Проект бронированного автомобиля на базе Урал-4320 с конструктивной проработкой элементов трансмиссии

Состав чертежей

1. Общий вид коробки передач (формат А1)
2. Чертёж сборочный коробки передач (формат А1)
3. Чертёжи разрезов коробки передач (формат А1х2)
4. Эскизы узлов коробки передач (формат А2)
5. Чертёж общего вида автомобиля (формат А1)
6. Эскиз обработки шестерни привода дифференциала (формат А1)
7. Лист кинематической схемы трансмиссии (формат А1)
8. Рабочий чертеж детали шестерни привода дифференциала (формат А3)

Описание

В дипломной работе рассмотрена важность модернизации существующих типов автомобилей для развития отечественной военной техники. Сравнив несколько коробок передач, делаем вывод, что на данный автомобиль лучше будет установить механическую ступенчатую коробку перемены передач, с неподвижными осями валов и принудительным управлением. Выбор обосновывается тем, что такие коробки передач позволяют получить необходимый диапазон передаточных чисел при относительно небольших размерах и массе, имеют простую конструкцию, высокий коэффициент полезного действия, высокую надежность и живучесть, а также большой срок службы. В данной дпмлоной работе производится расчет двухвальной коробки передач с большим диапазоном, что позволяет эксплуатировать автомобиль с одноступенчатой раздаточной коробкой, при этом не сильно теряя в проходимости.

Дана характеристика автомобиля Урал-4320. Выполнен обзор существующих бронированных автомобилей. В ходе сравнения нескольких коробок передач выбрана конструкция коробки передач для модернизации бронированного автомобиля Урал-4320.
В процессе выполнения тягового расчёта представлена техническая характеристика автомобиля, определена потребная мощность и выполнен выбор двигателя. Определены передаточные числа трансмиссии и диапазон коробки передач. Построена тягово-динамическая характеристика. Выполнено построение экономической характеристики на высшей передаче. Представлены таблицы расчётов характеристик ускорений и разгона.

В конструкторской части выполнен проектный расчёт коробки передач с определением геометрии зубчатого зацепления и сил, действующих в зацеплении. Представлены таблицы проектного расчёта зубчатых колёс привода дифференциала и сил в зацеплении. Выполнены проверочные расчёты зубчатых колёс коробки передач и привода дифференциала. В ходе расчёта валов выполнены предварительный и уточнённый расчёты первичного вала. Рассчитаны подшипники и шлицевые соединения. Выбрана смазка коробки передач. Приложена инструкция по сборке коробки передач.

В технологической части представлен чертёж детали шестерни привода дифференциала. Определён среднесерийный тип производства для детали
“ Шестерня” с годовой программой выпуска 300 штук. Выбран материал детали, рассмотрены его свойства. Определена масса шестерни. Выполнен анализ точности детали. Выбрана заготовка и определены промежуточные размеры поверхностей заготовки для каждого перехода. Выполнен выбор режущего и вспомогательного инструментов. Определены режимы резания. Произведено нормирование операций.

Выполнено экономическое обоснование проекта. Рассчитаны суммы капитальных вложений и текущие затраты. Представлены таблицы проектной себестоимости конструктивного элемента и сравнительной калькуляции базового и проектируемого вариантов.
В разделе безопасности жизнедеятельности определены признаки опасных и вредных производственных факторов. Рассмотрены требования защиты от механических опасностей, шума, вибрации, пыли, электрического тока. Выполнен расчёт естественного и искусственного освещений. Рассмотрены вопросы отопления. Предложены мероприятия защиты в чрезвычайных ситуациях и при пожарной опасности. Изучены вопросы природопользования и охраны окружающей среды.

Отрывок для примера из дипломной работы:

3.1 Проектный расчет коробки передач.

При проектировании коробок передач их основные размеры предварительно выбирают на основе статистического анализа существующих конструкций, а затем уточняют на основе прочностных и геометрических проверочных расчетов.

3.1.1 Геометрия зубчатого зацепления.

Геометрические параметры передач расчитываем в соответствии с рекомендациями [3]

Межосевое расстояние :

где М_вых – крутящий момент на вторичном валу на первой передаче.

Из стандартного ряда межосевое расстояние принимается

Рабочая ширина зубчатых венцов.

b_w =(0,18…0,23)∙a_w = 32,4…41,2 мм.                            (3.1)

Нормальный модуль зубчатых колес[3].

Для грузовых автомобилей большой грузоподъемности модуль зацепления выбирают из диапазона 4,25…6 мм

Учитывая большой входной крутящий момент принимаем m = 5 мм.

Исходный контур зубчатых колес.

Исходный контур зубчатых колес выбирают по ГОСТ 13755-81, согласно которому для цилиндрических зубчатых колес установлены следующие значения: угол профиля зуба: α =20⁰– для пар зубчатых колес, высота головки зуба: h =1 мм. Радиальный зазор: с = 0,25 мм.

Угол наклона зубьев.

