Расчет коробки передач

Федеральное агентство по образованию

Государственное образовательное учреждение 

Высшего профессионального образования 

«Тверской государственный технический университет»

Кафедра ТМО 
 
 
 
 
 
 

Курсовой  проект

 По дисциплине « Конструкция,  расчет и потребительские свойства изделий»

 На тему «Расчет коробки передач» 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

Выполнил:

Пичка П.А

Группа:

ЛК-0604

Проверил:

Синицын В.Ф. 
 
 
 

Тверь 2010 г.

Содержание 

Введение……………………………………………………………………………3

1.Расчет  трансмиссии……………………………………………………………...5

2.Уточнённый расчёт валов……………………………………………………...21

3. Расчет  подшипников…………………………………………………………...28

Список  литературы……………………………………………………………….35 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

Введение

 

     Автомобиль ЗИЛ – 5301-ВЕ предназначен для  междугородних и международных перевозок различных грузов. Автомобиль рассчитан на эксплуатацию по любым автомобильным дорогам с твердым покрытием и эксплуатации без прицепа, а также для переоборудования в автомобиль специализированного назначения. Автомобиль рассчитан на безгаражное хранение.

        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.

       Целью данной работы поставлено  рассчитать коробку передач для  автомобилей семейства ЗИЛ «Бычок». 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

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 
           
           
           
           
           
           
           
           
           
           
           
           
           
           
           
           
           
           
           
           
           
           

1. 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  γр, вычисляется по формуле:

                              

Где FP – 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;

Ксц – 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 Vcp – средняя скорость автомобиля на передачах, км/ч;

       Ga – вес автомобиля, кг.

Примечание : - учитывается при Vcp>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 Ft , 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

Расчет коробки передач