Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство общего и профессионального образования РФ

ГОУ ВУП Уральский Государственный Технический Университет

Кафедра «Автомобили и тракторы»

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

По конструкции и расчету АиТ

Тема: Оптимизация передаточных чисел коробки передач для автомобилей КамАЗ 6460 “Континент”

Расчетно-пояснительная записка

КамАЗ 6460.06 Континент.000.000 ПЗ

Руководитель: Брюхов К.В.

Студент: Левчук С.В.

Группа: М - 484а

Екатеринбург 2005

Содержание

Введение

Техническая характеристика

Глава 1. Тяговый расчет АТС

1.1 Расчет потребной мощности двигателя

1.2 Построение внешней скоростной характеристики двигателя

1.3 Определение передаточных чисел элементов трансмиссии

1.4 Построение тяговой характеристики АТС

1.5 Построение кинематической схемы АТС

Глава 2. Расчет элементов конструкции

2.1 Расчет зубчатых передач

2.2 Пример расчета зубчатого колеса

2.3 Расчет валов

2.4 Расчет подшипников

Глава 3. Сборка агрегата

3.1 Сборка и разборка коробки передач и делителя

Заключение

Библиографический список

Введение

Магистральные седельный тягач КАМАЗ-6460 предназначен для междугородних и международных перевозок грузов в составе автопоезда по дорогам, рассчитанным на пропуск автомобилей с осевой нагрузкой 10...13 тс. Седельный тягач КамАЗ 6460 «Континент» предназначен для междугородных и международных грузоперевозок. Автомобиль рассчитан на эксплуатацию на дорогах с асфальтным и твёрдым грунтовым покрытием, с полной массой автопоезда 46 т. и при уклонах до 10?. Автомобили КамАЗ «Континент» являются комфортабельными тягачами удобными для водителей и недорогими по сравнению с зарубежными аналогами. Двигатели данных автомобилей соответствуют нормам Евро-2, что даёт возможность эксплуатировать их в Европейских странах.

Автомобиль рассчитан на эксплуатацию при температурах окружающего воздуха от -45?С до +40?С, относительной влажности воздуха до 80% при температуре 20?С, запыленности до 1,5 г/м³, скорости ветра до 20 м/с и в районах, расположенных на высоте не выше 3300 м над уровнем моря
Автомобиль КАМАЗ 6460 имеет кабину с улучшенным интерьером и экстерьером. Кабина автомобиля оборудована двумя спальными местами. Конструкция автомобиля КАМАЗ 6460 обеспечивает выполнение требований действующих отечественных и зарубежных стандартов, распространяющихся на а/м данного класса и назначения.

Целью данной работы поставлено разработать новую коробку передач для автомобилей семейства КамАЗ «Континент». Такая цель поставлена в связи с установкой в настоящее время на автомобили данного семейства немецких 16-ти ступенчатых коробок передач, что увеличивает цену автомобиля, а так же цену его эксплуатации и ремонта. Для ремонта немецких коробок передач требуются специализированные центры обслуживания ZF, которые в настоящее имеются только в Москве и Санкт-Петербург, что делает затруднительным эксплуатацию на всей территории России и в странах СНГ. Ёще одним основанием для данной разработки служит сохранение рабочих мест на производственных и сборочных участках коробок передач завода КамАЗ.

автотранспортный двигатель мощность тяговый кинематический

Технические характеристики автомобиля КамАЗ 6460

Весовые параметры и нагрузки:

Снаряженная масса автомобиля, кг. 9350

Нагрузка на переднюю ось, кг. 4580

Нагрузка на заднюю тележку, кг. 4770

Нагрузка на седельно-цепное устройство, кг. 16500

Полная масса автомобиля, кг. 26000

Нагрузка на переднюю ось, кг. 6000

Нагрузка на тзаднюю тележку, кг. 20000

Полная масса полуприцепа, кг. 36500

Полная масса автопоезда, кг. 46000

Двигатель:

Модель 740.50-360 (Евро 2)

Тип дизельный с турбонаддувом, с промежуточным охлаждением наддувочного воздуха

Номинальная мощность, нетто, кВт 250

брутто, кВт 265

при частоте вращения коленчатого вала, об/мин 2200

Максимальный крутящий момент, нетто, Н·м 1451

При частоте вращения коленчатого вала, об/мин 1300 - 1500

Расположение и число цилиндров V - образное, 8

Рабочий объём, л 11,76

Диаметр цилиндра и ход поршня, мм 120/130

Степень сжатия 16,5

Система питания:

Вместимость топливного бака, л 600

Электрооборудование:

Напряжение, В 24

Аккумуляторы, В/Ачас 2х12/190

Генератор, В/Вт 28/2000

Сцепление:

Тип диафрагменное, однодисковое

Привод гидравлический с пневмоусилителем

Коробка передач:

Модель ZF16S151

Тип механическая, 16-ступенчатая

Управление механическое, дистанционное

Придаточные числа

Передача	1	2	3	4	5	6	7	8	ЗХ
Прямая	13,86	9,52	6,56	4,58	3,02	2,08	1,43	1,00	12,97
Повышенная	11,56	7,96	5,48	3,83	2,53	1,74	1,20	0,84	10,85

Главная передача:

Тип двойная, с центральной конической передачей и планетарными колесами передачами

Передаточное отношение 5,11

Тормоза:

Привод пневматический

Размеры:

Диаметр барабана, мм 420

Ширина тормозных накладок, мм 180

Суммарная площадь тормозных накладок, см? 7200

Колеса и шины:

Тип колес дисковые

Тип шин пневматические, радиальные

Размер обода 9.0-22,5

Размер шин 315/80R22,5

Кабина:

Тип Расположенная над двигателем, со сверхвысокой крышей

Исполнение с 2 спальными местами с аэродинамическим козырьком

Характеристика автопоезда полной массой 46000 кг.:

Максимальная скорость, не менее, км/ч 90

1. Тяговый расчет АТС

1.1 Расчет потребной мощности двигателя

Ведется для следующих скоростей движения:

- минимальная скорость с максимальной нагрузкой при худших дорожных условиях - V = = 1,38 м/с; f = 0,01; ц = 0,7; б=10? (грунтовая дорога после дождя) [2, с. 37];

- рабочая скорость с максимальной нагрузкой при хороших дорожных условиях - Vmax = 90 км/ч = 25 м/с; f = 0,005; ц = 0,7; б = 0? (дорога с асфальтовым покрытием) [2, с. 37];

Потребная мощность рассчитывается по формуле:

[2, с. 4]

где P_k - касательная сила тяги на движителе, необходимая для преодоления суммарной силы сопротивления движению, Н;

V_max - максимальная скорость движения АТС, м/с;

з_тр - КПД трансмиссии.

Касательная сила тяги определяется по выражению:

[2, с. 4]

где G - собственный вес автопоезда, G = 254800 Н;

Q - груза, Q = 196000 Н;

f - коэффициент сопротивления качению автомобиля;

з_тр - КПД трансмиссии, з_тр = 0,94;

б - уклон дороги, ?, при малых значениях угла б: cosб = 1, sinб = i;

k - коэффициент обтекаемости,

k=0.5·св·Сх =0,5·1,293· 0,7= 0,387 Н•с²/м⁴, при малых скоростях сопротивлением воздуха пренебрегаем;

F - площадь миделя - произведение ширины колеи на высоту автомобиля, м², F = 3,155•2,3 = 7,2565 м².

Сила сцепления колеса с грунтом определяется по выражению:

[2, с. 4]

где G_сц - сцепной вес автомобиля, G=254800 Н;

ц - коэффициент сцепления движителя с грунтом.

Необходимо соблюдение условия

При минимальной скорости с максимальной нагрузкой при худших дорожных условиях:

Pk=450800·(0,015·cos10? + sin 10?)=82,84 kH

Pц=25480•0,7=96,13 kH

Ne=82,84•1,38/0,945=120,97 кВт

При рабочей скорости с максимальной нагрузкой при хороших дорожных условиях:

Pk=450800•(0,015 + 0)+0,387•7,2565•25?=8,517 кН

Pц=137340•0,7=96,13 kH

Ne= 8,517•25/0,945=225,3 кВт

Выбран двигатель КамАЗ 740.50-360(Евро-2)

.Техническая характеристика [1,]:

дизельный, V-образный, 8-цилиндровый, с турбонаддувом;

максимальная мощность 265 кВт при 2200 мин^-1;

максимальный крутящий момент 1451 Н•м при 1300-1500 мин^-1.

1.2 Построение внешней скоростной характеристики

Для построения характеристик N_e =f(n), воспользуемся формулами Лейдермана для построения характеристик

M_e =f(n),G_T =f(n), g_e =f(n).

