Конструктивные свойства и расчет коробки передач автомобиля ЗИЛ-5301

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ  И НАУКИ РФ

ГОСУДАРСТВЕННОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ  УЧРЕЖДЕНИЕ ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО  ОБРАЗОВАНИЯ

«УФИМСКАЯ ГОСУДАРСТВЕННАЯ  АКАДЕМИЯ

ЭКОНОМИКИ И СЕРВИСА»

 

 

 

                                                                                 Кафедра «МАПТС»

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

КУРСОВАЯ РАБОТА ПО ПРЕДМЕТУ

АВТОМОБИЛЬНЫЕ ДВИГАТЕЛИ

 

На тему: «Конструктивные  свойства и расчет коробки передач  автомобиля ЗИЛ-5301»

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

                          Выполнил: студент гр. РЗК 3 Седюк Кирилл

                                       Проверил: преподаватель Лавров  С. А.

 

 

 

 

Уфа 2012

Введение.

 

ЗИЛ-5301 «Бычок»- российский малотоннажный грузовой автомобиль производства Завода имени Лихачева. Серийно выпускается с 1996 года.

 

В результате перехода в начале 90-х российской экономики на рыночные рельсы основная продукция АМО ЗИЛ — среднетоннажные  бензиновые грузовики, попала под обвальное  сокращение спроса, поэтому на предприятии  в начале 1992 года в срочной порядке  был запущен проект создания развозного трёхтонного грузовика с максимальным использованием уже выпускаемых  комплектующих от более тяжелых  грузовиков, в частности кабины типа 4331 и коробки передач типа 130. В  качестве прототипа по ходовой части  был взят «Мерседес-Бенц Т2». Два  первых ходовых образца трёхтонного  ЗИЛ-5301 были изготовлены в конце 1994 года, а в 1995 году произведена  опытно-промышленная партия из 219 машин  на «мерседесовском» шасси (кабины с  высоким расположением фар). Массовое производство серии ЗИЛ-5301, получившей собственное название «Бычок» (по неподтверждённым данным по личной инициативе московского  мэра Ю. М. Лужкова). Массовое серийное производство «Бычка» развернулось с 1996 года (1348 ед.). В 1996—1997 гг. была разработана  модульная конструкция панельного цельнометаллического кузова фургона  позволявшая создавать 2-х, 3-х и 4-секционные фургоны объемом от 10,5 м³ ЗИЛ-5301НС до 20,5 м³ ЗИЛ-5301ЕС (колёсная база 3245—4505 мм). Базовой моделью фургона стал 3-секционный ЗИЛ-5301СС объёмом 15,5 м³.

 

Низкая погрузочная  высота фургонов (765 мм), небольшой радиус разворота и наличие сдвижной боковой двери грузового отсека (под заказ изготовляли также  исполнения без боковых дверей) позволили  создать на их базе грузопассажирские  версии с 6-местной (включая водителя) кабиной и сокращёнными грузовыми  отсеками: 5,5 м³ на ЗИЛ-5301А3; 10,5 м³ на ЗИЛ-5301А2 и 15,5 м³ на ЗИЛ-5301А1 со съёмно-разборной перегородкой между кабиной и грузовым отсеком. По заказу «Мосводоканала» в 2004—2005 гг. было изготовлено 15 фургонов ЗИЛ-5301А2.

 

В 1998 году на базе фургонов было создано семейство  малых автобусов ЗИЛ-3250, включающее 15- и 19-местную модификации (база, соответственно, 3650 и 4505 мм). Автобусы получили стабилизаторы  обеих подвесок и АБС. В семейство  автобусов «Бычок» входит также  реанимобиль ЗИЛ-32502М с односкатной  ошиновкой и пневмоподвеской  заднего моста и штабной автобус  ЗИЛ-325ША.

