Мощность необходимая для преодоления сопротивления воздуха:
Мощность необходимая для преодоления дорожного сопротивления:
где М - полная масса автомобиля кг;
g = 981 мс2 - ускорение свободного падения;
- коэффициент дорожного сопротивления;
- скорость автомобиля мс.
Расчет NД выполняем для двух значений коэффициента дорожного сопротивления: V - рассчитанного ранее и большего на 0005 т.е.
Результаты расчета сводим в таблицу 3 и строим график баланса мощности на рисунке 6.1. На график наносим кривые Ne NТ NВ NД и .
Рисунок 7 – Баланс мощности
Степень использования мощности рассчитывается по выражению:
Степень использования угловой скорости коленчатого вала двигателя рассчитываем по выражению:
где и - текущие значения угловой скорости коленчатого вала двигателя и скорости автомобиля;
и - значения угловой скорости коленчатого вала двигателя и скорости автомобиля при максимальной мощности двигателя.
Результаты расчетов остальных значений параметров заносятся в таблицу 3.
2 Расчет расхода топлива
Удельный расход топлива определяется по выражению:
где - удельный расход топлива двигателем при максимальной мощности г(кВт-ч)
- коэффициент учитывающий изменение в зависимости от степени использования мощности И определяемый при приближенных расчетах для карбюраторного двигателя по выражению:
где - коэффициент учитывающий изменение в зависимости от степени использования угловой скорости коленчатого вала двигателя Е определяемый для всех типов автомобилей по выражению:
Тогда удельный расход топлива равен:
Результаты расчета остальных значений и заносим в таблицу 3.
Путевой расход топлива рассчитываем по формуле (9.1):
Результаты расчета заносим в таблицу 3 и по данным таблицы строим топливно-экономическую характеристику автомобиля.
Рисунок 8 - Топливно-экономическая характеристика двигателя
Таблица 3 – Результаты расчета баланса мощности и расхода топлива
ОПИСАНИЕ КОНСТРУКЦИИ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
Коробки передач предназначены для изменения скорости движения автомобиля обеспечение движения задним ходом длительное отключение трансмиссии oт двигателя.
Нагрузка на ведущих колесах автомобиля в эксплуатационных условиях изменяется в широких пределах. Так при трогании автомобиля с места разгоне преодолении подъемов трудных участков дороги и движении с большой нагрузкой требуется увеличенный в несколько раз ведущий момент по сравнению с моментом необходимым при движении по горизонтальной асфальтированной дороге. В этих случаях желательно чтобы двигатель продолжал работать в режиме близком к оптимальному по мощности и экономичности. Характеристики применяемых двигателей внутреннего сгорания не в полной мере удовлетворяют этим требованиям. Приспособляемость двигателей (особенно дизелей) к перегрузкам также недостаточна. Чтобы обеспечить наиболее эффективную работу двигателя в определенном диапазоне частот вращения коленчатого вала и получить необходимый ведущий момент на колесах при изменении нагрузки в трансмиссию вводят коробки передач (КП) с изменяемыми передаточными числами. Это позволяет получить различное тяговое усилие на ведущих колесах при эффективной работе двигателя.
Различают бесступенчатые и ступенчатые коробки передач.
Бесступенчатые передачи. Если изменение передаточных чисел КП при изменении нагрузки происходит бесступенчато и автоматически то двигатель будет работать в оптимальном режиме с наилучшими показателями при использовании автоматических бесступенчатых коробок передач но у этих коробок сложная конструкция высокая стоимость низкий КПД.
Ступенчатые механические коробки передач не позволяют использовать наибольшую мощность и экономичность двигателя во всех эксплуатационных режимах работы автомобиля и требуют ручного управления но благодаря относительно невысокой стоимости простоте конструкции небольшой удельной массе высокому значению КПД получили широкое применение. В механических коробках при переключении передач изменяется передаточное число преобразуется передаваемый с двигателями ведущий момент и одновременно изменяется частота вращения выходного вала. В результате получают разные значения тяговых усилий и скоростей движения в условиях трогания разгона и преодоления дорожных сопротивлений.
Различают следующие механические ступенчатые коробки передач:
по числу валов — двух- трех- и многовальные;
по кинематической схеме — с неподвижными осями валов и планетарные;
по расположению валов относительно продольной оси автомобиля – с продольным и поперечным расположением валов;
по наличию делителя и демультипликатора;
по способу переключения передач — со скользящими зубчатыми муфтами (каретками) синхронизаторами фрикционными муфтами.
коробки передач также подразделяют по числу передач переднего хода — двух- трех- и многоступенчатые.
Коробки передач должны надежно соединять а при необходимости и разъединять двигатель и трансмиссию; обеспечивать необходимые динамические и экономические показатели автомобиля в различных условиях движения (нагрузка скорость) за счет передаточных чисел а также движение с небольшой скоростью и задним ходом при маневрировании; быть бесшумными и легкими в управлении при переключении передач простыми в техническом обслуживании и ремонте; обладать высокими показателями надежности и КПД но минимальными массой и габаритными размерами.