Для построения характеристики N_e =f(n) задаем в программе MS Ofice Excel диаграмму по точкам, взятым с диаграммы испытаний, а затем с помощью полинома 4 степени аппроксимируем полученную линию и программа выдает уравнение N_e =f(n), которое в дальнейшем используем для расчетов и получения ВСХ:

Nex=Ne•(nх/nN)[0,7+1,3(nx/nN)-(nx/nN)?]

gex=geN•[1,55-1,55•(nx/nN)+(nx/nN)?] [4, с. 145]

где N_N - номинальная мощность двигателя, кВт;

n_N - номинальная частота вращения коленчатого вала двигателя, мин^-1;

n_x - текущее значение частоты, мин^-1;

g_eN - удельный эффективный расход топлива при номинальной частоте, г/кВт•ч;

[4, с. 146]

При частоте n = 300 мин^-1 имеем следующие значения:

Ne=265•(300/2200)•[0,7+1,3•(300/2200)-(300/2200)?=31,029 кВт,

gex=235•[1,55-1,55•(300/2200)+(300/2200)?]=318,9 г/кВт•ч,

Gт=318,9•31,029/1000=9,896 кг/ч

Ме=9546•31,029/300=987,34 Н•м

Остальные значения характеристик приведены в табл.1.2.2. Таблица 1.2.2.

n, мин-1	Ne, кВт	ge, г/кВт·ч	Me, Н·м	GT, кг/ч
300	40,392	434,314	1285,276	17,543
500	70,804	399,802	1351,797	28,308
800	118,663	357,950	1415,942	42,475
1100	165,625	328,000	1437,324	54,325
1400	207,660	309,950	1415,942	64,364
1700	240,735	303,802	1351,797	73,136
2000	260,819	309,554	1244,889	80,737
2100	263,930	314,116	1199,750	82,905
2200	265,000	320,000	1149,859	84,800
2250	264,723	323,438	1123,132	85,622

Данные для построения внешней скоростной характеристики.

1.3 Передаточных числа элементов трансмиссии

В соответствии с нагрузкой на колеса выбраны шины радиальные пневматические 315/80 R14 и имеют следующие размеры:

статический радиус 782мм;

ширина без нагрузки 315 мм.

Автомобиль оснащен механической, трехвальной, 6-ти ступенчатой коробкой передач с передним делителем и синхронизаторами на всех передачах переднего хода.

1.3.1 Определение требуемой касательной силы тяги

Расчет проводится для наихудших дорожных условий применимых к автомобилю данного класса:

f= 0,01; б=10?; ц=0,7.

Pшmax= Ga•(f·cos б + sin б);

Pцmax= Gсц· ц;

Где Pшmax-максимальная сила сопротивления движения, Pцmax-максимальная сила сцепления с дорогой.

Pшmax=46000·9,81·(0,01·cos10?+sin10?)=82,84 кН,

Pцmax=20000·9,81·0,7=137,34 кН

Для определения передаточного числа трансмиссии на первой передаче, необходимо чтобы выполнялось условие:

Pцmax>Pкmax> Pшmax

Принимаем касательную силу тяги в большую сторону для гарантированного трогания автомобиля с места Pкmax=135 кН.

1.3.2 Определение передаточного числа трансмиссии на первой передаче

I1тр=( Pкmax·rd)/(Memaxзтр);

I1тр=(135000·0,782)/(1451·0,945)=77,02

1.3.3 Определение передаточного числа коробки передач

I1кп= I1тр/ IГП;

I1кп=77,02/7,2=10,69.

1.3.3 Передаточное отношение трансмиссии на шестой прямой передаче

I1кп= IГП=7,2

1.3.4 Передаточное число на шестой повышенной (ускоряющей) передаче

Из опыта автомобилестроительной промышленности, предлагается выбирать передаточное число из пределов 0,6-0,8. Так как автомобиль большой грузоподъёмности и больших скоростей ему не требуется, то принимаем I6 кп пов=0,8. Из конструктивной схемы следует , что I6 кп пов является передаточным числом делителя Iдел=0,8.

1.3.5 Определение передаточных чисел непосредственно коробки передач без делителя

Известно, что передаточные числа в коробке убывают от 1-й к

6-й передаче в геометрической прогрессии.

q= I1кп/ I2 кп= I2 кп/ I3 кп= I3 кп/ I4 кп= I4 кп/ I5 кп= I5 кп/ I6 кп;

Д= I1кп/ I6 кп;

q=? vД;

Im кп= I(m-1) кп/ q;

Где - Д - диапазон передаточных чисел коробки передач, q - шаг прогрессии, n - общее количество передач, m - номер рассчитываемой передачи

Д= 10,69/1 = 10,69;

q=5v10,69= 1,606;

I2 кп=10,69/1,606= 6,656

Результаты следующих расчётов сводим в таблицу;

Таблица 1.3.1

Передача	1	2	3	4	5	6
Передаточное число	10,69	6,656	4,144	2,58	1,606	1

Исходя из рекомендаций по проектированию коробок передач, передаточные числа 1-й и 2-й, 2-й и 3-й передач «раздвинуты» на 5-15% , а 4-й и 5-й, 5-й и 6-й «сближены» на 5-15%[2, c.119], тогда

Таблица 1.3.2

Передача	1	2	3	4	5	6
Передаточное число	10,69	7,398	5,12	3,08	1,445	1

1.3.6 Определение передаточных чисел на повышенном диапазоне коробки передач

Im кп пов= Im кп· Iдел

I1 кп пов= 10,69•0,8=8,55

Результаты следующих расчётов сводим в таблицу;

Таблица 1.3.3

Передача	1	2	3	4	5	6
Передаточное число	8,55	5,92	4,09	2,47	1,156	0,8

Передаточное число передачи заднего хода определяется из конструктивных и компоновочных соображений. А так же из условия достижения большего крутящего момента на колёсах и обеспечения минимальной скорости при движении задним ходом. IЗ.Х.=13,99

Окончательно сводим в таблицу передаточные числа на двух диапазонах

Таблица 1.3.4.

Передача диапазон	1	2	3	4	5	6	З.Х.
прямой	10,69	7,398	5,12	3,08	1,445	1	13,99
повышенный	8,55	5,92	4,09	2,47	1,156	0,8	11,05

1.4 Построение тяговой характеристики АТС

Значение свободной силы тяги АТС определяется по формуле:

[2, с. 13]

где P_k - касательная сила тяги АТС, Н;

P_w - сила сопротивления воздушной среды, Н.

Значения касательной силы тяги на различных передачах:

Mкол= Me max• Im кп· Iгп •зтр,

Pк= Mкол/rd [2, с. 13]

где M_{e max} -максимальное значение крутящего момента, Н•м;

i_тр - общее передаточное число трансмиссии на выбранной передаче.

Сила сопротивления воздуха при движении АТС на различных передачах:

[2, с. 13]

где v_а - скорость движения АТС на всех передачах;

k - коэффициент обтекаемости, равный 0,378 Н•с²/м⁴, при малых скоростях движения АТС сопротивлением воздуха можно пренебречь;

F - площадь лобовой поверхности АТС (площадь миделя), F = 7,2 м².

Скорость движения определяется по формуле:

Va= 0,377•rd•ne/ Im тр [2, с. 13]

Динамический фактор определяется по формуле:

[2, с. 13]

где G_а - полный вес АТС, Н.

Пример расчета при движении на 1-й передаче при частоте вращения коленчатого вала двигателя n = 2200 мин^-1:

Va=0,377•0,782•2200/77,47=8,43 км/ч;

Mкол=1451•10,69•7,2•0,945= 105,538 кН•м;

Pк=105,538/0,782= 134,9 кН.

Значения остальных расчетов приведены в табл. 1.4.1

Таблица 1.4.1

передача диапазон	1	2	3	4	5	6
Максимальная скорость Va, км/ч
прямой	8,43	12,18	17,6	43,15	62,36	90
повышенный	10,53	15,22	22	53,96	77,95	112,64
Крутящий момент на колёсах Mкол, кН•м
прямой	105,538	73,037	50,547	20,613	14,265	9,872
повышенный	84,341	58,364	40,395	16,469	11,4	7,889
Касательная сила тяги Pк, кН
прямой	134,9	93,36	64,61	26,35	18,23	12,62
повышенный	107,8	74,6	51,63	21,05	14,57	10,08

1.5 Построение кинематической схемы АТС

Автомобиль является заднеприводным с продольным расположением двигателя и коробки передач и колёсной формулой 6х4.Особенностью данного автомобиля является делитель конструктивно объединённый с картером сцепления в один узел для большей жесткости, а так же сквозной привод заднего тандема. Сцепление сухое двухдисковое с периферийными пружинами.