К 2000 г. доля «Бычка» в общем выпуске АМО  ЗИЛ достигла 56 %, что составило 12,3 тыс. автомобилей. Таким образом, данное семейство смогло обеспечить заводу необходимую загрузку мощностей. Во второй половине 2000-х, из-за ухудшения  финансовых показателей предприятия  и усиления конкуренции со стороны  отечественных аналогов (ГАЗ-3310 «Валдай») и иностранных (прежде всего китайских) марок, доля «Бычка» в производстве начала стремительно падать. В 2008 году на долю «Бычка» в общем (значительно  сократившемся) выпуске АМО ЗИЛ  пришлось лишь 11,6 % (527 ед.). Производство семейства фургонов и автобусов  фактически свелось к единичным  заказам. Невысокое качество сборки и отсутствие подходящего дизеля снизили популярность модели даже у  госорганов, традиционно закупающих продукцию АМО ЗИЛ. Запуск в серию  модернизированного семейства «Тапир»  намеченное ещё на 2008 год, постоянно  переносится, что также не усиливает  конкурентных позиций семейства. На базе «Бычка» создано усиленное 4,5-тонное семейство ЗИЛ-4362, серийное производство которого переносится, начиная, с 2006 года и, на сегодня предполагается уже в составе семейства «Тапир».

 

До 2005 года на ЗИЛ-5301 устанавливались дизельные  двигатели ММЗ Д-245.12С и ММЗ  Д-245.9 (оба Евро-0). В январе 2005 года, всё семейство «Бычков» получило дизельные двигатели ММЗ Д-245.9 Е2 (Евро-2), а с апреля 2008 года — ММЗ Д-245.9 Е3 (Евро-3).

 

Малотоннажный грузовик ЗИЛ-5301 оснащён автомобильной  модификацией тракторного 4-цилиндрового дизельного двигателя Д-245 (4750 см³) Минского моторного завода (ММЗ). За полтора  десятилетия данный дизель с турбонаддувом  прошёл несколько модернизаций, благодаря  которым его мощность возросла со 109 до 136 л.с., а экологический класс  поднялся с Евро-0 до Евро-3 (в перспективе  Евро-4). На автомобиле 5-ступенчатая  синхронизированная коробка передач  типа ЗИЛ-130, гидроусилитель рулевого управления и 3-местная кабина типа 4331. Оперение с укороченным капотом оригинальное. Среди особенностей конструкции: гидропривод  сцепления и тормозов (конструкция  комбинированная — воздух давит  на жидкость), гипоидная главная  передача, передние дисковые тормоза, низкопрофильные 16-дюймовые колеса с  бескамерными шинами, низкорасположенная (погрузочная высота 1050 мм) металлическая  грузовая платформа с тентом, небольшой  радиус разворота (7 м) и среднюю погрузочную  высоту. Максимальная скорость (паспортная) составляет 95 км/ч.

 

Отраслевой  индекс 5301 «Бычок» получил по ошибке. По отраслевому ГОСТу 1966 года индекс должен был начинаться с тройки, что как раз соответствовало  бы малотоннажному классу, но при выдаче свидетельства на автомобиль в Министерстве автомобильной и тракторной промышленности просто перепутали первую цифру, а когда  через полгода ошибка обнаружилась, исправлять её было уже поздно —  индекс «5301» был внесён во всю  технологическую документацию, переделка  которой была бы слишком дорогой. Таким образом, «Бычок» несёт  индекс соответствующий тяжёлому классу грузоподъёмности.

 

Технические характеристики автомобиля:

Платформа: ЗИЛ-5301

Компоновка: переднемоторная, заднеприводная

 

Двигатели

ММЗ Д-245.7; Д-245.9 Е2 /Е3

 

Трансмиссия

5-ст. механическая  синхр.

 

Характеристики

Массово-габаритные

Длина: 6195 мм

Ширина: 2319 мм

Высота: 2365 мм

Клиренс: 180 мм

Колёсная  база: 3650 мм (5301В2)

Колея задняя: 1690 мм

Колея передняя: 1832 мм

Масса: снаряжённая (с тентом) 3695 кг/ полная (допустимая) 6950 кг

Динамические

Макс. скорость: 95 км/ч

Грузоподъёмность: 3000 кг

 

Расход топлива: при постоянной скорости 60 км/ч 16 л/100 км

 

Объём бака: 125 л.

