Размещено на http://www.allbest.ru/

6

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Российской Федерации

Государственное образовательное учреждение

высшего профессионального образования

«Оренбургский государственный университет»

Транспортный факультет

Кафедра «Автомобили и БД»

Дипломный проект

по дисциплине «Рабочие процессы и расчет агрегатов»

Расчет коробки передач автомобиля МАЗ 6422

Оренбург 2010

Введение

Автомобильный транспорт имеет важное значение для экономического роста любых отраслей промышленности и экономики государства в целом. Без него не мыслимо нормальное функционирование ни одной из отраслей народного хозяйства.

Можно выделить некоторые особенности автомобильного транспорта, заключающиеся в следующем:

1. Большая экономичность при перевозке определенных видов грузов на расстояние до 400 км, а также при перевозке срочных, ценных и скоро портившихся грузов;

2. Доставка грузов от двери к двери;

3. Большая мобильность;

4. Регулярность и хорошая маневренность перевозок;

5. Обеспечение сохранности, количества и качества перевозимого груза;

6. Высокая скорость доставки;

7. Приспособленность к дорожным условиям.

Последний показатель особенно актуален для нашей страны т.к. существуют места трудно доступные для других видов транспорта, таких как железная дорога, авиация, морское и речное судоходство, в силу особенностей каждого из вида транспорта.

На автомобильном транспорте можно реализовать различные требования предъявляемые в данных условия: скорость, проходимость, плавность хода, грузоподъемность, маневренность, типаж перевозимых грузов.

Седельные тягачи отличаются от других классов грузового парка автомобилей достаточно большой своей универсальностью. За счет наличия прицепного устройства на них возможна реализации разнообразного рода задачи требований. На них возможна быстрая смена навесного оборудования, начиная от обычного полуприцепа и заканчивая специализированным оборудованием. Машины такого типа могут использоваться намного продуктивней и с большей отдачей т.к. сам тягач не зависит от прицепного оборудования, тем самым уменьшается время простоя автомобиля без работы.

Исходные данные

1. Прототип автотранспортного средства - МАЗ 6422

2. Колесная формула - 6x6

3. Тип двигателя внутреннего сгорания - дизель

4. М_еmax - 1225 H^.м

5. Расчетный механизм - коробка передач с демультипликатором

1. Кинематическая схема коробки передач

Где на схеме соответственно:

Z₁, Z₂ - шестерни первой передачи,

Z₃, Z₄ - шестерни второй передачи,

Z₅, Z₆ - шестерни четвертой передачи,

Z₇, Z₈ - шестерни постоянного зацепления,

Z₉, Z₁₀ - шестерни заднего хода,

Z_з.х - паразитная шестерня заднего хода,

Z₁₁, Z₁₂ - шестерни постоянного зацепления демультипликатора,

Z₁₃, Z₁₄ - шестерни включения демультипликатора.

1 - ведущий вал коробки передач;

2 - синхронизатор включения третей и четвертой передач;

3 - ведомый вал основной коробки;

4 - синхронизатор включения второй и первой передач

5 - синхронизатор включения демультипликатора

6 - ведомый вал демультипликатора;

7 - промежуточный вал основной коробки;

8 - промежуточный вал демультипликатора.

2. Расчет коробки передач

2.1 Кинематический расчет коробки передач

Предварительный выбор модуля коробки передач, выбирается по графикам из справочной литературы. Вычисляется по формуле:

m_n=f^.(M_вед),

где m_n - нормальный модуль зацепления (округляется до стандартных значений);

M_вед - максимальный момент на ведомом валу коробки передач, Нм:

M_вед=M_max^.i_к1,

где i_к1 - передаточное отношение первой передачи. Принимаем его из прототипа;

M_max - максимальный момент на коленчатом валу двигателя.

M_вед=1225^.7,23=8856,75_,

Принимаем m_n=6.

Разбиваем передаточные числа между отдельными парами шестерен.

Передаточные числа основной и дополнительной коробки берутся из прототипа. Для основной коробки передач они составляют: i_к1=1,96; i_к2=1,39; i_к3=1,00; i_к4=0,71; i_зх=2,99. Передаточные числа дополнительной коробки равны i_д1=1,97; i_д2=2,00 они получаются путем разбивки общего передаточного числа дополнительной коробки, опираясь на графическое изображение прототипа.

Передаточное число шестерни постоянного зацепления вычисляется по формуле:

,

.

Передаточный числа на отдельных передачах:

,

,

,

Определяем минимальное число зубьев для шестерни первой передачи для прямозубого варианта:

где - коэффициент высотной коррекции зуба (=1);

- передаточное число данной пары шестерен, ;

- угол зацепления (=20), град.

,

Определение торцевого модуля косозубых шестерен.