Для конструирования узлов и построения кинематической схемы использовались следующие источники:

коробка передач - [1];

межосевой дифференциал - [1];

межколёсный дифференциал - [1]

главная передача- [1] ;

подшипниковые узлы - [1].

Глава 2. Расчет элементов конструкции

2.1 Расчет зубчатых колес

Рис 2.1.1. Схема передачи крутящего момента

Параметры зубчатой передачи

Межосевое расстояние для пар зубчатых колес коробки

aw=(9,5..11)•?vMвых;

где - Mвых - максимальный крутящий момент на выходе из коробки передач

aw=10•?v15154,9=247,46 мм,

Принимаем из стандартного ряда aw=250 мм

Рабочая ширина зубчатых венцов:

bw=(0,18…0,24)• aw

bw1=0,24•250=60 мм, bw2=58 мм

Результаты остальных расчётов сводим в таблицу 2.1.1

Таблица 2.1.1

Номер зубчатого колеса	1	3	5	7	9
Ширина зубчатого венца bw , мм	60	60	55	50	48
Номер зубчатого колеса	2	4	6	8	10
Ширина зубчатого венца bw , мм	58	58	53	48	46
Номер зубчатого колеса	11	15	17	21
Ширина зубчатого венца bw , мм	48	60	60	60
Номер зубчатого колеса	12	16	20
Ширина зубчатого венца bw , мм	46	60	58

Нормальный модуль принимаем:

Таблица 2.1.2.

Модули пар зубчатых колес

№ передачи	1	2	3	4	5	6	З.Х.
	6	6	6	6	6	6	6

Нормальные модули для зубчатой пары привода промежуточн-ого вала от первичного вала коробки передач и первичного вала делителя принимаем: mп.в.=mдел.

Угол профиля зуба: - для пар зубчатых колес коробки, - для пары главной передачи.

Высота головки зуба: .

Радиальный зазор: .

Начальные параметры

Диаметр начальных окружностей

- ведущее колесо;

- ведомое колесо;

Наклон зубьев .

Суммарное число зубьев колёс и угол наклона зуба

Z?=[56 - 78] [3 c.100]

впр= arcsin(р·m/bw);

Z?пр= 2•aw•cos впр/m;

в= arcos ((m• Z?пр)/ 2• aw) [7 c.48]

Пример расчёта приводим на паре зубчатых Z1 и Z2

впр= arcsin(р•6/60) = 22? 20?;

Z?пр= 2•250•cos22? 20?/ 6 = 77,18

Принимаем целое суммарное число зубьев Z?=77;

в= arcos ((6•77)/ 2•250 = 22? 30?

Результаты последующих расчётов сводим в таблицу 2.1.3

Таблица 2.1.3

Пара	Z1 , Z2	Z20 , Z21	Z3 , Z4	Z5 , Z6	Z7 , Z8	Z9 , Z10	Z11 , Z12	Z15 , Z16	Z16 , Z17
Угол наклона зуба в	22? 30?	22? 30?	22? 30?	22? 30?	22? 30?	22? 30?	22? 30?	22? 30?	22? 30?
Суммарное число зубьев Z?	77	77	78	78	78	77	76	41	71

Число зубьев на каждом отдельном колесе

1 пара: Исходя из условий компоновки и сборки коробки передач и опираясь на опыт автомобилестроения, Z1=[ 12 - 16], [7 c. 51]

Принимаем Z1=14, тогда;

Z2= Z? - Z1;

Z2=77 - 14 = 63;

Iпр = Z2/ Z1 ;

Iпр =63/ 14 = 4,5

3 пара:

I1кп = Iпр • (Z4/ Z3) => (Z4/ Z3) = I1кп/ Iпр;

Z4= Z?3 - Z3;

Z?3 / Z3 - 1 = I1кп/ Iпр;

Z3= Z?3 / (I1кп/ Iпр + 1);

Z3=78/ (10,69/4,5 + 1) = 23,14

Принимаем Z3=23, тогда

Z4= 78 - 23 = 55,

Уточняем передаточное число пары

(Z4/ Z3) = 2,39

2 пара:

I1кп пов = Iпр пов • (Z4/ Z3) => Iпр пов = I1кп пов • (Z3/ Z4);

Iпр пов = 4,5·55/ 23 = 3,57

В результате расчета по оптимизации передаточных чисел коробки передач были получены результаты, которые приведены в таблице 2.1.4.

Таблица 2.1.4.

Передаточные числа трансмиссии

Передача	Z1 , Z2	Z20 , Z21	Z3 , Z4	Z5 , Z6	Z7 , Z8	Z9 , Z10	Z11 , Z12	Z15 , Z16 Z16 , Z17
Прямая передача
Передаточное число	4,5	2,39	1,6	1,2	0,65	0,33	-	1,05;2,94
Отношение числа зубьев передачи	14/63	23/25	30/48	35/42	46/30	57/19	-	23/18; 18/53

Повышенная передача

Передаточное число	3,57	2,39	1,6	1,2	0,65	0,33	-	1,05;2,94
Отношение числа зубьев передачи	17/61	23/25	30/48	35/42	46/30	57/19	-	23/18; 18/53

КПД зубчатого зацепления 0,99; КПД пары подшипников 0,999;

Расчетный момент Ме max=1451 Н•м

Расчетная частота вращения коленчатого вала.n=1400 об/мин

Определяем моменты на валах коробки передач и частоты их вращения по формулам:

- передаточное число в коробке передач.

M1= Me max·зпод;

M2= M1·зпод·зз· Iпр;

M*2= M*1·зпод·зз· Iпр пов;

M3= M1·з?под·з?з· Iпр;

M*3= M*1·з?под·з?з· Iпр пов;

где - M1 - крутящий момент на входном валу, M2 и M*2 - крутящие моменты на промежуточном валу соответственно на прямом и повышенном диапазонах, M3 и M*3 - крутящие моменты на выходном валу соответственно на прямом и повышенном диапазоне

К примеру на 1-й передаче:

M1= 1451•0,999 = 1449 Н·м;

M2= 1449·0,999·0,99·4,5 = 6448,8 Н·м ;

M*2= 1449·0,999·0,99·3,57 = 5116 Н·м ;

M3= 1449·0,999?·0,99?·4,5 = 15235 Н·м ;

M*3=1449·0,999?·0,99?·3,57 = 12120,1 Н·м ;

Результаты расчетов занесены в таблицу 2.1.5.

Таблица 2.1.5.

Передача Диапазон	Вал	1	2	3	4	5	6	З.Х.
		М, Н•м	n, об/мин	М, Н•м	n, об/мин	М, Н•м	n, об/мин	М, Н•м	n, об/мин	М, Н•м	n, об/мин	М, Н•м	n, об/мин	М, Н•м	n, об/мин
Прямая	1	1449	1400	1449	1400	1449	1400	1449	1400	1449	1400	1449	1400	1449	1400
Повышенная
Прямая	2	6448,8	311,1	6448,8	311,1	6448,8	311,1	6448,8	311,1	6448,8	311,1	-	-	6448,8	311,1
Повышенная		5116	392,1	5116	392,1	5116	392,1	5116	392,1	5116	392,1	5116	392,1	5116	392,1
Прямая	3	15235	130,11	10194,4	194,4	7645,8	259,2	2930,9	676,3	2123,8	933,3	1449	1400	19808,4	- 100,07
Повышенная		12120,1	163,5	8098,9	244,7	6060	327,1	2336,2	848,4	1684,9	1176,4	1118,5	1772,1	15648,6	- 126,67

Средняя скорость Vср, км/ч

Прямой	5,32	7,96	10,61	27,68	38,2	57,3	-4,09
повышенный	6,69	10,01	13,39	34,73	48,16	72,5	-5,18

Моменты и обороты на валах коробки передач на передачах

Относительные пробеги на передачах( в процентах)приведены в таблице 2.1.6

Таблица 2.1.6.

Относительные пробеги на передачах

диапазон	№ передачи	1	2	3	4	5	6	ЗХ
прямой	,%	0,1	0,4	2	7	10	15	0,035
повышенный		0,3	1,1	4	8	12	40	0,015

Коэффициенты пробега

Расчетная удельная сила на данной передаче

Среднее значение удельных окружных сил

1,86 - коэффициент, учитывающий сопротивление разгону;

г_шСРi - удельное сопротивление дороги (сопротивление качению) 0,6;

г_вСРi - удельное сопротивление воздуха;

, (при V>40 км/ч).