 

Дизайнер: К.В.Потехин

 

Технические характеристики автомобиля ЗИЛ 5301-ВЕ

при частоте вращения коленчатого вала, об/мин            2400

Коробка передач:

Модель   на базе ЗИЛ-130

Тип   механическая, 5-ступенчатая

Управление   механическое, дистанционное

Передаточные  числа

Передача	1	2	3	4	5	ЗХ
	6,45	3,56	1,98	1,275	1	6,15

 

Главная передача:

Тип                     Одноступенчатая, гипоидная

Дифференциал                                  Конический, с четырьмя сателлитами

Передаточное  отношение  3,45

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Конструкция  коробки передач

 

На автомобиле ЗИЛ-5301 установлена  пятиступенчатая механическая  КПП  с синхронизаторами на 2,3,4,5-й передачах. Переключение 1-й и задней передач  в ней осуществляется передвижением шестерни, которые входят поочередно в зацепление с другими шестернями, остальные передачи включаются блокировкой шестерен на валу с помощью синхронизаторов. Синхронизаторы выравнивают частоту вращения включаемых шестерен и блокируют одну из них с ведомым валом. Управление передвижением шестерен или синхронизаторов осуществляет водитель при выключенном сцеплении. В зависимости от числа передач переднего хода коробки передач бывают трехступенчатыми, четырехступенчатыми и т. д.

Пятиступенчатая коробка передач автомобиля ЗИЛ-5301 (рисунок 1) является трехходовой и имеет пять передач для движения вперед и одну для движения задним ходом. Коробка передач имеет два синхронизатора для включения второй и третьей, четвертой и пятой передач.

Рисунок 1 – Коробка переключения передач автомобиля ЗИЛ – 5301

/ — картер; 2 — промежуточный вал; 3 — первичный вал; 4 и 7 — синхронизаторы; 5 и 18 — шестерни четвертой передачи; 6 а 17 — шестерни третьей передачи; 8 и 15 — шестерни второй передачи; 9 — шестерня-каретка первой передачи и заднего хода; 10 — стояночный тормоз; // — вторичный вал; 12 — шестерня привода спидометра; 13 и 19 — блок шестерен заднего хода; 14 — шестерня первой передачи; 16 — шестерня заднего хода

Шестерни ведущего, промежуточного и ведомого валов, кроме шестерен первой передачи, находятся в постоянном зацеплении и имеют косые зубья. На промежуточном валу все шестерни, кроме шестерни первой передачи, изготовлены отдельно и закреплены на нем шпонками. На ведомом валу шестерня первой передачи посажена на шлицах, а остальные шестерни могут вращаться на валу свободно. Сливное отверстие картера закрыто пробкой с магнитом для улавливания стальных и чугунных частиц, образующихся в результате износа. Сверху коробка передач закрыта крышкой, в которой размещен механизм переключения передач. Два боковых люка закрыты штампованными крышками.

Эти люки предусмотрены для установки  дополнительных механизмов на специальных автомобилях.

 

 

 

 

 

 

 

 

Расчет трансмиссии

Расчет зубчатых колес.

Межосевое расстояние мм, определяется по формуле:

                               ; 

где - – максимальный передаваемый крутящий момент

                                мм,

Принимаем из стандартного ряда мм

 

Рабочая ширина зубчатых венцов:

                     

        мм

  Примечание  , мм

      

Нормальный модуль , вычисляется по формуле

Принимаем по ГОСТ 9593-60

Передаточные числа коробки  передач приведены в таблице 11

Таблица 11

Параметр		передача
	Привод промежуточного вала
передаточное число	1,864	3,46	1,9	1,064	0,736	1	1,1	3
						–

 

 

КПД коробки передач  определяем по формуле:

где кпд зубчатого зацепления;

       кпд пары подшипников.

      

 

 

Моменты на валах коробки  передач М, Н∙м, и частоты их вращения n, об/мин, вычисляются по формулам:

где Мmax – максимальный крутящий момент передаваемый коробке передач , Н∙м;

 

Частоты вращения на валах:

Данные расчетов при остальных  параметрах приведены в таблице 12

Вал	передача
	1		2		3
	М,Нм	n, об/мин	М,Нм	n, об/мин	М,Нм		n, об/мин
Промежуточный	807,5	1288	807,5	1288	807,5		1288
Вторичный	2406	372	1321	678	740		1210
Вал	4		5		ЗХ
	М,Нм	n, об/мин	М,Нм	n, об/мин	М,Нм	n, об/мин	М,Нм	n, об/мин
Промежуточный	807,5	1288	807,5	1288	807,5	1288	-	-
Вторичный	512	1750	410	2400	756	1171	2295	390

 

 

Относительный пробег автомобиля на соответствующей передаче γ, %,

Удельная мощность , кВт/т, вычисляется по формуле

                         

где - максимальная мощность, кВт;

       - полная масса автомобиля, кг.