Торцевой модуль рассчитывается по формуле:

, мм

Где - торцевой модуль;

- угол наклона зуба (=31^о).

, мм

Определение суммарного числа зубьев данной пары шестерен.

Суммарное число зубьев прямозубых шестерен i-ой передачи:

,

Для косозубых шестерен постоянного зацепления:

,

,

.

Определение числа зубьев шестерен каждой передачи.

Для ведущей шестерни:

,

,

,

,

,

,

.

Для ведомой шестерни:

.

,

,

,

,

,

.

Определение межосевого расстояния.

Для прямозубых шестерен:

, мм

Для косозубых шестерен:

, мм

Получим:

, мм

, мм.

Уточнение передаточных чисел коробки передач по соотношениям принятых чисел зубьев шестерен вычисляется по формуле:

,

Получим:

,

,

,

,

Определение параметров зубчатого зацепления.

Диаметр начальной окружности:

, мм

Для основной коробки получим:

,

,

,

,

,

,

,

,

,

,

,

.

Диаметр окружности выступов:

, мм

Для основной коробки получим:

,

,

,

,

,

,

,

,

,

,

,

.

Диаметр окружности впадин:

, мм

Для основной коробки получим:

,

,

,

,

,

,

,

,

,

,

,

.

2.2 Силовой расчет коробки передач

Определение сил действующих в зацепление шестерен.

Ведущий вал.

Окружная сила:

, Н

где - максимальный крутящий момент двигателя, Нм;

- радиус начальной окружности рассчитываемой шестерни (i-ой), м.

, Н

, Н

Радиальная сила:

, Н,

, Н

, Н

Осевая сила:

, Н.

, Н

, Н

Ведомый вал.

Окружная сила:

, Н

, Н

, Н

, Н

, Н

Радиальная сила:

, Н,

, Н

, Н

, Н

, Н

Осевая сила:

, Н.

, Н

, Н

, Н

, Н

Промежуточный вал.

Окружная сила:

, Н

, Н

, Н

, Н

, Н

, Н

, Н

Радиальная сила:

, Н,

, Н

, Н

, Н

, Н

, Н

, Н

Осевая сила:

, Н.

, Н

, Н

, Н

, Н

, Н

, Н

2.3 Расчет зубчатых колес

Шаг по делительной окружности, мм:

t_Н=р^.m_s,

t_Н=3.14^.7=22

Ширина зуба, мм:

b=a^.m_s,

b=4.5^.7=32,

Приведенное число зубьев косозубых шестерен:

Z_пр=Z/cos³г

Z_прz1=21/cos³31=33

Z_прz2=34/cos³31=54

Z_прz3=25/cos³31=40

Z_прz4=30/cos³31=48

Z_прz5=34/cos³31=54

Z_прz6=21/cos³31=33

Z_прz8=25/cos³31=40

Z_прz7=30/cos³31=48

По значениям приведенного числа зубьев находим коэффициент формы зуба по справочным таблицам:

y_z1=0.124

y_z2=0.147

y_z3=0.136

y_z4=0.144

y_z5=0.147

y_z6=0.124

y_z7=0.144

y_z8=0.136

Определяем деформацию зубьев от изгиба и сжатия, МПа:

у=Р_i/(y^.b^.t_Н),

Для первой передачи получим:

у_z1=19833/(0,124^.32^.22)=227,

у_z2=20176/(0,147^.32^.22)=195,

Для второй передачи получим:

у_z3=16660/(0,136^.32^.22)=174,

у_z4=19216/(0,144^.32^.22)=160,

Для четвертой передачи получим:

у_z5=12250/(0,147^.32^.22)=118,

у_z6=11833/(0,124^.32^.22)=135.6,

Для шестерен постоянного зацепления получим:

у_z7=13833/(0,144^.32^.22)=137,

у_z8=14000/(0,136^.32^.22)=146,

Износ зубьев определяется по формуле Герца величиной контактного напряжения, приведенной для колес с эвольвентным профилем зубьев:

, МПа

Где - угол спирали;

Е - модуль упругости, Е=2^.10⁵ МПа;

Р - окружная сила, Н;

- угол зацепления.

Для первой передачи получим:

,

Для второй передачи получим:

,

Для четвертой передачи получим:

,

Для шестерен постоянного зацепления получим:

.

Допустимые напряжения для первой передачи составляют:

;

.

Допустимые напряжения для высших передач и промежуточного вала составляют:

;

.

Все пары зацепления удовлетворяют заданным условиям, для приближения значений напряжений к допустимым возможно внесение в конструкцию шестерен, путем изменения материала из которых выполняются шестерни, изменением геометрических параметров.

2.4 Расчет валов

Расчет на прочность и жесткость первичного вала коробки.