В коробках передач автомобилей сельскохозяйственного назначения должны быть передачи обеспечивающие синхронное движение с уборочными и другими сельскохозяйственными машинами при выполнении технологических операций и высокие скорости при движении по хорошей дороге. В этих автомобилях должен быть привод на вал отбора мощности.
Высокие тягово-динамические и экономические показатели автомобиля получают в результате рационального подбора числа передач и передаточных чисел в
коробке передач главной передаче раздаточной коробке и бортовых передачах (при наличии их). Передаточные числа главной передачи и бортовых передач рассчитывают в соответствии с назначением и типом автомобиля. В процессе эксплуатации они остаются неизменными.
2 Описание коробки передач
На автомобиль МАЗ 64229 устанавливается четырехступенчатая механическая коробка передач ЯМЗ-238А с демультипликатором. Данная коробка передач трехвальная с неподвижными осями валов имеет три вала: первичный – посредством которого коробка передач связана с маховиком двигателя через сцепление; промежуточный – на котором установлены шестерни постоянного зацепления; вторичный – передаёт преобразованный крутящий момент к ведущему мосту через карданную передачу.
Коробка передач имеет синхронизаторы на 1-2 3-4 передачах и передаче заднего хода. Передачи в данной коробке переключаются посредством рычага или фланца механизма дистанционного управления.
первой передачи – 773;
второй передачи – 552;
третьей передачи – 394;
четвёртой передачи – 280;
пятой передачи – 196;
шестой передачи – 139;
седьмой передачи – 1 (прямая);
восьмой передачи – 071;
передача заднего хода – 1178; 299.
РАСЧЕТ КОСОЗУБОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ
Согласно условию курсового проекта рассчитаем 3-ю передачу коробки передач. Расчет производим при самых жестких условиях т.е. при максимальном крутящем моменте на ведущем валу по учебному пособию[5].
Из прототипа при . Тогда мощность на валу двигателя:
Передаточное число коробки передач на третьей передаче .
Передаточное число зубчатого зацепления .
По табл.1П.1 [5] принимаем значение КПД элементов привода: КПД муфты (сцепления) ; КПД пары подшипников вала коробки передач ; КПД закрытой конической зубчатой передачи с опорами .
Определяем мощность частоту вращения и вращающий момент на ведущем валу коробки передач ведомом валу коробки передач.
Ведущий (первичный) вал коробки передач:
Ведомый вал коробки передач (колесо третьей передачи):
Вторичный вал коробки передач (шестерня третьей передачи):
1.1 Выбор варианта термообработки зубчатых колес
Вращающий момент на валу рассчитываемой зубчатой передачи . С для обеспечения компактности размеров зубчатых колес принимаем вариант термообработки (т.о.) 5 (табл. 1П.6): т.о. шестерни и колеса одинаковы– улучшение + цементация + закалка ТВЧ твердость поверхности шестерни и колеса (ориентируясь на сталь 20Х).
Средняя твердость поверхности зубьев шестерни и колеса:
1.2 Предварительное определение допускаемого контактного напряжения при проектном расчете на сопротивление контактной усталости
Предел контактной выносливости поверхности зубьев соответствующий базовому числу циклов напряжений ([5] табл.1П.9) для шестерни и колеса соответственно и т.о. 5:
Так как в данном случае нам неизвестен расчетный срок службы передачи то принимаю .
Расчетный коэффициент запаса прочности ([5] табл.1П.9): .
Предварительная величина допускаемого контактного напряжения для шестерни и колеса:
Принимаем расчетное значение допускаемого контактного напряжения .
1.3 Определение межосевого расстояния
Принимаем коэффициент ширины венца колеса относительно межосевого расстояния по ([5]-1П.11): .
Тогда коэффициент рабочей ширины венца шестерни относительно ее делительного диаметра :
По таблице 1П.12 для кривой III принимаем коэффициент учитывающий неравномерное распределение нагрузки по длине контактных линий .
Принимаем для косозубой передачи вспомогательный коэффициент .
Межосевое расстояние:
1.4 Определение модуля передачи
Для силовых передач нормальный модуль:
Ориентировочная величина модуля:
Принимаем стандартное значение: .
При этом выполняется условие: .
1.5 Определение угла наклона зубьев а так же чисел зубьев шестерни и колеса
Угол наклона зубьев в косозубой нераздвоенной передаче составляет
При этом угол наклона должен быть выбран так чтобы был обеспечен коэффициент осевого перекрытия .
Ширина венца колеса:
Принимаем коэффициент осевого перекрытия зубьев:
Тогда угол наклона зубьев:
Число зубьев шестерни:
Число зубьев колеса:
При этом с целью исключения подрезания зубьев шестерни должно выполняться условие:
Для косозубых колес:
Условие выполняется.