По графической зависимости определяем коэффициенты пробега

/Высоцкий. Рис 7.17/

Таблица 3.1.6.

Коэффициенты пробегов

№ пер.	1	2	3	4	5	6	З.Х.
Прямой диапазон
	0,301	0,201	0,151	0,058	0,042	0,028	0,39
	0,062	0,062	0,062	0,014	0,014	0,01	0,062
	-	-	-	-	-	57,31	-
	-	-	-	-	-	0,0001	-
	0,115	0,115	0,115	0,026	0,026	0,0263	0,115
	2,617	1,747	1,313	2,226	1,611	1,073	3,4
	0,03	0,08	0,12	0,04	0,08	0,14	0,08
	0,15	0,21	0,22	0,16	0,205	0,24	0,1
Повышенный диапазон
	0,239	0,159	0,119	0,046	0,033	0,022	0,3
	0,062	0,062	0,062	0,014	0,014	0,01	0,062
	-	-	-	-	48,16	72,54	-
	-	-	-	-	0,00014	0,00023	-
	0,115	0,115	0,115	0,026	0,0261	0,019	0,115
	2,078	1,389	1,034	1,769	1,269	1,157	2,6
	0,05	0,1	0,16	0,07	0,15	0,16	0,03
	0,19	0,215	0,24	0,2	0,23	0,26	0,15

Определение напряженности зубьев и пробега автомобиля до поломки или выкрашивания зубьев

Расчет напряжений изгиба

где - окружная сила;

- единичное напряжение изгиба

- коэффициент, зависящий от суммарной длины контактных линий и величины перекрытия;

- коэффициент, который учитывает распределение нагрузки между зубьями, зависит от точности изготовления колеса;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении;

- коэффициент, учитывающий свойства смазок и характер работы колеса в зацеплении;

- коэффициент, учитывающий габаритные размеры зубчатого колеса.

Для определения значения окружной сил воспользуемся формулой:

,

где - расчетный момент на валу

Для определения значения единичного напряжения изгиба:

,

где - коэффициент напряжения изгиба, определяется по графику

[ 3 рис 7.19.] или [7 рис 4.8.]

- учитывает параметры сопряженного зубчатого колеса

,

где - фактическое число зубьев

-

- зависит от угла профиля исходного контура ГОСТ 13.755 - 81.

- учитывает радиус переходной кривой. По ГОСТ 13.755 - 81.

- учитывает перераспределение толщины зубьев шестерни и колеса

- определяется по рисунку [ 3 рис 7.20.] .

Для определения коэффициентов , , , , .

Диаметры основных окружностей

,

где - угол зацепления;

- номер колеса.

Диаметры окружностей вершин

Необходимо подсчитать коэффициент торцевого перекрытия. Определяется по графику

Коэффициент осевого перекрытия

,

где - учитывает неравномерность распределения нагрузки в начальный период работы колеса. [ 3 рис 7.21.] или [ 7 рис 4.13.];

- по таблице [ 3 табл. 7.8.] или [ 7 табл. 4.6.];

- по рисунку [ 3 рис 7.23.];

- по таблице [ 7 табл. 4.9.];

- по таблице [ 3 табл. 7.10.].

Допускаемое напряжение изгиба

,

где ;

,

где - расчетный ресурс;

- максимальное напряжение изгиба.

Ресурс по усталости при изгибе, затрачиваемой на один километр

,

- передаточное число от рассматриваемой шестерни до колеса

- выбирается по таблице [ 3 табл. 7.6.].

Общий ресурс по усталости при изгибе

,

где - продольное напряжение изгиба при базовом числе циклов;

- Базовое число циклов

.

,

где - характеризует выносливость материала и определяется по таблице [ 3 табл. 7.6.] или [ 7 табл. 4.10.];

- особенность обработки зубьев ;

- учитывает характер нагружения.

Пробег автомобиля до усталостной поломки зуба

,

Ресурс по напряжениям изгиба

,

где - коэффициент долговечности рассчитывается по формуле

,

где - базовое число циклов;

- эквивалентное число циклов

.

Определение параметра контактного напряжения

,

где - окружная сила;

- единичное напряжение изгиба

- коэффициент, зависящий от суммарной длины контактных линий и величины перекрытия;

- коэффициент, который учитывает распределение нагрузки между зубьями, зависит от точности изготовления колеса;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении;

- коэффициент, учитывающий свойства смазок и характер работы колеса в зацеплении;

- коэффициент, учитывающий габаритные размеры зубчатого колеса.

Ресурс по контактной усталости на 1 км пробега

Предельное контактное напряжение

,

где - по таблице [ 3 табл. 7.6.] или [ 7 табл. 4.10.];

- определяется шероховатостью поверхности .

Общий ресурс зубчатого колеса

Пробег автомобиля до появления выкрашивания зубьев

Допускаемое контактное напряжение

; ; .

Максимальное расчетное контактное напряжение

Характер воздействия установившийся.

Расчет зубчатого колеса на прочность

Степень перегрузки в сравнении с расчетной величиной обозначаем

момент возникающий под действием динамических нагрузок к расчетному моменту

Максимальные напряжения при двукратной нагрузке:

По контактным напряжениям:

Где - предельная прочность материала 3800 МПа

По напряжениям изгиба:

Где - предельная прочность материала 1900 МПа

Допускается перегрузка на 5-10%

2.2 Пример расчета

Для ведущего зубчатого колеса третьей передачи

Начальные параметры

Диаметр начальных окружностей

dw1 = 14·6 / cos22? 30? = 90,9 мм - ведущее колесо;

dw2 = 2·250 - 90,9 = 409,1 - ведомое колесо;

Коэффициенты пробега

Расчетная удельная сила на данной передаче

гр1 = 135,842 / 451,26 = 0,301

Среднее значение удельных окружных сил

1,86 - коэффициент, учитывающий сопротивление разгону;

- удельное сопротивление дороги (сопротивление качению) 0,6;

- удельное сопротивление воздуха;

, (при V>40 км/ч).

гср1 = 1,86· 0,062 = 0,115

Определение напряженности зубьев и пробега автомобиля до поломки или выкрашивания зубьев

Расчет напряжений изгиба

Для шестерни

Ft = 2·1449 / 0,0909 = 31,881 кН- окружная сила.

- единичное напряжение изгиба;

- коэффициент, зависящий от суммарной длины контактных линий и величины перекрытия;

- коэффициент, который учитывает распределение нагрузки между зубьями, зависит от точности изготовления колеса;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении;

- коэффициент, учитывающий свойства смазок и характер работы колеса в зацеплении;

- коэффициент, учитывающий габаритные размеры зубчатого колеса.

где - коэффициент напряжения изгиба, определяется по графику [ 8 рис 7.19.] или [9 рис 4.8.]

- учитывает параметры сопряженного зубчатого колеса

,

где - фактическое число зубьев

- зависит от угла профиля исходного контура ГОСТ 13.755 - 81.

- учитывает радиус переходной кривой. По ГОСТ 13.755 - 81.

- учитывает перераспределение толщины зубьев шестерни и колеса.

- определяется по рисунку [ 8 рис 7.20.].

уF1 = (31,881•10?•10? •10? /( 60•6 ))•2,25•0,65•1•1,35•1,795•1,05•1,07 = = 352,6 МПа.

Ресурс по усталости при изгибе, затрачиваемой на один километр

,

- передаточное число от рассматриваемой шестерни до колеса

- выбирается по таблице [ 8 табл. 7.6.].

RF1 = (500•403,6⁹ / р•0,782)•(77,47•0,001•0,03 + 51,84•0,004•0,08 +

38,88•0,02•0,12 +14,904•0,07•0,04 + 10,8•0,1•0,08 + 79,2•0,00035•0,03) =

= 0,648•10²⁵

Общий ресурс по усталости при изгибе

,

где - продольное напряжение изгиба при базовом числе циклов;

- Базовое число циклов ;

,

где у?F lim = 460 МПа- характеризует выносливость материала и определяется по таблице [ 3 табл. 7.6.] или [ 7 табл. 4.10.];

- особенность обработки зубьев ;

- учитывает характер нагружения.

уFPO = 460·1·1,14 = 524,4 МПа;

RF lim = 524,4⁹·4·10⁶= 1,199·10³¹ .

Пробег автомобиля до усталостной поломки зуба

LF = 1,199·10³¹ / 0,648•10²⁵= 3,85•10⁶ км.

Ресурс по напряжениям изгиба

,

где - коэффициент долговечности рассчитывается по формуле

KFL = ⁹ v(· /15,3·10⁶) = 0,86, принимаем 0,9; [3 c.117]

NFE = 0,648•10² 3•10⁵ / 403,6⁹ = 15,3·10⁶ ;

уFP = 524,4⁹ ·0,9 = 471,96 МПа, Шестерня Z1 проходит по напряжениям изгиба уFP = 471,96 МПа > уF1 = 352,6 МПа.

