Содержание

Введение 4

1 Анализ существующих  коробок переключения  передач 5

2 Описание устройства  и работы базового  варианта конструкции 6

3 Обоснование предлагаемого  варианта конструкции 9

4 Расчет элементов  конструкции 11

4.1 Расчет зубчатых  передач 11

4.2 Уточнённый расчёт  валов 30

5 Расчет долговечности  подшипников 46

Заключение 48

Список  использованных источников 49 

Введение

     Разрабатываемый курсовой проект предусматривает проведение инженерного расчета проектируемого узла или агрегата и выполнение графической части, в которой отражаются сборочные и рабочие чертежи узла, кинематические схемы и т.п.

     Темой настоящего проекта определена коробка переключения передач грузового автомобиля ЗИЛ – 5301, являющаяся неотъемлемым элементом трансмиссии.

     Целью проекта является расширение диапазона передаточных чисел путем замены шестерен 2,3,5-й передач, что впоследствии улучшит экономико-эксплуатационные показатели и благоприятно повлияет на экономичность автомобиля и его ресурс.

     В работе необходимо провести изучение серийной конструкции и проанализировать ее недостатки, рассмотреть возможные варианты совершенствования конструкции, и выбрать наиболее оптимальный. Для выбранного варианта конструкции работоспособность подтвердить при помощи инженерных расчетов по рекомендуемым  в специальной литературе методикам.

     1 Анализ существующих коробок переключения передач

      Коробка переключения передач (КПП) служит для изменения в широком диапазоне крутящего момента, передаваемого от двигателя на ведущие колеса автомобиля при трогании с места и его разгоне. Помимо этого коробка передач обеспечивает автомобилю движение задним ходом и позволяет длительно разъединять двигатель и ведущие колеса, что необходимо при работе двигателя на холостом ходу во время движения или при стоянке автомобиля.

     Современные автомобили могут оснащаться одним  из четырех видов КПП – механической, автоматической, роботизированной или  вариаторной.

     Механическая коробка передач с ручным переключением состоит из набора шестерен. Изменение передаточного числа осуществляется путем введения их в зацепление в различных сочетаниях. К плюсам данной коробки следует отнести высокий КПД, простоту, низкую цену, высокую динамику и наименьший расход топлива по сравнению с остальными коробками. Из недостатков следует отметить неудобство управления, особенно при движении в городе.

      На  современных грузовых автомобилях преимущественно применяют как автоматические так и механические ступенчатые коробки передач с зубчатыми шестернями. Количество передач переднего хода варьируется в зависимости от условий движения грузового автомобиля, мощности двигателя, дорожного покрытия на котором он преимущественно будет передвигаться.

     2 Описание устройства  и работы базового варианта конструкции

      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.

     Первая  передача (рисунок 2, а) включается перемещением шестерен первой передачи ведомого вала вперед.

     Вторая  передача (рисунок 2, б) включается перемещением муфты синхронизатора второй и третьей передач назад. Внутренние зубья муфты входят в зацепление с венцом на шестерне второй передачи, закрепляя ее на ведомом валу

     Третья  передача (рисунок 2, б) включается перемещением муфты синхронизатора вперед. Внутренние зубья муфты входят в зацепление с венцом на шестерне третьей передачи, закрепляя ее на ведомом валу.

     Четвертая передача (рисунок 2, г) включается перемещением, муфты синхронизатора четвертой и пятой передач назад. Зубья муфты через венец закрепляют шестерни четвертой передачи на ведомом валу.

     Пятая передача (р рисунок 2, д) включается перемещением вперед этой же муфты синхронизатора. При этом наружные зубья муфты входят в зацепление с внутренними зубьями ведущего вала, соединяя его непосредственно с ведомым валом (прямая передача). Промежуточный вал в передаче крутящего момента не участвует.

     Задний  ход (рисунок 2, ё) включается перемещением шестерни первой передачи по. шлицам ведомого вала назад до включения ее с шестерней блока заднего хода. Передача крутящего момента с промежуточного вала на ведомый будет происходить через дополнительную шестерню, вследствие чего ведомый вал будет вращаться в обратном направлении.

