Реконструкция коробки передач ВАЗ-2110

Содержание

Содержание

Введение

1 Исходные данные

2 Материалы

3 Определение геометрических и кинематических

параметров

4 Расчет на контактную выносливость

5 Расчёт на изгибную выносливость

6 Расчет винтового соединения

Заключение

Список литературы

Введение

На автомобиле ВАЗ 2110 установлена двухвальная пятиступенчатая коробка передач с синхронизаторами на 1,2,3 и 4 передачах. В данном курсовом проекте предлагается заменить неразборный первичный вал на сборочную единицу. В частности установить (напрессовать) съемные венцы на шестерни 2, 3 и 4 передачи, заменить материал первичного вала.

Данное нововведение позволит нам увеличить ресурс коробки передач в целом, снизить себестоимость ремонта в случае выхода из строя любой из шестерен 2, 3 или 4 передачи.

Расчет выполняется на основании ГОСТ 164391 в частности, проведен расчет на контактную и изгибную выносливость, а так же расчет винтового соединения позволяющие подтвердить целесообразность данного нововведения.

Исходные данные

1.1 Крутящий момент двигателя Mкр. дв. = 103,9 Н•м

1.2 Передаточные числа коробки передач:

i1 = 3.636

i2 = 1.95

i3 = 1.357

i4 = 0.941

i5 = 0.789

1.3 Модуль зацепления m = 2.5 мм.

1.4 Числа зубьев шестерен коробки передач:

1.5 Кинематическая схема:

1 – вал первичный, 2 – вал вторичный, 3 – шестерня ведомая 1 передачи, 4 – шестерня ведомая 2 передачи, 5 – шестерня ведомая 3 передачи, 6 – шестерня ведомая 4 передачи, 7 – шестерня ведомая 5 передачи, 8 – шестерня ведущая 1 передачи, 8 – шестерня ведущая 2 передачи, 10 – шестерня ведущая 3 передачи, 11 – шестерня ведущая 3 передачи, 12 – шестерня ведущая 4 передачи, 13 – шестерня ведущая 5 передачи, 14 – синхронизатор 1 и 2 передач, 15 – синхронизатор 3 и 4 передач, 16 – синхронизатор 5 передачи, 17 – шестерня задней передачи.

1.6 Проверка передаточных отношений:

i1 = Z2/ Z1 = 3.636

i2 = Z2/ Z1 = 1.95

i3 = Z2/ Z1 = 1.357

i4 = Z2/ Z1 = 0.941

i5 = Z2/ Z1 = 0.789

Передаточные отношения проверяем по ГОСТ 2185-89

1.7 Условие вхождения зубьев в зацепление:

1 передача 2(Z1 + Z2) / 2 = 2(12 + 43) / 2 =55 – целое число

2 передача 2(Z1 + Z2) / 2 = 2(20 + 40) / 2 =60 – целое число

3 передача 2(Z1 + Z2) / 2 = 2(25 + 35) / 2 =60 – целое число

4 передача 2(Z1 + Z2) / 2 = 2(35 + 33) / 2 =68 – целое число

5 передача 2(Z1 + Z2) / 2 = 2(40 + 32) / 2 =72 – целое число

Целое число – условие выполняется

1.8 Принимаем коэффициент смешения Х1 и Х2 равными 0.

1.9 Угол наклона зубьев = 0.

1.10 Степень точности передачи по ГОСТ 164391 выбираем равной 7

1.11 Шероховатость поверхности по ГОСТ 278983 Ra= 2

1.12 Циклограмма нагружения:

Т1 = Mкр. дв = 103,9 Н•м

Материалы

2.1 Марка стали и режимы улучшения шестерен коробки передач:

Ведущая шестерня - Z1

Ведомая шестерня (колесо) – Z2

Таблица 2 Марка стали и режимы улучшения шестерен коробки передач

Определение геометрических и кинематических

параметров

3.1 Делительный угол профиля в торцевом сечении:

Расчет на контактную выносливость

4.1 Коэффициент, учитывающий механические свойства сопряженных зубчатых колес:

Для стальных зубчатых колес ZE = 190

4.2 Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления:

Это свидетельствует, что резонансная зона далеко и расчет можно проводить по основной формуле:

4.7 Коэффициент, учитывающий влияние проявлениях погрешности зацепления на динамическую нагрузку:

По ГОСТ 2135487 при твердости и для косозубых шестерен выбирают δh=0,004

4.8 Коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса:

Для степени точности по нормам плавности при модуле m = 2,5

Go = 47

4.12 Допуск на погрешность направлений зуба:

По ГОСТ 164391 для 7-й степени точности по нормам контакта при ширине зубчатого венца b=16 мм

4.13 Отклонение положения контактных линий в следствии погрешности изготовителя:

4.14 Фактическое отклонение положения контактных линий в начальный период работы передачи:

4.20 Предельное отклонение шага зацепления по ГОСТ 164381 для 7й степени точности по нормам плавности при m = 2.5 мм. и соответственно делительных диаметрах d1=30 мм. и d2=107.5 мм.:

fpb1=18

fpb2=18

4.21 Предел контактной выносливости:

нlim2 = 17HHRCэ+20=17•50+200 =1050 мПа.

4.26 Расчётное контактное напряжение:

н=но мПа.