                   

По таблице 7.5 определили γ, %:

Расчетная удельная сила  γ_р, вычисляется по формуле:

                              

Где F_P – расчетная окружная сила на ведущих колесах авто на данной передаче, Н, определяемая с учетом по сцеплению ведущих колес:

                 ,

Подставляем в формулу (8) получаем

 

                     ,      

где φ – коэффициент сцепления;

К_сц – коэффициент распределения массы на ведущих колесах

                 

Среднее значение удельных окружных сил , вычисляется по формуле:

             

где 1,86 – коэффициент учитывающий  сопротивлению разгону;

       - удельное сопротивление дороги;

      - удельное сопротивление воздуха.

                   

где V_cp – средняя скорость автомобиля на передачах, км/ч;

       G_a – вес автомобиля, кг.

Примечание : - учитывается при V_cp>40 км/ч.γ

Данные расчетов при остальных  параметрах приведены в таблице 13

 

Таблица 13

параметр	1	2	3	4	5	ЗХ
	0,3	0,3	0,3	0,3	0,3	0,3
	9,72	17,62	31,68	49,208	62,74	9,12
	0,07	0,07	0,07	0,07	0,07	0,07
	0,00026	0,00086	0,00278	0,00673	0,01094	0,00023
	0,13068	0,13179	0,13538	0,14271	0,15055	0,13063
	2,2956	2,2763	2,2159	2,1021	1,9926	2,2965
	0,04	0,04	0,041	0,045	0,005	0,04
	0,15	0,15	0,153	0,154	0,16	0,15

 

Где: , - коэффициента пробега

 

Определение расчетных  напряжений

 

 Расчетное напряжение изгиба

где - окружная сила, Н;

       единичное напряжение изгиба;

       коэффициент зависящий от суммарной длинны контактных линий и              величины перекрытия;

       коэффициент который учитывает распределение нагрузки между

зубьями, зависящий от точности изготовления зубчатого 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.

 

Диаметр начальных окружностей  , мм, вычисляется по формуле:

Ведущее колесо: ,

мм

Ведомое колесо:

мм

 

Диаметр окружностей вершин , мм, вычисляется по формуле:

мм

мм

 

Диаметр окружностей впадин , мм, вычисляется по формуле:

,

где нормальный угол зацепления;

       угол наклона зуба.

мм

Окружная сила F_t , H, вычисляется по формуле:

 

Единичное напряжение изгиба 

где коэффициент напряжения изгиба;

       учитывает параметр сопряженного зубчатого колеса;

       зависит от угла профиля исходного контура;

       учитывает радиус переходной кривой;

       учитывает перераспределение толщины зубьев шестерни и колеса.

       [1, c112]

где фактическое число зубьев;

       эквивалентное число зубьев.

 

 Эквивалентное число зубьев 

 

 

Определяем коэффициент напряжения изгиба

По ГОСТ 13.755-84 определяем

 

 

Коэффициент, зависящий от суммарной  длинны контактных линий и величины перекрытия ,

для косозубых зубчатых колес.

 

Коэффициент осевого перекрытия

           

 

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями          

Где учитывает неравномерность распределения нагрузки в начальный период работы колеса;

       коэффициент, учитывающий приработку зубьев.

Коэффициент определяем по таблице 7.8

Для определения  вычисляем коэффициент ширины

 

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении

 

где - коэффициенты обусловленные погрешностями зубчатых колес.

 

 

Примечание – при окружной скорости V≤1 м/с коэффициент

 

Окружная скорость V м/с, вычисляется по формуле:

 

 

Коэффициент, учитывающий свойства применяемого смазочного материала  и характер работы зубчатого колеса в передаче следует принимать:                                              для ведущего зубчатого колеса [1, c114]                                                                                       для ведомого зубчатого колеса  [1, c114]                                                                                      

Коэффициент, зависящий от размеров зубчатого колеса определяют

по таблице 7.10

 

_{Результаты расчетов приведены в таблице 14}

_{Таблица 14}

параметр	ведущие зубчатые колеса
	Z1	Z4	Z6	Z8	Z9
	3,46	1,9	1,064	0,736	1,864
mn, мм	3	3	3	3	3
β, град	22,33	22,33	22,33	22,33	22,33
Z	13	22	31	38	22
dW, мм	72	110	155	184	112
dn, мм	78	116	161	190	118
db, мм	68	102	144	171	104
bw, мм	40	38	38	34	38
αtw, град	21,48	21,48	21,48	21,48	21,48
α, град	20	20	20	20	20
Ft, Н	22509	14682	10419	8777	14420
Zv	14	24	34	41	24
Yfo	2,25	2,45	2,7	2,7	2,7
Ku	0,991	0,989	0,9889	0,9908	0,9899
YF	2,229	2,42	2,67	2,67	2,67
εα	1,61	1,53	1,53	1,53	1,53
Yε	0,64	0,67	0,9	0,9	0,9
σF, H	439	306	357	301	457

 

_{Допускаемое напряжение изгиба} 

где предельное напряжение изгиба, МПа

       коэффициент долговечности.