     Рисунок 2 - Включение шестерен в коробке передач автомобиля ЗИЛ-5301 на передачах а — первой, б — второй; в — третьей; г — четвертой, д — пятой, е — заднего хода

     Безударное (бесшумное) включение передач возможно при условии предварительного уравнивания частот вращения включаемых в зацепление шестерен. Для этого служит синхронизатор.

     3 Обоснование предлагаемого  варианта конструкции

     Для проектирования принимаем грузовой автомобиль ЗИЛ – 5301 с двигателем Д – 245.9Е2 и пятиступенчатой КПП.

     В виду развития науки и техники, использование передаточного числа равного единице на высшей передаче не является рациональным. 

     По  данным [1] двигатель Д – 245.9Е2 имеет следующую техническую характеристику:

     - номинальная мощность 95,7кВт (130 л.с.);

     - частота вращения коленвала при  номинальной мощности 2400 об/мин;

     - наибольший крутящий момент 456 Н * м ;

     - частота вращения коленвала при  наибольшем крутящем моменте  1800 об/мин;

    - наименьшая частота вращения  коленвала на режиме холостого  хода 500 об/мин.

    Механическая  пятиступенчатая КПП имеет следующие  передаточные числа, приведенные в таблице 1.

    Таблица - 1

    Передаточные  числа коробки переключения передач  автомобиля ЗИЛ-5301

    Как видно из таблицы 1, передаточное отношение  на 5-й передаче равно единице, что  в современных условиях эксплуатации автомобиля не целесообразно по ряду факторов.

    В настоящем проекте предлагается заменить зубчатые колеса 2,3,4–ой передач, тем самым изменив передаточное отношение на 2,3,4,5-ой передач.

    Наличие 5-й повышающей передачи обеспечит  снижение оборотов двигателя при  более высокой скорости движения и впоследствии в реальных условиях эксплуатации повлечет за собой экономию топлива и повышение ресурса двигателя.

     Работоспособность конструкции и долговечность подшипников определяется в расчетной части пояснительной записки.

     Предлагаемый  вариант конструкции представлен  в графической части проекта: на сборочном чертеже и деталировке.

     4 Расчет элементов конструкции

         4.1 Расчет зубчатых передач

     Рисунок 3 - Схема передачи крутящего момента

     4.1.1 Межосевое расстояние  мм, определяется по формуле:

                                    ; 

     где - – максимальный передаваемый крутящий момент

                                     мм,

     Принимаем из стандартного ряда мм

     4.1.2 Рабочая ширина зубчатых венцов:

             мм

       Примечание  , мм

     Рабочая ширина зубчатых венцов шестерен

     Таблица - 2

     4.1.3 Нормальный модуль  , вычисляется по формуле

     Принимаем по ГОСТ 9593-60

     Передаточные  числа коробки передач приведены  в таблице 3

     Таблица 3

     4.1.4 КПД коробки передач определяем  по формуле:

     где кпд зубчатого зацепления;

            кпд пары подшипников.

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

      _,

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

     Частоты вращения на валах:

     Данные  расчетов при остальных параметрах приведены в таблице 4

       Таблица 4 
 

     4.1.5 Относительный пробег автомобиля  на соответствующей передаче  γ, %,

     определяется  по таблице 7.5 [1]

     Удельная  мощность , кВт/т, вычисляется по формуле

     где - максимальная мощность, кВт;

            - полная масса автомобиля, кг.

     По  таблице 7.5 [2] определили γ, %:

     4.1.6 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

     4.1.7 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 5

     Таблица 5

     Примечание: , - определяем по графику рисунка 7.17 [2]

     Где: , - коэффициента пробега

             4.1.8 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 

     По  рисунку 7.19 [2] определяем коэффициент напряжения изгиба

     По  ГОСТ 13.755-84 определяем

     Коэффициент, зависящий от суммарной длинны контактных линий и величины перекрытия , определяется по рисунку 7.20 [1].

      для косозубых зубчатых колес, рисунок 7.20 [1].

     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 графически рисунок 7.21 [1]

     Коэффициент определяем по таблице 7.8 [1]

     Для определения  вычисляем коэффициент ширины

     Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении

     где - коэффициенты обусловленные погрешностями зубчатых колес.

     Коэффициенты  определяем графически, рисунок 7.23 [2]

     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 [2]

      
_{Результаты расчетов приведены в таблице  6}

     _{Таблица 6}