Исходные данные для расчета:

Силы и радиусы элементов передач:

P_Z8=14000 H R_Z8=5944,7 H A_Z8=8412 H

r_z2=87,5 мм

Длины участков вала (по чертежу):

L₁=250 мм L₂=35 мм

Определяем реакции опор.

В вертикальной плоскости:

В горизонтальной плоскости:

Находим изгибающий момент по участкам:

Участок 1: 0<u₁<0,250 м;

;

, Н^.м;

;

, Н^.м;

;

.

Участок 2: 0<u₂<0,035 м;

, Н^.м;

, Н^.м;

, Н^.м;

, Н^.м;

;

, Н^.м.

Суммарный изгибающий момент:

, Н^.м

Относительно точки В:

, Н^.м

Эквивалентный момент:

, Н^.м

Относительно точки В:

, Н^.м

Определяем напряжение от изгиба и кручения в сечении:

, МПа

Где d - диаметр вала в рассчитываемом сечении, мм

Относительно точки В получим:

, МПа

Допустимое напряжение для валов из хромированной стали МПа.

Определяем стрелу прогиба Y и угол прекоса И под нагрузкой в двух плоскостях: в вертикальной, проходящей через ось вала и перпендикулярной к ней горизонтальной. По данным величинам оцениваем жесткость вала.

Прогиб в вертикальной плоскости, мм

где Е - модуль упругости, Е=2*10⁵ МПа;

C_в - вертикальная реакция передней опоры;

C_г - горизонтальная реакция передней опоры;

I - момент инерции сечения вала;

,

Остальные обозначения приведены на схеме, и ранее.

Допустимое значение прогиба вала: мм, что удовлетворяет полученному результату.

Прогиб в горизонтальной плоскости, мм

Допустимое значение прогиба вала: мм, полученный результат удовлетворяет данному условию.

Суммарный прогиб равен:

мм

Условие выполняется.

Угол перекоса зубчатого колеса относительно горизонтальной оси, рад

Допустимое значение перекоса зубчатых колес в горизонтальной плоскости не должен превышать:

рад

Угол перекоса зубчатого колеса относительно вертикальной оси, рад

Допустимое значение перекоса зубчатых колес в вертикальной плоскости не должен превышать:

рад

По полученным результатам, оставляем геометрические размеры вала без изменения.

Расчет на прочность и жесткость промежуточного вала коробки. Его ведем по наиболее нагруженной первой передаче.

Исходные данные для расчета:

Силы и радиусы элементов передач:

P_Z7=13833 H R_Z7=5895 H A_Z7=8342 H

P_Z1=19833 H R_Z1=8421 H A_Z1=11917 H

r_z2=105 мм r_z12=73,5 мм

Длины участков вала (по чертежу):

L₁=30 мм L₂=328 мм L₃=135 мм

Определяем реакции опор.

В вертикальной плоскости:

?М_X(А)=A_z7^.r_z7- A_z1^.r_z1-R_BY^.(l₁+l₂+l₃)+R_z1^.(l₁+l₂)+R_z7^.l₁=0

В горизонтальной плоскости:

Находим изгибающий момент по участкам:

Участок 1: 0<u₁<0.03 м;

;

, Н^.м;

;

, Н^.м;

;

.

Участок 2: 0.03<u₂<0.358 м;

, Н^.м;

, Н^.м;

, Н^.м;

, Н^.м;

;

, Н^.м.

Участок 3: 0<u₃<0.135 м;

;

, Н^.м;

;

, Н^.м;

;

, Н^.м.

Суммарный изгибающий момент:

, Н^.м

Относительно точки С:

, Н^.м

Относительно точки D:

, Н^.м

Эквивалентный момент:

, Н^.м

Относительно точки С:

, Н^.м

Относительно точки D:

, Н^.м

Определяем напряжение от изгиба и кручения в сечении:

, МПа

где d - диаметр вала в рассчитываемом сечении, мм

Относительно точки С получим:

, МПа

Относительно точки С получим:

, МПа

Допустимое напряжение для валов из хромированной стали МПа.

Определяем стрелу прогиба Y и угол прекоса И под нагрузкой в двух плоскостях: в вертикальной, проходящей через ось вала и перпендикулярной к ней горизонтальной. По данным величинам оцениваем жесткость вала.

Прогиб в вертикальной плоскости, мм

где Е - модуль упругости, Е=2*10⁵ МПа;

C_в - вертикальная реакция передней опоры;

C_г - горизонтальная реакция передней опоры;

I - момент инерции сечения вала;

,

Остальные обозначения приведены на схеме, и ранее.

Допустимое значение прогиба вала: мм, что удовлетворяет полученному результату.

Прогиб в горизонтальной плоскости, мм

Допустимое значение прогиба вала: мм, полученный результат удовлетворяет данному условию.