 

Коэффициент долговечности вычисляется по формуле:

Где: показатель кривой усталости при изгибе;

         – базовое число циклов;

        эквивалентное число циклов перемен напряжения.

Показатель кривой усталости при  изгибе определяют по таблице 7.6 [1]

Базовое число циклов определяют по таблице 7.6 [1]

 

Эквивалентное число циклов перемен  напряжения

Где ресурс по усталости при работе зубчатого колеса на нескольких передачах;

        планируемый пробег автомобиля до капитального ремонта, км.

 

Ресурс по усталости  при изгибе, затрачиваемой на один километр

где - передаточное число от рассматриваемой шестерни до колеса

       относительный пробег на данной передаче.

относительный пробег определяется по таблице 7.5 [1]

 

Общий ресурс по усталости  при изгибе 

где продольное напряжение изгиба при базовом числе циклов

       базовое число циклов 4∙10⁶

 

Продольное напряжение изгиба при  базовом числе циклов

Где - характеризует выносливость материала;

        коэффициент, учитывающий особенность обработки зубьев;

        коэффициент, учитывающий характер нагружения.

 определяется по таблице  7.6 [1]

Значения коэффициента [1, c144]

Значения коэффициента в зависимости от характера нагружения зубчатого колеса.

 

 

 

Пробег автомобиля до усталостной поломки зуба

Расчетное напряжение изгиба , МПа, не должно быть больше допустимого напряжения изгиба , МПа.

 

Максимальное напряжение изгиба

где коэффициент динамичности, вычисляется по формуле:

      

где максимальный динамический момент, Нм.

Принимаем

 

Условие достаточной  прочности зуба при изгибе

где предельное напряжение изгиба от однократного действия динамической нагрузки, которое может привести к остаточной деформации зуба или его хрупкой поломке.

 

Значение  определяется по таблице 7.6 [1]

Остальные расчеты приведены в  таблице 5

   

        Определения параметра контактного напряжения

 

Где: единичное контактное 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.

 

Единичное контактное напряжение изгиба

где угол зацепления в торцевой плоскости, град, вычисляется по формуле:

 

Коэффициент, зависящий от суммарной  длинны контактных линий 

Коэффициент, который учитывает  распределение нагрузки между зубьями  , вычисляется по формуле:

Где: коэффициент, учитывающий повышения интенсивности нагрузки;

        коэффициент, учитывающий неточность распределения нагрузки между   зубьями.

[1, c112]

[1, c113]

 

Коэффициент, учитывающий неравномерность  распределения нагрузки по ширине венца 

где учитывает неравномерность распределения нагрузки в начальный период работы передачи;

      коэффициент, учитывающий влияние приработке зубьев 

 

Коэффициент определяем по таблице 7.8

 

 

Коэффициент, учитывающий  динамическую нагрузку в зацеплении

[1, c114]

при [1, c114]

 

 

Ресурс по контактной усталости на один км пробега 

Где: показатель кривой усталости (контактной), определяется по таблице 7.6 [1];

         коэффициент пробега, определяется графически по рисунку 7.17 [1].

 

 

Предельное контактное напряжение

Где: параметр предела контактной выносливости;

         коэффициент, зависящий от параметров шероховатости.

 

Параметр  определяют по таблице 7.6 [1]

Коэффициент определяют по таблице 7.11 [1]

Примечание: если , расчет заканчивают, если , расчет продолжают.

 

Общий ресурс зубчатых колес

 

где базовое число циклов перемен наряжений.

       определяем по таблице 7.6 [1]

Пробег автомобиля до появления усталостного выкашивания  зубьев

Общее число циклов нагружения

 

 

 

Коэффициент долговечности

Допускаемое контактное напряжение

Где: коэффициент, учитывающий механические свойства материала зубчатого колеса