Определение параметра контактного напряжения

,

где - окружная сила;

= 2·(4,5 + 1)·cos?22?30? / (4,5·sin(2·20?) = 3,24 - единичное напряжение изгиба

- коэффициент, зависящий от суммарной длины контактных линий и величины перекрытия;

- коэффициент, который учитывает распределение нагрузки между зубьями, зависит от точности изготовления колеса;

1 + (1,35 - 1)·1 =1,35 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

v1,795 = 1,339 - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении;

- коэффициент, учитывающий свойства смазок и характер работы колеса в зацеплении;

- коэффициент, учитывающий габаритные размеры зубчатого колеса.

ПН1 = (31881 / 90,9·60·10^-6)·3,246·0,62·1,33·1,35·1,339·1·1 =28,27 МПа;

Ресурс по контактной усталости на 1 км пробега

R1H = (500·28,27? / р·0,782)·(77,47•0,001•0,15 + 51,84•0,004•0,21 +

+ 38,88•0,02•0,22 + 14,904•0,07•0,16 + 10,8•0,1•0,205 + 79,2•0,00035•0,15) = 4,2•10⁶ ;

Предельное контактное напряжение

,

где 21 МПа - по таблице [ 3 табл. 7.6.] или [ 7 табл. 4.10.];

- определяется шероховатостью поверхности .

Общий ресурс зубчатого колеса

21?•1,2•10⁸ = 1,11•10¹² ;

Пробег автомобиля до появления выкрашивания зубьев

1,11•10¹² / 4,2•10⁶ = 3,64,•10⁵ км

Допускаемое контактное напряжение

4,2•10⁶•3•10⁵ / 28,27? =37,18•10⁶

(1,2•10⁸ / 37,18•10⁶ ) = 1,477

21·1,477 = 1531,5 МПа.

Максимальное расчетное контактное напряжение

28,27 = 1462,1 МПа.

Характер воздействия установившийся.

Расчет зубчатого колеса на прочность

Степень перегрузки в сравнении с расчетной величиной обозначаем

момент возникающий под действием динамических нагрузок к расчетному моменту

2•28,7 = 57,4 МПа.

Максимальные напряжения при двукратной нагрузке:

По контактным напряжениям:

57,4 = 2067,8 МПа

2067,8 < 0,95·3800

2067,8 < 3610

Где - предельная прочность материала.

Шестерня проходит по контактным напряжениям.

По напряжениям изгиба:

705,2 < 0,9•1950

705,2 < 1852,5

Где - предельная прочность материала 1950 МПа

Шестерня проходит по напряжениям изгиба

Таким образом, все шестерни удовлетворяют требованиям выносливости по изгибным и контактным напряжениям, имеют гарантированный минимальный ресурс работы 300000 км пробега автомобиля, а также способны выдерживать двукратную перегрузку.

Выбор коэффициентов и расчет величин для проверки остальных зубчатых колес на прочность, проведена аналогично. Результаты расчета приводятся в сводных таблицах 3.2.1. для ведущих колес и 3.2.2. - для ведомых.

Таблица 3.2.1.

Ведущие зубчатые колеса

№	1	21	3	5	7	9	11
Z	14	17	23	30	35	46	57
m,?мм	6	6	6	6	6	6	6
в, град	22,48	22,48	20,04	22,48	22,48	24,21	24,21
dw,мм	90,9	110,38	147,42	192,29	227,27	300,1	374,98
da,мм	102,9	122,38	159,42	204,29	239,27	312,1	386,98
db,мм	75,9	95,38	132,42	177,29	212,27	285,1	359,98
bw,мм	60	60	60	55	50	48	48
Ft, кН	31,881	26,254	87,4	69,4	67,0	53,2	56,7	38,7	42,9	34,0	34,3	27,2
Расчет зубьев на изгиб
YF0	2,25	2,3	2,25	2,25	2,25	2,25	2,25
Ku	1	1	1	1	1	1	1
YF	2,25	2,3	2,255	2,260	2,261	2,300	0,985
еб	1,592	1,265	1,284	1,325	1,365	1,290	2,210
ев	1,217	1,217	1,485	1,410	1,762	0,000	1,233
Yе	0,65	0,7	0,800	0,800	0,800	0,700	0,9
KFб	1	1	1	1	1	1	0,700
Шbd	0,55	0,543	0,367	0,311	0,256	0,533	1
KFв	1,35	1,4	1,04	1,04	1,04	1	0,619
V, м/с	13,32	8,629	10,330	12,158	14,768	5,811	1
KVД	1,35	1,2	1,25	1,15	1,38	1	-
Kve	1,33	1,32	1,15	1,1	1,15	1	-
KFV	1,795	1,584	1,438	1,265	1,587	1,000	-
KFм	0,95	0,95	0,95	0,95	0,95	0,95	-
KFX	1,07	1,07	1	1	1	1	1
уF, МПа	352,6	334,32	544	432	498	395	488	387	307,9	264	320	271
гi, %	-	-	0,1	0,3	0,5	1,1	2	4	7	8	10	12
KПF	-	-	0,03	0,05	0,08	0,1	0,12	0,16	0,04	0,07	0,08	0,15
RF	10,64*1025	8,29*1024	1,325*1023	1,16*1023	5,08*1023	1,8*1020	4,168*1023
YR	1	1	1	1	1	1	1
KFC	1,14	1,14	1,14	1,2	1,08	1,3	1,3
уFР0, МПа	524,4	524,4	456	480	432	520	520
NFO	4,00*106	4,00*106	4,00*106	4,00*106	4,00*106	4,00*106	4,00*106
Rflim	1,19*1031	1,199*1031	3,41*1030	5,41*1030	2,1*1030	1,11*1031	1,11*1031
LF, км	3,5*105	1,446*106	54,3*106	4,66*107	4,12*106	6,17*1010	2,67*107
NFE	15,3*106	31,77*106	39,*106	42,47*106	45,68*106	50,36*106	45 *106
KFL	0,9	0,794	1,698		0,892	2,679	471,96
уFР, МПа	471,96	471,96	471,96	471,96	471,96	471,96	712
уFmax, МПа	705	668,64	1089,6	409	534	662	800
уFlimM, МПа	1950	1950	1900	1900	1900	1900	1950

Расчет зубьев на контактную прочность
№	1	21	3	5	7	9	11
ZH	3,246	3,4	3,221	3,831	4,747	1,760	2,158
Zе	0,62	0,7	0,800	0,800	0,800	0,700	0,700
KHб	1,33	1,33	0,9	0,9	0,9	0,9	0,9
KHw	1,33	1,33	1,000	1,000	1,000	0,980	0,980
KHв	1,35	1,4	1,04	1,04	1,04	1,095	1
KHV	1,339	1,258	1,199	1,125	1,260	1,000	-
KHм	1	1	1	1	1	1	1
KHX	1	1	1	1	1	1	1
ПН, МПа	28,27	22,09	39,1	31,0	29,7	23,5	25	19,8	6,65	5,49	4,45	4,4
гi, %	-	-	0,1	0,3	0,5	1,1	2	4	7	8	10	12
KПH	-	-	0,15	0,19	0,21	0,215	0,22	0,24	0,16	0,2	0,2	0,23

RH	4,2*106	3,212*106	2,922*106	2,734*106	2,868*106	2,699*106	2,212*106
ПНР0, МПа	21	21	21	21	21	21	21
NHO	1,2*108	1,2*108	1,2*108	1,2*108	1,2*108	1,2*108	1,2*108
RHlim	1,2*108	1,2*108	1,2*108	1,2*108	1,2*108	1,2*108	1,2*108
LH, км	3,64*105	4,45*105	12,1*106	2,04*106	3,59*106	9,16*109	6,90*105
NHE	37,17*106	59,59*106	11207658	46865953	16372322	2817	211110661
KHL	1,47	1,262	2,204	1,368	1,942	34,927	0,828
уHР, МПа	1531	1415,7	3418,8	1402	1671	7623	1754
урасч, МПа	1462	1292,5	1720,6	908	984	1215	1711
уHmax, МПа	2067,8	1827,8	2433,4	1283	1392	1718	1693
уHlimM, МПа	3800	3800	3800	3800	3800	3800	3800

Таблица 3.2.2.