Суммарный прогиб равен:

мм

Условие выполняется.

Угол перекоса зубчатого колеса относительно горизонтальной оси, рад

Допустимое значение перекоса зубчатых колес в горизонтальной плоскости не должен превышать:

рад

Угол перекоса зубчатого колеса относительно вертикальной оси, рад

Допустимое значение перекоса зубчатых колес в вертикальной плоскости не должен превышать:

рад

По полученным результатам, оставляем геометрические размеры вала без изменения.

Расчет на прочность и жесткость ведомого вала коробки. Его ведем по наиболее нагруженной первой передаче.

Исходные данные для расчета:

Силы и радиусы элементов передач:

P_Z2=20176,5 H R_Z2=8567,3 H A_Z2=12123,2 H

P_Z12=36105 H R_Z12=15331 H A_Z12=21694 H

r_z2=119 мм r_z12=66,5 мм

Длины участков вала (по чертежу):

L₁=313 мм L₂=152 мм L₃=51 мм

Определяем реакции опор.

В вертикальной плоскости:

?М_X(А)= -A_z12^.r_z12 + A_z2^.r_z2-R_BY^.(l₁+l₂)-R_z12^.(l₁+l₂)+R_z2^.l₁=0

В горизонтальной плоскости:

Находим изгибающий момент по участкам:

Участок 1: 0<u₁<0.313 м;

;

, Н^.м;

;

, Н^.м;

;

.

Участок 2: 0.313<u₂<0.465 м;

, Н^.м;

,Н^.м

, Н^.м;

,Н^.м;

;

, Н^.м.

Участок 3: 0<u₃<0.051 м;

;

, Н^.м;

;

, Н^.м;

;

, Н^.м.

Суммарный изгибающий момент:

, Н^.м

Относительно точки С:

, Н^.м

Относительно точки D:

, Н^.м

Относительно точки B:

, Н^.м

Эквивалентный момент:

, Н^.м

Относительно точки С:

, Н^.м

Относительно точки D:

, Н^.м

Относительно точки B:

, Н^.м

Определяем напряжение от изгиба и кручения в сечении:

, МПа

Где d - диаметр вала в рассчитываемом сечении, мм

Относительно точки D получим:

, МПа

Относительно точки C получим:

, МПа

Относительно точки C получим:

, МПа

Допустимое напряжение для валов из хромированной стали

МПа.

Определяем стрелу прогиба Y и угол прекоса И под нагрузкой в двух плоскостях: в вертикальной, проходящей через ось вала и перпендикулярной к ней горизонтальной. По данным величинам оцениваем жесткость вала.

Прогиб в вертикальной плоскости, мм

где Е - модуль упругости, Е=2*10⁵ МПа;

C_в - вертикальная реакция передней опоры;

C_г - горизонтальная реакция передней опоры;

I - момент инерции сечения вала;

,

Остальные обозначения приведены на схеме, и ранее.

Допустимое значение прогиба вала: мм.

Прогиб в горизонтальной плоскости, мм

Допустимое значение прогиба вала: мм.

Суммарный прогиб равен:

мм

Условие выполняется.

Угол перекоса зубчатого колеса относительно горизонтальной оси, рад

Допустимое значение перекоса зубчатых колес в горизонтальной плоскости не должен превышать:

рад

Угол перекоса зубчатого колеса относительно вертикальной оси, рад

Допустимое значение перекоса зубчатых колес в вертикальной плоскости не должен превышать:

рад

По полученным результатам, оставляем геометрические размеры вала без изменения.

Расчет на прочность и жесткость промежуточного вала демультипликатора. Расчет ведем при условии его включения.

Исходные данные для расчета:

Силы и радиусы элементов передач:

P_Z11=37539 H R_Z11=15940 H A_Z11=22556 H

P_Z13=76222 H R_Z13=32365 H A_Z13=45799 H

r_z11=126 мм r_z13=63 мм

Длины участков вала (по чертежу):

L₁=36 мм L₂=228 мм L₃=41 мм

Определяем реакции опор.

В вертикальной плоскости:

?М_X(А)=A_z11^.r_z11-A_z13^.r_z13-R_BY^.(l₁+l₂+l₃)+R_z13^.(l₁+l₂)+R_z11^.l₁=0

В горизонтальной плоскости:

Находим изгибающий момент по участкам:

Участок 1: 0<u₁<0.036 м;

;

, Н^.м;

;

, Н^.м;

;

.

Участок 2: 0.036<u₂<0.264 м;

, Н^.м;

, Н^.м;

, Н^.м;

, Н^.м;

;

, Н^.м.

Участок 3: 0<u₃<0.041 м;

;

, Н^.м;

;

, Н^.м;

;

, Н^.м.