1.6 Определение фактического передаточного числа
Фактическое передаточное число:
1.7 Определение основных размеров шестерни и колеса
Делительные диаметры:
Примем коэффициенты высоты головки зуба и радиального зазора . Тогда диаметры окружностей вершин зубьев и впадин при коэффициентах и :
Ширина венца колеса: мм.
Ширина венца шестерни:
Уточняем коэффициент :
Условие выполняется: .
2 Проверочный расчет
2.1 Проверка пригодности заготовок зубчатых колес и выбор материала для их изготовления
Для варианта т.о. 5 марки стали одинаковы для шестерни и колеса.
Условие пригодности заготовки шестерни:
где- диаметр заготовки шестерни мм;
предельное значение диаметра заготовки шестерни мм.
Так как то принимаем для шестерни марку стали 20X.
Условие пригодности заготовки колеса:
где- толщина заготовки диска колеса мм;
толщина заготовки обода колеса мм.
Так как все условия выполняются то в качестве материала шестерни и колеса принимаем сталь 20Х.
2.2 Определение степени точности передачи
Окружная скорость в зацеплении:
Принимаем степень точности передачи 8 т.к. .
2.3 Уточнение допускаемого контактного напряжения при проверочном расчете на сопротивление контактной усталости
Уточнение производим по формуле:
Коэффициент так как для 8-й степени точности .
Принимаем коэффициент:
Расчетное допускаемое напряжение:
При этом не выполняется условие:
2.4 Определение сил действующих в косозубом зацеплении
При этом для шестерни и колеса: .
2.5 Определяем составляющие коэффициента нагрузки
Коэффициента нагрузки :
где - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями;
- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;
- коэффициент учитывающий динамическую нагрузку возникающую в зацеплении.
где -динамическая добавка.
где- коэффициент учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев;
- коэффициент учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса.
Тогда коэффициент нагрузки :
2.6 Проверочный расчет передачи на сопротивление контактной усталости
Условие сопротивления контактной усталости согласно ГОСТ 21354-87:
где - коэффициент учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес МПа;
- коэффициент учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления;
- коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий.
Рассчитаем коэффициент :
где - делительный угол профиля в торцевом сечении;
- основной угол наклона зубьев.
Коэффициент торцевого перекрытия:
Окончательно для рассчитываемой косозубой передачи:
2.7 Проверка передачи на сопротивление усталости зубьев при изгибе
Условие при проверке передачи на сопротивление усталости зубьев при изгибе:
где -предел выносливости при изгибе;
- коэффициент запаса прочности;
- коэффициент долговечности;
- коэффициент учитывающий реверсивность передачи.
Предел выносливости при изгибе для Т.О.5:
Так как расчетный срок службы нам не известен то коэффициенты долговечности принимаем . Коэффициент запаса прочности по табл.1П.9 [5] для шестерни и колеса . Коэффициент реверсивности передачи для реверсивной передачи и больших значениях твердости.
Допускаемое напряжение изгиба для шестерни и колеса:
2.8 Определение коэффициента нагрузки
где- коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями при расчете на изгиб;
- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий на изгиб;
- коэффициент учитывающий динамическую нагрузку возникающую в зацеплении на изгиб.
где - динамическая добавка.
где для косозубых передач.
2.9 Проверочный расчет зубьев на сопротивление усталости при изгибе
Условие сопротивления усталости зубьев при изгибе для косозубой передачи согласно ГОСТ 21354-87:
где - коэффициент учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений;
- эквивалентное число зубьев;
- коэффициент учитывающий наклон зубьев;
- коэффициент учитывающий перекрытие зубьев.
Эквивалентное число зубьев :
Коэффициент формы зуба :
Коэффициент наклона зубьев:
Так как то коэффициент учитывающий перекрытие зубьев :
Сопротивление усталости зубьев шестерни и колеса при изгибе обеспечивается.
В процессе выполнения курсового проекта выполнены расчеты максимальной мощности двигателя внешней скоростной характеристики двигателя передаточных чисел трансмиссии кинематической скорости по передачам.
В качестве прототипа был выбран двигатель ЯМЗ-238Д автомобиля МАЗ-64229 с колесной формулой 6×4.2 (седельный тягач).
КолчинА.И. ДемидовВ.П. Расчёт автомобильных и тракторных двигателей – М.: Высшая школа 1980
Автомобили А.В.Богатырев Ю.Н.Есеновский-Лашков М.Л.Насоновский В.А.Чернышев; Под. ред. А.В.Богатырева. – М.: КолосС 2005. – 496 с.
Автомобильные двигатели Под. ред. М.С.Ховаха – М.: Машиностроение 1977. – 591 с.
Гришкевич А.И. Автомобили: Теория. – Мн. Высшая школа 1986 – 208с.
Ф.М.Санюкевич С18 Детали машин. Курсовое проектирование: Учебное пособие – 2-е изд. испр. и доп. – Брест: БГТУ 2004.- 488 с.