Ведомые зубчатые колеса

№	2	20	4	6	8	10	12
Z	63	61	55	48	42	30	19
m, мм	6	6	6	6	6	6	6
в, град	22,48	22,48	20,04	22,48	22,48	24,21	24,21
dw,мм	409,1	389,62	362	307,71	272,27	199,9	125,02
da,мм	421,1	401,62	374	319,71	284,27	211,9	137,02
db,мм	394,1	374,62	347	292,71	257,27	184,9	110,02
bw,мм	58	58	58	53	48	46	46
Расчет зубьев на изгиб
YF0	2,9	2,75	2,30	2,30	2,30	2,35	2,17
Ku	1	1	0,980	0,983	0,983	1,000	0,985
YF	2,9	2,75	2,255	2,260	2,261	2,350	1,880
еб	1,646	1,265	1,284	1,325	1,365	1,290	1,233
ев	1,292	1,176	1,292	1,227	1,532	0,000	1,590
Yе	1,176	0,800	0,800	0,800	0,800	0,700	0,800
KFб	1	1	1	1	1	1	1
Шbd	0,14	0,148	0,206	0,232	0,284	0,133	0,145
KFв	1	1,02	1,04	1,04	1,04	1,04	1,04
V, м/с	6,66	5,11	10,330	12,158	14,768	5,811	-
KVД	1,1	1,1	1,25	1,15	1,38	1	-
Kve	1,33	1,2	1,15	1,1	1,15	1	-
KFV	1,43	1,32	1,438	1,265	1,587	1,000	-
KFм	1,05	1,05	0,95	0,95	0,95	0,95	0,95
KFX	1,12	1	0,96	0,96	0,96	0,96	0,96
RF	1,085*1023	9,5*1022	3,008*1023	3,499*1023	2,28*1024	2,951*1020	1,114*1024
YR	1	1	1	1	1	1	1
KFC	1,14	1,14	1,14	1,2	1,08	1,3	1,3
уFР0, МПа	524,4	524,4	456	480	432	520	520
NFO	4,00*106	4,00*106	4,00*106	4,00*106	4,00*106	4,00*106	4,00*106
Rflim	1,199*1031	1,199*1031	1,199*1031	1,199*1031	1,199*1031	1,199*1031	1,199*1031
LF, км	1,105*108	1,251*108	1,13*107	9,75*106	2,37*106	3,77*1010	2,88*107
NFE	1,477*106	8,901*106	1542559	24102490	14204401	161	64190
KFL	1,117	0,914	1,112	0,819	0,869	3,079	1,583
уFР, МПа	585,7	479,3	507	374	417	1601	926
уFmax, МПа	580,8	469,2	627	470	614	804	1032
уFlimM, МПа	1950	1950	1950	1950	1950	1950	1950

уF, МПа	290,4	234,6	511	405	478,5	379	420	350	302,8	263	320	264,7
гi, %	-	-	0,1	0,3	0,5	1,1	2	4	7	8	10	12
KПF	-	-	0,03	0,05	0,08	0,1	0,12	0,16	0,04	0,07	0,08	0,15

Расчет зубьев на контактную прочность
№	2	20	4	6	8	10	12
ZH	3,246	3,4	3,221	3,831	4,747	1,760	2,158
Zе	0,65	0,8	0,800	0,800	0,800	0,700	0,800
KHб	1,33	1,33	0,9	0,9	0,9	0,9	0,9
KHw	1,33	1,02	1,000	1,000	1,000	0,980	0,980
KHв	1,0392	1,04	1,04	1,04	1,04	1,0392	1,0392
KHV	1,195	1,14	1,199	1,125	1,260	1,000	-
KHм	1	1	1	1	1	1	1
KHX	1	1	1	1	1	1	1
ПН, МПа	4,5	5,112	39,1	31,0	29,7	23,5	25	19,8	6,65	5,49	4,45	4,4
гi, %	-	-	0,1	0,3	0,5	1,1	2	4	7	8	10	12
KПH	-	-	0,15	0,19	0,21	0,215	0,22	0,24	0,16	0,2	0,2	0,23
RH	1786,4	11140	48648	331273	472892	1	170825
ПНР0, МПа	21	21	21	21	21	21	21
NHO	1,2*108	1,2*108	1,2*108	1,2*108	1,2*108	1,2*108	1,2*108
RHlim	1,11*1012	1,11*1012	1,11*1012	1,11*1012	1,11*1012	1,11*1012	1,11*1012
LH, км	621,3*106	99,64*106	1,69*107	2,48*106	1,74*106	1,08*107	8,55*107
NHE	3,92*106	16,67*106	7230747	40170816	20888825	803	57056935
KHL	3,128	1,93	2,551	1,440	1,791	53,058	1,281
уHР, МПа	2228,8	1750,7	2060	1548	1604	8731	1357
урасч, МПа	583,3	621,76	871	901	1066	676	761
уHmax, МПа	825	879,3	1232	1274	1508	956	1076
уHlimM, МПа	3800	3800	3800	3800	3800	3800	3800

2.2 Расчёт валов

2.2.1 Предварительный расчёт валов

Расчёт первого вала (делитель)

dшл = 4·?vMmax

dшл = 4·?v1451 =45,28 мм

Принимаем диаметр шлицевой части вала dшл = 52 мм

Принимаем диаметр вала под втулку подшипника-dв.п = 56 мм

Диаметр резьбовой части 55 мм,

Диаметр под зубчатую муфту 100 мм,

Длины различных участков вала определяются конструктивно:

Длина шлицевой части - lшл = 121 мм,

Длина резьбовой части - lрезб = 13 мм,

Длина под передний подшипник - lпод1 = 27 мм,

Длина под задний подшипник - lпод2 = 31 мм,

Длина под зубчатую муфту - lЗ.М. = 22 мм,

Длина под шестерню - lш = 41 мм.

Условие жесткости вала:

dшл/lв > 0,2

lв = lшл + lрезб = 121 + 13 =134 мм,

dшл/lв =52/134=0,388 > 0,2.

Расчёт промежуточного вала делителя:

dв = 4,5·?v4085,6 =73,53 мм, принимаем dв = 74 мм.

2.3.2 Уточнённый расчёт валов

Расчёт промежуточного вала

Рис.2.1Расчётная схема промежуточного вала

Определение реакций опор:

Плоскость X0Z

Момент относительно опоры а:

?Ma = Pt2·m - Pt3·(m + n) - Xb·(m + n + h) = 0,

Xb = (Pt2·m - Pt3·(m + n)) / (m + n + h),

Pt2 = 2·M2 / dw2,

Pt3 = 2·M2 / dw3,

Момент относительно опоры b:

?Mb = Pt3·h - Pt2·(n + h) + Xa·(m + n + h) = 0,

Xa = ( Pt2·(n + h) - Pt3·h) / (m + n + h)

где - Pt2 и Pt3 - окружные силы соответственно 2-го и 3-го колёс,

Xa и Xb - реакции опор соответственно в точках a и b.

Pt2 = 2·6448,8 / 0,4091 = 31,526 кН,

Pt3 = 2·6448,8 / 0,14742 = 87,488 кН,

Xb = (31,526•51 + 87,48•(51 + 419)) / (51 + 419 + 148) = 63,928 кН,

Xa = (31,526•(419 +148) - 87,48•148) / (51 + 419 + 148) = 7,972 кН.

Плоскость Y0Z

Осевые силы:

Pa2 = Pt2·tgв1,

Pa3 = Pt3·tgв2,

где - tgв1 и tgв2 - тангенсы углов наклона зубьев соответственно 1-й и 2-й пары колёс.

Радиальные силы:

 Pr2 = Pt2·tgб / cosв2 ,

Pr3 = Pt3·tgб / cosв3.

Момент относительно точки а:

?Ma = - Pa2·0,5·dw2 + Pr2·m + Pa3·0,5·dw3 - Pr3·(m + n) + Yb·(m + n + h)

= 0,

Yb = ( Pa2·0,5·dw2 - Pr2·m - Pa3·0,5·dw3 + Pr3·(m + n)) / (m + n + h).

Момент относительно точки b:

?Mb = - Pa2·0,5·dw2 + Pr2·(n + h) + Pa3·0,5·dw3 + Pr3·h - Ya·(m + n + h)

= 0,

Ya = (- Pa2·0,5·dw2 + Pr2·(n + h) + Pa3·0,5·dw3 + Pr3·h) / (m + n + h).

Pa2 = 31,526·tg22?30?= 13,045 кН,

Pa3 = 87,482·tg20?36?= 32,88 кН,

Pr2 = 31,526·tg20? / cos 22?30? = 12,418 кН,

Pr3 = 87,482·tg20? / cos 20?36? = 34,015 кН,

Yb = (13,045·0,5·409,1 + 12,418·51 - 32,88·0,5·147,42 +

34,015·(51 + 419)) / (51 + 419 + 148) = 27, 289 кН,

Ya = (-13,045·0,5·409,1 + 12,418·(419 + 148) + 32,88·0,5·147,42 +

34,015·148) / (51 + 419 + 148) = 19,14 кН.