Суммарный изгибающий момент:

, Н^.м

Относительно точки С:

, Н^.м

Относительно точки D:

, Н^.м

Эквивалентный момент:

, Н^.м

Относительно точки С:

, Н^.м

Относительно точки D:

, Н^.м

Определяем напряжение от изгиба и кручения в сечении:

, МПа

Где d - диаметр вала в рассчитываемом сечении, мм

Относительно точки С получим:

, МПа

Относительно точки С получим:

, МПа

Допустимое напряжение для валов из хромированной стали

МПа.

Определяем стрелу прогиба Y и угол прекоса И под нагрузкой в двух плоскостях: в вертикальной, проходящей через ось вала и перпендикулярной к ней горизонтальной. По данным величинам оцениваем жесткость вала.

Прогиб в вертикальной плоскости, мм

где Е - модуль упругости, Е=2*10⁵ МПа;

C_в - вертикальная реакция передней опоры;

C_г - горизонтальная реакция передней опоры;

I - момент инерции сечения вала;

,

Остальные обозначения приведены на схеме, и ранее.

Допустимое значение прогиба вала: мм.

Прогиб в горизонтальной плоскости, мм

Допустимое значение прогиба вала: мм.

Суммарный прогиб равен:

мм

Угол перекоса зубчатого колеса относительно горизонтальной оси, рад

Допустимое значение перекоса зубчатых колес в горизонтальной плоскости не должен превышать:

рад

Угол перекоса зубчатого колеса относительно вертикальной оси, рад

Допустимое значение перекоса зубчатых колес в вертикальной плоскости не должен превышать:

рад

По результатам расчетов принимаем решение о том, что геометрические параметры вала оставляем без изменения.

Расчет на прочность и жесткость ведомого вала демультипликатора. Расчет ведем при условии его включения.

Исходные данные для расчета:

Силы и радиусы элементов передач:

P_Z14=37081 H R_Z14=15745 H A_Z14=22281 H

r_z14=129,5 мм

Длины участков вала (по чертежу):

L₁=222 мм L₂=52 мм

Определяем реакции опор.

В вертикальной плоскости:

?М_X(А)=A_z14^.r_z14 - R_BY^.(l₁+l₂)+R_z14^.l₁=0

В горизонтальной плоскости:

Находим изгибающий момент по участкам:

Участок 1: 0<u₁<0.222 м;

;

, Н^.м;

;

, Н^.м;

;

.

Участок 2: 0<u₃<0.052 м;

;

, Н^.м;

;

, Н^.м;

;

.

Суммарный изгибающий момент:

, Н^.м

Относительно точки C:

, Н^.м

Эквивалентный момент:

, Н^.м

Относительно точки С:

, Н^.м

Определяем напряжение от изгиба и кручения в сечении:

, МПа

Где d - диаметр вала в рассчитываемом сечении, мм

Относительно точки С получим:

, МПа

Допустимое напряжение для валов из хромированной стали

МПа.

Определяем стрелу прогиба Y и угол прекоса И под нагрузкой в двух плоскостях: в вертикальной, проходящей через ось вала и перпендикулярной к ней горизонтальной. По данным величинам оцениваем жесткость вала.

Прогиб в вертикальной плоскости, мм

где Е - модуль упругости, Е=2*10⁵ МПа;

C_в - вертикальная реакция передней опоры;

C_г - горизонтальная реакция передней опоры;

I - момент инерции сечения вала;

,

Остальные обозначения приведены на схеме, и ранее.

Допустимое значение прогиба вала: мм.

Прогиб в горизонтальной плоскости, мм

Допустимое значение прогиба вала: мм.

Суммарный прогиб равен:

мм

Угол перекоса зубчатого колеса относительно горизонтальной оси, рад

Допустимое значение перекоса зубчатых колес в горизонтальной плоскости не должен превышать:

рад

Угол перекоса зубчатого колеса относительно вертикальной оси, рад

Допустимое значение перекоса зубчатых колес в вертикальной плоскости не должен превышать:

 рад

По результатам расчетов принимаем решение о том, что геометрические параметры вала оставляем без изменения.

2.5 Подбор и расчет подшипников

Проверочный расчет подшипников ведущего вала коробки

Исходные данные

Требуемая долговечность, L_h=4000 ч.

Тип подшипника: 50315 ГОСТ 8338-75.

Грузоподъемность подшипника, , .

Угловая скорость, рад/с.

Силы действующие на опоры вала:

R_A=8412 H;

R_r=9721 H;

Находим значения X, Y, e в зависимости от соотношения :

Принимаем X=0,45 Y=1,22 e=0,45

Определение эквивалентной динамической нагрузки

Вычислим отношения:

;

где V=1 - коэффициент вращения.

т.к ;

.

где - коэффициент безопасности;

- температурный коэффициент;

Определяем расчетную долговечность подшипников

,

- показатель степени для шариковых подшипников;

ч.