4.27 Предел контактной выносливости:

Для цементованной шестерни

нlim1 = 23 ННRCэ = 23•59 = 1360

Для колеса закаленного с нагревом ТВЧ

нlim2 = 17 HHRCэ+200 = 17•50+200 = 1050

4.28 Коэффициент запаса прочности:

Для шестерни и колеса с поверхностным упрочнением зубьев принимаем

и

4.29 Базовые числа циклов напряжений, соответствующие пределу выносливости:

так как

то

4.30 Суммарное число циклов напряжений:

4.32 Коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев:

При шероховатости поверхности с Ra=2 мкм

ZR = 0,95

4.33 Коэффициент, учитывающий окружную скорость при H>350 HV:

4.34 Коэффициент, учитывающий влияние смазки:

4.35 Коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса

Поскольку и , то

4.36 Допускаемые контактные напряжения зубчатых колес:

В качестве принимают меньшее из этих двух значений

т.е. мПа.

4.38 Сопоставление расчетного и допускаемого напряжений:

,

следовательно, обеспечена усталостная выносливость по контакту.

Расчёт на изгибную выносливость

5.1 Окружная сила:

5.2 Коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку:

Поскольку в циклограмме учтены внешние нагрузки, принимают

КА=1

5.3 Коэффициент, учитывающий влияния появления погрешностей зацепления на динамическую нагрузку:

Для косозубой передачи

5.4 Коэффициент, учитывающий влияния разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса:

Для 7й степени точности по нормам плавности, при модуле m = 2.5 мм.

5.5 Удельная окружная динамическая сила:

5.9 Коэффициент, учитывающий распределения нагрузки между зубьями:

5.10 Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений:

Для зубчатых колёс неразрезанных фрезой без протуберанца.

5.15 Пределы выносливости зубьев, соответствующие базовому числу циклов напряжений:

Для нитроцементованной шестерни из стали марки 25 ХГН

Для колеса из стали марки 40ХН, закалённого при нагреве ТВЧ с закалённым слоем, повторяющем очертание впадины

5.16 Коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба:

Для зубчатых колёс с не шлифованными зубьями

5.17 Коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения:

5.18 Коэффициент, учитывающий влияния двухстороннего приложения нагрузки:

При одностороннем приложении нагрузки YA=1

5.19 Коэффициент, учитывающий технологию изготовления:

Поскольку в технологии изготовления шестерни и колеса нет отступлений от примечаний

и

5.20 Предел выносливости зубьев при изгибе:

5.24 Коэффициент, учитывающий градиент напряжений и чувствительность материала и концентрации напряжений (опорный коэффициент):

5.25 Коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности.

Для нитроцементованной шестерни:

Для колеса при закалке ТВЧ, когда закаленный слой повторяет очертания впадины.

5.26 Коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса:

Следовательно, выносливость зубьев при изгибе гарантируется с вероятностью не разрушения более 99%.

Расчет винтового соединения

6.1 Расчет резьбы винтовой пары на прочность:

Условие прочности резьбы по напряжениям среза определяется по формуле:

где Н-высота гайки, Н=10 мм.

К - коэффициент полноты резьбы, К=0,87.

Км - коэффициент неравномерности нагрузки по виткам резьбы, Км=0,7.

d1- внутренний диаметр резьбы. Для М6 d1=5.67мм.

Т.к. материалы винта и гайки неодинаковы, то по напряжениям среза рассчитывают только резьбу винта, так как d1<d

Условия износостойкости ходовой резьбы по напряжениям смятия определяется по формуле:

см=F/(Пd2hz) [см]

где Z=H/P -число рабочих витков гайки, Z=7

d2=5.402 мм

h - высота профиля , h=1.165мм

см=1000/(3,14•5,402•1,165•7)= 0,7 мПа.

Напряжения смятия см не превышают напряжений среза , а допускаемые напряжения [см] в несколько раз больше [].

Следовательно, расчет резьбы на прочность проходит.

6.2 Определение силы затяжки и момента завинчивания:

Таким образом сила затяжки и момент завинчивания при установке стопорных винтов на венцы шестерен нас устраивает полностью. При этом выигрыш в силе :Fзат / Fк = 21130/67,3 = 313,9 раз.

Заключение

В данном курсовом проекте было предложено заменить неразборный первичный вал на сборочную единицу. В частности установить (напрессовать) съемные венцы на шестерни 2, 3 и 4 передачи, заменить материал первичного вала.

Данное нововведение позволило нам увеличить ресурс коробки передач в целом на 35%, снизить себестоимость ремонта в случае выхода из строя любой из шестерен 2, 3 или 4 передачи.

Расчет был выполнен на основании ГОСТ 164391 в частности, проведен расчет на контактную выносливость.

Расчеты показали что в процессе эксплуатации коробки передач с данным нововведением обеспечена усталостная выносливость по контакту.

А так же был выполнен расчет на изгибную выносливость зубчатого зацепления который показал, что выносливость зубьев при изгибе гарантируется с вероятностью неразрушения более 99 %

Таким образом данное нововведение полностью нас устраивает.

Список используемых источников

1.Анурьев В.И. Справочник конструктора - машиностроителя: Машиностроение ,1979

2.АфанасьевЛ.Л., Маслов А.А Гаражи и станции технического обслуживания автомобилей .(Альбом чертежей)М.:Транспорт,1980216 с.

3.Напольский Г.М. Техническое проектирование автотранспортных предприятий и станций технического обслуживания - М.: Транспорт 1985231 с.

4.Техническая эксплуатация автомобилей /Учебник для вузов/ Кузнецов Е.С. Воронов В.П. - М.: Транспорт 1991413 с.

5.Панин А.В. Технологическое проектирование автотранспортных предприятий /Учебное пособие / - Барнаул.: Б И ,198899 с.

6.Типовые проекты рабочих мест на автотранспортном предприятии М.: Транспорт 1977197 с.