Расчёты на остальных передачах производятся аналогично, поэтому результаты последующих расчётов сводим в таблицы 2.2.1 - 2.2.2

Примечание. Для определения реакций заднего хода необходимо спроектировать Ptз.х., Prз.х. на вертикальную плоскость:

P?tз.х.= - Prз.х.·sinб + Ptз.х.·cosб = -12,418·sin 61?13? + 87,488·cos 61?13?

=31,242 кН,

P?rз.х.= Prз.х.·cosб - Ptз.х.·sinб = 12,418·cos 61?13? - 87,488·sin 61?13?

= -70,698 кН,

где - б - угол между вертикальной плоскостью и плоскостью контакта зубчатой пары заднего хода, знак « - » указывает на обратное направление силы по отношению к расчётной схеме .

Таблица 2.2.1

передача	№ зубчатого колеса	Pt, кН	Pa, кН	Pr, кН	№ зубчатого колеса	Pt, кН	Pa, кН	Pr, кН
	1	31,526	13,04	12,41	2	31,526	13,04	12,41
1	3	87,48	32,88	34,01	4	87,48	32,88	34,01
2	5	67,073	25,21	26,08	6	67,073	25,21	26,08
3	7	56,75	23,48	22,35	8	56,75	23,48	22,35
4	9	42,97	19,32	17,14	10	42,97	19,32	17,14
5	11	34,395	15,46	13,72	12	34,395	15,46	13,72
З.Х.	15	87,48	32,88	34,01	16	87,48	32,88	34,01
З.Х.	17	87,48	32,88	34,01

Таблица 2.2.2

передача	n, мм	h, мм	dw, мм	Xb, кН	Xa, кН	Yb, кН	Ya, кН
1	419	148	147,42	63,928	7,972	27,289	19,14
2	305	262	192,29	36,03	0,48	16,443	22,054
3	251	316	227,27	25,13	-0,098	11,947	22,823
4	143	424	300,1	10,887	-0,556	6,034	23,53
5	84	482	374,98	4,911	-4,64	3,65	22,45
З.Х.	506	112	147,42	25,556	25,864	-62,298	-0,79

Определение изгибающих моментов:

Вертикальная плоскость (см. Рис. 2.2):

Мв1 = Ya·m ,

Мв2 = Мв1 + Pa2·0,5·dw2,

Мв3 = Ya·(m + n) + 0,5·dw2·Pa2 - Pr2·n,

Mв4 = Мв3 - Pa3·0,5·dw3 ,

Мв1= 19,14·51 = 976,14 Н·м,

Мв2= 976,14 + 13,045·0,5·409,1 = 3644,5 Н·м,

Мв3= 19,14·(51 + 419) + 0,5·409,1·13,045 - 12,418·419 = 6461 Н·м,

Мв4= 6461 - 32,88·0,5·147,42 = 2724,6 Н·м.

Горизонтальная плоскость (см. Рис.2.2):

Мг1 = Xa·m,

Mг2 = Xa·(m + n) - Pt2·n,

Мг1 = 7,972·51 = 506,57 Н·м,

МГ2 = 7,972·(51 + 419) - 31,526·419 = - 9462,5 Н·м.

Расчёты на других передачах проводятся аналогично, поэтому результаты расчётов сводим в таблицу 2.2.3

Таблица 2.2.3

передача	Мв1, Н·м	Мв2, Н·м	Мв3, Н·м	Мв4, Н·м	Мг1, Н·м	Мг2, Н·м
1	976,14	3644,5	6461	4037,4	406,57	-9462,5
2	1125,26	3793,6	6735,6	4311,73	24,48	-944,55
3	1163,9	3832,3	6443,9	3775,5	-4,99	-9650,3
4	1200,03	3868,3	5457,4	2558,4	-28,35	-8020,89
5	1144,9	3813,3	4655,9	1757,4	-236,64	-3274,58
З.Х.	- 40,29	2628	-4055,1	-6478,7	1319	-1545,9



Рис.2.2 Эпюры изгибающих моментов промежуточного вала на 1-й передаче.



Рис.2.3 Эпюры изгибающих моментов промежуточного вала на 2-й передаче.



Рис.2.4 Эпюры изгибающих моментов промежуточного вала на 3-й передаче.



Рис.2.5 Эпюры изгибающих моментов промежуточного вала на 4-й передаче.

Рис.2.6 Эпюры изгибающих моментов промежуточного вала на 5-й передаче.

Расчет коэффициента запаса проводим по самому нагруженному сечению вала: Самым нагруженным является сечение под 7-м колесом на 3-й передаче.

Суммарный изгибающий момент:

Миз = v(М?в + М?г);

Миз = v(6443,9? + 9650,3?) = 11603 Н·м,

Момент сопротивления изгибу:

Wx = 0,1·d?в,

Wx = 0,1·(96·10­?)? = 8,84·10-5 м?.

Момент сопротивления кручению:

Wкр = 2·Wx,

Wкр = 2·8,84·10-5 м?.

Площадь опасного сечения:

S = (р·dв?) / 4,

S = (р·(96·10­?)?) / 4 = 7,238·10­? м?.

Напряжение изгиба:

у = Миз / Wx + Pa / S,

у =(11603 / 8,84·10-5 + 10483 / 7,238·10­?) = 132,703 МПа

у =132,703 < [у] =200МПа.

Расчёт выходного вала:

Рис.2.1 Расчётная схема выходного вала

Определение реакций опор:

Плоскость X0Z

Момент относительно опоры а:

?Ma = Pt2·m - Pt3·(m + n) - Xb·(m + n + h) = 0,

Xb = (Pt2·m - Pt3·(m + n)) / (m + n + h),

Pt2 = 2·M2 / dw2,

Pt3 = 2·M2 / dw3,

Момент относительно опоры b:

?Mb = Pt3·h - Pt2·(n + h) + Xa·(m + n + h) = 0,

Xa = ( Pt2·(n + h) - Pt3·h) / (m + n + h)

где - Pt2 и Pt3 - окружные силы соответственно 2-го и 3-го колёс,

Xa и Xb - реакции опор соответственно в точках a и b.

Pt2 = 2·6448,8 / 0,4091 = 31,526 кН,

Pt3 = 2·6448,8 / 0,14742 = 87,488 кН,

Xb = (31,526•51 + 87,48•(51 + 419)) / (51 + 419 + 148) = 63,928 кН,

Xa = (31,526•(419 +148) - 87,48•148) / (51 + 419 + 148) = 7,972 кН.

Плоскость Y0Z

Осевые силы:

Pa2 = Pt2·tgв1,

Pa3 = Pt3·tgв2,

где - tgв1 и tgв2 - тангенсы углов наклона зубьев соответственно 1-й и 2-й пары колёс.

Радиальные силы:

Pr2 = Pt2·tgб / cosв2 ,

Pr3 = Pt3·tgб / cosв3.

Момент относительно точки а:

?Ma = - Pa2·0,5·dw2 + Pr2·m + Pa3·0,5·dw3 - Pr3·(m + n) + Yb·(m + n + h) = 0,

Yb = ( Pa2·0,5·dw2 - Pr2·m - Pa3·0,5·dw3 + Pr3·(m + n)) / (m + n + h).

Момент относительно точки b:

?Mb = - Pa2·0,5·dw2 + Pr2·(n + h) + Pa3·0,5·dw3 + Pr3·h - Ya·(m + n + h)

= 0,

Ya = (- Pa2·0,5·dw2 + Pr2·(n + h) + Pa3·0,5·dw3 + Pr3·h) / (m + n + h).

Pa2 = 31,526·tg22?30?= 13,045 кН,

Pa3 = 87,482·tg20?36?= 32,88 кН,

Pr2 = 31,526·tg20? / cos 22?30? = 12,418 кН,

Pr3 = 87,482·tg20? / cos 20?36? = 34,015 кН,

Yb = (13,045·0,5·409,1 + 12,418·51 - 32,88·0,5·147,42 +

34,015·(51 + 419)) / (51 + 419 + 148) = 27, 289 кН,

Ya = (-13,045·0,5·409,1 + 12,418·(419 + 148) + 32,88·0,5·147,42 +

34,015·148) / (51 + 419 + 148) = 19,14 кН.