Принимаем данный подшипник т.к. он удовлетворяет по долговечности заданному условию.

Проверочный расчет подшипников промежуточного вала коробки

Исходные данные

Требуемая долговечность, L_h=4000 ч.

Тип подшипника: 2312 ГОСТ 8328-75, тип 32000.

Грузоподъемность подшипника, , .

Угловая скорость, рад/с.

Силы действующие на опоры вала:

R_A=3575 H;

R_r=7840 H;

Находим значения X, Y, e в зависимости от соотношения :

Принимаем X=0,56 Y=1,8 e=0,25

Определение эквивалентной динамической нагрузки

Вычислим отношения:

;

где V=1 - коэффициент вращения.

т.к ;

.

где - коэффициент безопасности;

- температурный коэффициент;

Определяем расчетную долговечность подшипников

,

где - показатель степени для роликовых подшипников;

 ч.

Принимаем данный подшипник т.к. он удовлетворяет по долговечности заданному условию.

Проверочный расчет подшипников промежуточного вала коробки

Исходные данные

Требуемая долговечность, L_h=4000 ч.

Тип подшипника: 7312 ГОСТ 333-79.

Грузоподъемность подшипника, , .

Угловая скорость, рад/с.

Силы действующие на опоры вала:

R_A=3575 H;

R_r=6473 H;

В подшипниковом узле устанавливаем два одинаковых конических роликовых подшипника.

Определение эквивалентной динамической нагрузки

Вычислим отношения:

;

где V=1 - коэффициент вращения.

Находим значения X, Y, в зависимости от e по формулам:

т.к ;

Принимаем X=0,67 Y=6,38 e=0,55

где - коэффициент безопасности;

- температурный коэффициент;

Определяем расчетную долговечность подшипников

,

где - показатель степени для конических роликовых подшипников;

кН;

ч.

Принимаем данный подшипник т.к. он удовлетворяет по долговечности заданному условию.

Проверочный расчет подшипников вторичного вала коробки

Исходные данные

Требуемая долговечность, L_h=4000 ч.

Тип подшипника: 50316 ГОСТ 8338-75.

Грузоподъемность подшипника, , .

Угловая скорость, рад/с.

Силы действующие на опоры вала:

R_A=9570 H;

R_r=8620 H;

Находим значения X, Y, e в зависимости от соотношения :

Принимаем X=0,56 Y=1,45 e=0,30

Определение эквивалентной динамической нагрузки

Вычислим отношения:

;

где V=1 - коэффициент вращения.

т.к ;

.

где - коэффициент безопасности;

- температурный коэффициент;

Определяем расчетную долговечность подшипников

,

где - показатель степени для шариковых подшипников;

ч.

Принимаем данный подшипник т.к. он удовлетворяет по долговечности заданному условию.

Проверочный расчет подшипников промежуточного вала демультипликатора

Исходные данные

Требуемая долговечность, L_h=4000 ч.

Тип подшипника: 2314 ГОСТ 8328-75, тип 32000.

Грузоподъемность подшипника, , .

Угловая скорость, рад/с.

Силы действующие на опоры вала:

R_A=23,2 кH;

R_r=32,3 кH;

Находим значения X, Y, e в зависимости от соотношения :

Принимаем X=0,45 Y=1,08 e=0,5

Определение эквивалентной динамической нагрузки

Вычислим отношения:

;

где V=1 - коэффициент вращения.

т.к ;

.

где - коэффициент безопасности;

- температурный коэффициент;

Определяем расчетную долговечность подшипников

,

где - показатель степени для роликовых подшипников;

ч.

Принимаем данный подшипник т.к. он удовлетворяет по долговечности заданному условию.

Проверочный расчет подшипников выходного вала демультипликатора

Исходные данные

Требуемая долговечность, L_h=4000 ч.

Тип подшипника: 2314 ГОСТ 8328-75, тип 32000.

Грузоподъемность подшипника, , .

Угловая скорость, рад/с.

Силы действующие на опоры вала:

R_A=22281 H;

R_r=2226 H;

В подшипниковом узле устанавливаем два роликовых подшипника последовательно.

Находим значения X, Y, e в зависимости от соотношения :

где ;

кН.

Принимаем X=0,56 Y=1,45 e=0,3

Определение эквивалентной динамической нагрузки

Вычислим отношения:

;

где V=1 - коэффициент вращения.

т.к ;

.

где - коэффициент безопасности;

- температурный коэффициент;

Определяем расчетную долговечность подшипников

,

где - показатель степени для роликовых подшипников;

кН;

ч.

Принимаем данный подшипник т.к. он удовлетворяет по долговечности заданному условию.

2.6 Расчет синхронизатора

Кинематический расчет синхронизатора.