Расчёты на остальных передачах производятся аналогично, поэтому результаты последующих расчётов сводим в таблицы 2.2.1 - 2.2.2

Примечание. Для определения реакций заднего хода необходимо спроектировать Ptз.х., Prз.х. на вертикальную плоскость:

P?tз.х.= - Prз.х.·sinб + Ptз.х.·cosб = -12,418·sin 61?13? + 87,488·cos 61?13?

=31,242 кН,

P?rз.х.= Prз.х.·cosб - Ptз.х.·sinб = 12,418·cos 61?13? - 87,488·sin 61?13?

= -70,698 кН,

где - б - угол между вертикальной плоскостью и плоскостью контакта зубчатой пары заднего хода,

знак « - » указывает на обратное направление силы по отношению к расчётной схеме .

Таблица 2.2.4

передача	№ зубчатого колеса	Pt, кН	Pa, кН	Pr, кН	№ зубчатого колеса	Pt, кН	Pa, кН	Pr, кН
	1	31,526	13,04	12,41	2	31,526	13,04	12,41
1	3	87,48	32,88	34,01	4	87,48	32,88	34,01
2	5	67,073	25,21	26,08	6	67,073	25,21	26,08
3	7	56,75	23,48	22,35	8	56,75	23,48	22,35
4	9	42,97	19,32	17,14	10	42,97	19,32	17,14
5	11	34,395	15,46	13,72	12	34,395	15,46	13,72
З.Х.	15	87,48	32,88	34,01	16	87,48	32,88	34,01
З.Х.	17	87,48	32,88	34,01

Таблица 2.2.5

передача	n, мм	h, мм	dw, мм	Xb, кН	Xa, кН	Yb, кН	Ya, кН
1	419	148	147,42	63,928	7,972	27,289	19,14
2	305	262	192,29	36,03	0,48	16,443	22,054
3	251	316	227,27	25,13	-0,098	11,947	22,823
4	143	424	300,1	10,887	-0,556	6,034	23,53
5	84	482	374,98	4,911	-4,64	3,65	22,45
З.Х.	506	112	147,42	25,556	25,864	-62,298	-0,79

Определение изгибающих моментов:

Вертикальная плоскость (см. Рис. 2.8):

Мв1 = Ya·m ,

Мв2 = Мв1 + Pa2·0,5·dw2,

Мв3 = Ya·(m + n) + 0,5·dw2·Pa2 - Pr2·n,

Mв4 = Мв3 - Pa3·0,5·dw3 ,

Мв1= 19,14·51 = 976,14 Н·м,

Мв2= 976,14 + 13,045·0,5·409,1 = 3644,5 Н·м,

Мв3= 19,14·(51 + 419) + 0,5·409,1·13,045 - 12,418·419 = 6461 Н·м,

Мв4= 6461 - 32,88·0,5·147,42 = 2724,6 Н·м.

Горизонтальная плоскость (см. Рис.2.8):

Мг1 = Xa·m,

Mг2 = Xa·(m + n) - Pt2·n,

Мг1 = 7,972·51 = 506,57 Н·м,

МГ2 = 7,972·(51 + 419) - 31,526·419 = - 9462,5 Н·м.

Расчёты на других передачах проводятся аналогично, поэтому результаты расчётов сводим в таблицу 2.2.3

Таблица 2.2.6

передача	Мв1, Н·м	Мв2, Н·м	Мг2, Н·м
1	976,14	3644,5	-9462,5
2	1125,26	3793,6	-944,55
3	1163,9	3832,3	-9650,3
4	1200,03	3868,3	-8020,89
5	1144,9	3813,3	-3274,58
З.Х.	- 40,29	2628	-1545,9



Рис.2.9 Эпюры изгибающих моментов промежуточного вала на 1-й передаче.



Рис.2.10 Эпюры изгибающих моментов выходного вала на 2-й передаче.



Рис.2.11 Эпюры изгибающих моментов выходного вала на 3-й передаче.



Рис.2.12 Эпюры изгибающих моментов выходного вала на 4-й передаче.



Рис.2.13 Эпюры изгибающих моментов выходного вала на 5-й передаче.



Рис.2.14 Эпюры изгибающих моментов выходного вала на задней передаче.

Расчет коэффициента запаса проводим по самому нагруженному сечению вала:

Самым нагруженным является сечение под 8-м колесом на 3-й передаче.

Суммарный изгибающий момент:

Миз = v(М?в + М?г);

Миз = v(6443,9? + 9650,3?) = 11603 Н·м,

Момент сопротивления изгибу:

Wx = 0,1·d?в,

Wx = 0,1·(96·10­?)? = 8,84·10-5 м?.

Момент сопротивления кручению:

Wкр = 2·Wx,

Wкр = 2·8,84·10-5 м?.

Площадь опасного сечения:

S = (р·dв?) / 4,

S = (р·(96·10­?)?) / 4 = 7,238·10­? м?.

Напряжение изгиба:

у = Миз / Wx + Pa / S,

у =(11603 / 8,84·10-5 + 10483 / 7,238·10­?) = 132,703 МПа

у =132,703 < [у] =200МПа.

Расчёт первичного вала:



Рис. 2.15 Расчётная схема первичного вала

Определение изгибающих моментов:

Вертикальная плоскость (см. Рис. 2.8):

Мв1 = Ya·m ,

Мв2 = Мв1 + Pa2·0,5·dw2,

Мв3 = Ya·(m + n) + 0,5·dw2·Pa2 - Pr2·n,

Mв4 = Мв3 - Pa3·0,5·dw3 ,

Мв1= 19,14·51 = 976,14 Н·м,

Мв2= 976,14 + 13,045·0,5·409,1 = 3644,5 Н·м,

Мв3= 19,14·(51 + 419) + 0,5·409,1·13,045 - 12,418·419 = 6461 Н·м,

Мв4= 6461 - 32,88·0,5·147,42 = 2724,6 Н·м.

Горизонтальная плоскость (см. Рис.2.8):

Мг1 = Xa·m,

Mг2 = Xa·(m + n) - Pt2·n,

Мг1 = 7,972·51 = 506,57 Н·м,

МГ2 = 7,972·(51 + 419) - 31,526·419 = - 9462,5 Н·м.

Суммарный изгибающий момент:

Миз = v(М?в + М?г);

Миз = v(6443,9? + 9650,3?) = 11603 Н·м,

Момент сопротивления изгибу:

Wx = 0,1·d?в,

Wx = 0,1·(96·10­?)? = 8,84·10-5 м?.

Момент сопротивления кручению:

Wкр = 2·Wx,

Wкр = 2·8,84·10-5 м?.

Площадь опасного сечения:

S = (р·dв?) / 4,

S = (р·(96·10­?)?) / 4 = 7,238·10­? м?.

Напряжение изгиба:

у = Миз / Wx + Pa / S,

у =(11603 / 8,84·10-5 + 10483 / 7,238·10­?) = 132,703 МПа

у =132,703 < [у] =200МПа.

2.4 Расчет подшипников

Исходные данные

Рис. 3.4.1. Схема коробки передач с указанием подшипников

Расчетная величина крутящего момента

М_Р = a?М_Кmax;

- коэффициент использования крутящего момента; [10, с.102].

N_УД - удельная мощность,

Составляем таблицу реакций, действующих в опорах валов (они умножаются на .

Таблица 3.4.1.

Реакции опор валов

передача	Xb, кН	Xa, кН	Yb, кН	Ya, кН	Fa, кН
1	63,928	7,972	27,289	19,14	19,835
2	36,03	0,48	16,443	22,054	12,166
3	25,13	-0,098	11,947	22,823	10,438
4	10,887	-0,556	6,034	23,53	6,275
5	4,911	-4,64	3,65	22,45	2,415
З.Х.	25,556	25,864	-62,298	-0,79	19,835

Условия работы

Реакции опор являются радиальными нагрузками соответствующих подшипников. Рабочая температура до 125⁰С.

Типы подшипников

Все подшипники берем от базовой коробки передач, см. рис. 3.4.1. и табл. 3.4.1.

Таблица 3.4.2.

Подшипники коробки передач

Опора	Подшипник	d, мм	D, мм	C, кН	C0, кН
A1, A3	50312	60	130	81,9	48
А2	12315	75	160	183	125
B1	80218	90	160	95,6	62
В2,	1318	90	190	108	58,5
B3	42206	30	62	22,4	12

3.3.2 Проверочный расчет подшипников

Эквивалентная динамическая нагрузка на одной передаче

, [10, с.102]

X - коэффициент радиальной нагрузки;

Y - коэффициент осевой нагрузки;

V - коэффициент вращения;

F_r и F_a - радиальная и осевая нагрузки;

K_д - коэффициент безопасности;

К_Т - температурный коэффициент.

V = 1, т. к. вращается внутреннее кольцо.