Для преодоления инерционного момента вращающихся деталей, связанных с колесом ( выравнивание угловых скоростей муфты и колеса), нудно на конусах создать момент трения:

, Нм

где М_Т - момент трения;

I_c - момент инерции ведомого диска сцепления, первичного и промежуточного валов, приведенных к зубчатому колесу;

щ_к и щ_м - соответственно угловая скорость колеса и муфты;

t - время включения, t=1-2 с.

, 1/с,

где щ_g - угловая скорость коленчатого вала двигателя;

i_t+1 - передаточное число включаемой передачи;

i_t - передаточное число выключаемой передачи.

Осевая сила для выравнивания угловых скоростей:

, Н

где м - коэффициент трения, м=0,1;

r - средний радиус трения;

б - угол наклона поверхности трения, б=10⁰.

Окружная сила, удерживающая штифт в углублении равна:

Т=М_Т/r₁, Н

где r₁ - средний радиус блокирующей поверхности.

Условие отсутствия предварительного включения передачи:

Т>Р^.tgв

где в=25⁰

Отсюда получим:

tgв<(м^.r)/(r₁^.sinб).

Для синхронизатора третьей четвертой передачи получим:

Момент трения:

,

,

где H - ширина диска сцепления. Принимаем H=3 мм;

R - радиус диска сцепления. Принимаем R=350 мм.

с - плотность материала. Принимаем с=0,0072 г/мм³

, Нмм

Окружная сила, удерживающая штифт в углублении равна:

Т=М_Т/r₁, Н

Т=9518132/23,84=399250,5 Н

Проверим выполнимость условия:

tgв<(м^.r)/(r₁^.sinб),

tg25<(0,1^.33,6)/(23,84^.sin10),

0,466<0,81.

Условие отсутствия преждевременного включения передачи выполняется.

Для синхронизатора первой и второй передачи получим:

Момент трения:

,

,

где H - ширина диска сцепления. Принимаем H=3 мм;

R - радиус диска сцепления. Принимаем R=350 мм.

с - плотность материала. Принимаем с=0,0072 г/мм³

, Нмм

Окружная сила, удерживающая штифт в углублении равна:

Т=М_Т/r₁, Н

Т=4875465/38,2=127630 Н

Проверим выполнимость условия:

tgв<(м^.r)/(r₁^.sinб),

tg25<(0,1^.44,24)/(38,2^.sin10),

0,466<0,665.

Условие отсутствия преждевременного включения передачи выполняется.

Список использованных источников

1 Автомобиль: Основы конструкции. / Н.Н. Вишняков, В.К. Вахламов, А.Н. Нарбут и др. - М.: Машиностроение, 1986. - 304с.: ил.

2 Гаспарянц Г.А. Конструкция, основы и расчета автомобиля. [Текст] - М.: Машиностроение, 1978. - 351 с.: ил.

3 Дунаев П.Ф., Леликов О.П. детали машин. Курсовое проектирование. - Высш. Шк., 1990. - 399 с.: ил.

4 Автомобили МАЗ [Текст] / В.В. Корсаков [и др.]. - М.: РусьАвтокнига, 2001. - 351 с.: ил.

5 МАЗ устройство, ремонт, техническое обслуживание. - М.: РусьАвтокнига, 2001. - 192 с.:ил.

6 Кравченко Н.Ф. Лекции по курсу «Экономика сервисных услуг и основы предпринимательства», - Оренбург, 2006.

7 СТП 101.00. ГОУ ОГУ, 2003. - 63с.

Приложение А

(обязательное)

Размещено на http://www.allbest.ru/

6

Размещено на http://www.allbest.ru/



Формат	Зона	Поз.	Обозначение	Наименование	Кол	Примечание
				Документация
А1			ОГУ 190603 44 07 09 00 00 00 ВО	Чертеж общего вида	1
				Сборочные единицы
		1	ОГУ 190603 44 07 09 00 00 00 СБ	Двигатель	1
		2	ОГУ 190603 44 07 09 00 00 00 СБ	Сцепление	1
		3	ОГУ 190603 44 07 09 00 00 00 СБ	Пневмокамера	1
		4	ОГУ 190603 44 07 09 00 00 00 СБ	Коробка передач	1
		5	ОГУ 190603 44 07 09 00 00 00 СБ	Демультипликатор	1
		6	ОГУ 190603 44 07 09 00 00 00 СБ	Карданный вал	1
		7	ОГУ 190603 44 07 09 00 00 00 СБ	Колесный редуктор	4
		8	ОГУ 190603 44 07 09 00 00 00 СБ	Редуктор среднего моста	1
		9	ОГУ 190603 44 07 09 00 00 00 СБ	Редуктор заднего моста	1
		10	ОГУ 190603 44 07 09 00 00 00 СБ	Полуоси	4
		11	ОГУ 190603 44 07 09 00 00 00 СБ	Рулевое колесо	1
		12	ОГУ 190603 44 07 09 00 00 00 СБ	Насос	1
		13	ОГУ 190603 44 07 09 00 00 00 СБ	Масляный бак	1
		14	ОГУ 190603 44 07 09 00 00 00 СБ	Силовой цилиндр гидроусилителя	1
		15	ОГУ 190603 44 07 09 00 00 00 СБ	Поперечная рулевая тяга	1
		16	ОГУ 190603 44 07 09 00 00 00 СБ	Продольная рулевая тяга	1
		17	ОГУ 190603 44 07 09 00 00 00 СБ	Рулевой механизм	1
		18	ОГУ 190603 44 07 09 00 00 00 СБ	Тормозной барабан	6
		19	ОГУ 190603 44 07 09 00 00 00 СБ	Тормозная камера	2
		20	ОГУ 190603 44 07 09 00 00 00 СБ	Тормозной кран	1
		21	ОГУ 190603 44 07 09 00 00 00 СБ	Ресивер стояночной системы и полуприцепа	1
		22	ОГУ 190603 44 07 09 00 00 00 СБ	Ресивер переднего контура	1
		23	ОГУ 190603 44 07 09 00 00 00 СБ	Ресивер заднего контура	2
		24	ОГУ 190603 44 07 09 00 00 00 СБ	Тормозная камера с пружинным энергоаккумулятором	4
		25	ОГУ 190603 44 07 09 00 00 00 СБ	Клапан управления тормозами полуприцепа.	1

Приложение Б

(обязательное)

Размещено на http://www.allbest.ru/

6

Размещено на http://www.allbest.ru/



Формат	Зона	Поз.	Обозначение	Наименование	Кол	Примечание
				Документация
А1			ОГУ 190603 44 07 09 01 00 00 ВО	Чертеж общего вида	1
				Детали
		1	ОГУ 190603 44 07 09 01 00 01	Первичный вал	1
		2	ОГУ 190603 44 07 09 01 00 02	Крышка первичного вала	1
		3	ОГУ 190603 44 07 09 01 00 03	Верхняя крышка основной коробки	1
		4	ОГУ 190603 44 07 09 01 00 04	Вторичный вал	1
		5	ОГУ 190603 44 07 09 01 00 05	Сапун	1
		6	ОГУ 190603 44 07 09 01 00 06	Вилка	4
		7	ОГУ 190603 44 07 09 01 00 07	Шестерня вторичного вала дополнительной коробки	1
		8	ОГУ 190603 44 07 09 01 00 08	Верхняя крышка дополнительной коробки	1
		9	ОГУ 190603 44 07 09 01 00 09	Шток	1
		10	ОГУ 190603 44 07 09 01 00 10	Пневматический цилиндр	1
		11	ОГУ 190603 44 07 09 01 00 11	Вторичный вал дополнительной коробки	1
		12	ОГУ 190603 44 07 09 01 00 12	Фланец крепления карданного шаринира	1
		13	ОГУ 190603 44 07 09 01 00 13	Крышка подшипника промежуточного вала	1
		14	ОГУ 190603 44 07 09 01 00 14	Картер дополнительной коробки	1
		15	ОГУ 190603 44 07 09 01 00 15	Промежутосный вал дополнительной коробки	1
		16	ОГУ 190603 44 07 09 01 00 16	Большой синхронизатор	1
		17	ОГУ 190603 44 07 09 01 00 17	Малый синхронизатор	1
		18	ОГУ 190603 44 07 09 01 00 18	Шестерня понижающей передачи	1
		19	ОГУ 190603 44 07 09 01 00 19	Картер основной коробки	1
		20	ОГУ 190603 44 07 09 01 00 20	Каретка включения заднего хода	1
		21	ОГУ 190603 44 07 09 01 00 21	Шестерня заднего хода	1
		22	ОГУ 190603 44 07 09 01 00 22	Промежуточный вал основной коробки	1
		23	ОГУ 190603 44 07 09 01 00 23	Шестерня 1 передачи	1
		24	ОГУ 190603 44 07 09 01 00 24	Синхронизатор включения 1-2 передачи	1
		25	ОГУ 190603 44 07 09 01 00 25	Шестерня 2 передачи	1
		26	ОГУ 190603 44 07 09 01 00 26	Шестерня 4 передачи	1
		27	ОГУ 190603 44 07 09 01 00 27	Шестерня отбора мощности	1
		28	ОГУ 190603 44 07 09 01 00 28	Шестерня привода промежуточного вала	1
		29	ОГУ 190603 44 07 09 01 00 29	Синхронизатор включения 3-4 передачи	1

Размещено на Allbest