Для коробок передач грузовых автомобилей среднее значение углов наклона зубьев β = (22±5)⁰ [3].

Угол наклона зубьев β задается предварительно, затем уточняется по формуле[2].

Суммарное число зубьев передачи[2].

Для прямозубой передачи:

Для косозубой передачи:

Число зубьев шестерни[2].

Число зубьев колеса[2].

3Фактическое передаточное отношение[2]

Диаметры делительных окружностей [2]

Для прямозубой передачи:

• а) для шестерни:
• б) для колеса:

Для косозубой передачи:

• а) для шестерни:
• б) для колеса:

Диаметры окружностей вершин зубьев

• а) для шестерни:
• б) для колеса:

Диаметры окружностей вершин зубьев

• а) для шестерни:
• б) для колеса:

Окружная скорость в зацеплении[2]

Степень точности передачи

Степень точности n_ст передачи назначается по таблице 1.3 [2].

Результаты расчетов, выполненных по формулам 3.1 – 3.16 приведены в
таблице 3.1 и таблице 3.2.

Таблица 3.1 – Проектный расчет ведущих зубчатых колес.

Ведущие зубчатые колеса
bw, мм	36	36	36	34	34	34
	–	21,48	23,56	23,56	23,56	23,56
	72	67	66	66	66	66
	13	18	25	34	42	49
	0,24	0	0	0	0	0
	4,54	2,72	1,64	0,94	0,57	0,35
	65	96,67	136,35	185,45	229,11	267,29
	77,4	106,67	146,35	195,45	239,11	277,29
	54,9	84,17	120,85	172,95	216,61	254,29
, м/с	6,46	9,61	13,56	18,44	22,78	26,57
nст	7	7	7	7	7	7

Таблица 3.2 – Проектный расчет ведомых зубчатых колес.

Ведомые зубчатые колеса
bw, мм	34	34	34	32	32	32
	–	21,48	23,56	23,56	23,56	23,56
	72	67	66	66	66	66
	59	49	41	32	24	17
	0	0	0	0	0	0
	4,54	2,72	1,64	0,94	0,57	0,35
	295	263,33	223,65	174,65	130,89	92,71
	305	273,33	233,65	195,45	140,89	102,71
	282,5	250,83	211,15	172,95	118,39	80,21
, м/с	6,46	9,61	13,56	18,44	22,78	26,57
nст	7	7	7	7	7	7

 3.1.2 Силы в зацеплении

Окружная сила[2]: Радиальная сила[2]: Осевая сила[2]:

Результаты расчетов, выполненных по формулам 3.17 – 3.19 приведены в  таблице 3.3.

Таблица 3.3. Силы в зацеплении

Зубчатая пара
	39,23	26,38	18,7	13,75	11,13	9,54
	14,28	10,32	7,43	5,46	4,42	3,79
	–	10,38	8,15	5,98	4,85	4,16

 3.2 проектный расчет привода дифференциала

 3.2.1 Геометрия зубчатого зацепления

Расчет зубчатых колес производится аналогично методике приведенной выше, результаты занесены в таблицу 3.4

Таблица 3.4 – Проектный расчет зубчатых колес привода дифференциала.

bw, мм	60	58
	25,47	25,47
	65	65
	21	44
	0	0
	2,05	2,05
	5	5
	116,31	253,69
	126,31	253,69
	103,81	231,19
, м/с	34,08	34,08
nст	7	7

 3.2.2 Силы в зацеплении

Силы в зацеплении рассчитываются для каждой передачи аналогично пункту 3.1.2

Результаты сведены в таблицу 3.5

Таблица 3.5. Силы в зацеплении

Номер  передачи
	73,48	44,03	26,51	15,22	9,22	5,66
	35,01	20,95	12,62	7,24	4,39	2,69
	26,74	16,01	9,64	5,53	3,35	2,06

3.3 Проверочный расчет зубчатых колес коробки передач

 3.3.1Определение расчетных напряжений

Расчетное напряжение изгиба (МПа) [3].

Y_F – единичное напряжение изгиба;

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

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

K_Fβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

K_FV – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении;

K_Fμ – коэффициент, учитывающий свойства смазок и характер работы

колеса в зацеплении;

K_Fx – коэффициент, учитывающий габаритные размеры зубчатого

колеса, зависит от диаметра зубчатого колеса.

Единичное напряжение изгиба рассчитывается по формуле[3]:

где    Y_F⁰ – коэффициент напряжения изгиба при х = 0;

K_α – зависит от угла профиля исходного контура;

K_ρ – учитывает радиус переходной кривой;

По ГОСТ 13.755-81 K_α = 1; K_ρ = 1;

К_τ – учитывает перераспределение толщины зубьев шестерни и колеса, для цилиндрических передач, К_τ = 1;

K_U – учитывает параметры парного зубчатого колеса

Параметры парного зубчатого колеса:

где    Z_Ф – фактическое число зубьев;

Z_V – эквивалентное число зубьев:

Эквивалентное число зубьев:

Коэффициент, зависящий от суммарной длины контактных линий и величины перекрытия:

для прямозубых передач: Y_ε = 1

для косозубых где  – коэффициент осевого перекрытия

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

Зависит от точности изготовления колеса. K_Fα = 1

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

нагрузки по ширине венца

где    K_β⁰ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

нагрузки в начальный период работы колеса

K_Fw  – коэффициент, учитывающий влияние приработки зубьев,

K_β⁰ зависит от  

K_Fw   зависит от окружной скорости.

коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении

где    K_VΔ , K_Ve – коэффициенты, обусловленные погрешностями зубчатых колёс, зависят от окружной скорости V.

Коэффициент, учитывающий свойства смазок и характер работы колеса в зацеплении

K_Fμ1 = 1,05 (для ведущих зубчатых колёс внешнего зацепления);

K_Fμ2 = 0,95 (для ведомых зубчатых колёс)

Предельное напряжение изгиба (при базе испытаний N_F0 циклов)

σ_FPO= Y_RK_FС                                                                 (3.28)

где    σ ⁰_Flim – характеризует выносливость материала, σ ⁰_Flim = 420 МПа;

Y_R – особенность обработки зубьев, Y_R = 1;

K_FС – учитывает характер нагружения зубьев;

Если σ_F<0,95σ_FPO, расчет заканчивают, если σ_F≥0,95σ_FPO, расчет продолжают.

Ресурс по усталости при изгибе, обеспечивающий 1 км пробега,

R_1F= N_1FE,                                              (3.29)

где m_F — показатель кривой усталос­ти при изгибе; N_1FE — эквивалентное число циклов перемены напряжения, приходящихся на 1 км пробега авто­мобиля.

Последняя формула справедлива при работе зубчатого колеса только на одной передаче.

Ресурс по усталости при изгибе, обеспечивающий 1 км пробега при работе на нескольких передачах

R_1F =Σ N_1FEi,                                            (3.30)

где N_1FEi — эквивалентное число цик­лов перемены напряжения на 1 км пробега при работе на i-й передаче.

Общий ресурс зубчатого колеса

R_Flim= N_F0                                               (3.31)

где σ_FP0 – продольное напряжение изгиба при базовом числе циклов;

N_F0 – базовое число циклов, N_F0 = 4∙10⁶

Пробег автомобиля (км) до усталостной поломки зуба

L_F= R_Flim/R_1F.                                                (3.32)

Допускаемое напряжение изгиба

σ_FP=σ_FPOK_FL                                                                             (3.33)

где K_FL — коэффициент долговеч­ности.

Результаты расчетов, выполненных по формулам 3.20 – 3.33 приведены в  таблице 3.4.

Таблица 3.6 – Расчет зубчатых колес на изгиб

Ведущие зубчатые колёса
№ колеса	Z1	Z3	Z5	Z7	Z9	Z11
ZV	13	19	27	37	46	53
Ku	0,8150	0,9916	0,9886	0,9919	0,9898	0,9921
YF0	3,38	3,00	2,67	2,45	2,40	2,53
YF	2,7547	2,9748	2,6396	2,4302	2,3755	2,3658
εα	–	1,02	0,99	0,97	0,94	0,98
Yε	1	0,99	1	1,01	1,03	1
KFα	1	1	1	1	1	1
Ψbd	0,96	0,57	0,38	0,26	0,21	0,67
Kβ0	1,25	1,13	1,07	1,05	1,14	1,16
KFw	1	1	1	1	1	1
KFβ	1,25	1,13	1,07	1,05	1,14	1,16
KVΔ	1,11	1,10	1,15	1,23	1,38	1,12
KVe	1,18	1,27	1,34	1,40	1,40	1,21
KFV	1,31	1,39	1,54	1,72	1,93	1,36
KFμ	1,05	1,05	1,05	1,05	1,05	1,05
KFx	1,04	1,03	1,03	1,03	1,03	1,04
σF , МПа	834,67	657,04	436,68	337,43	350,82	344,15
σ0F lim , МПа	420	420	420	420	420	420
YR	1	1	1	1	1	1
KFC	1,14	1,14	1,14	1,14	1,3	1,14
σFР0 , МПа	478,8	478,8	478,8	478,8	546,0	478,8
NFO	4∙106	4∙106	4∙106	4∙106	4∙106	4∙106
RF lim	5,21∙1030	5,21∙1030	5,21∙1030	5,21∙1030	1,72∙1031	5,21∙1030
γi , %	0,7	2	8,3	24	65	0,5
KПF	0,0025	0,0025	0,0025	0,0025	0,0027	0,00063
R1F	7,81∙1025	7,81∙1025	7,81∙1025	7,81∙1025	7,81∙1025	7,81∙1025
LF , км	6,67∙104	6,67∙104	6,67∙104	6,67∙104	2,20∙105	2,15∙105
NFE	1,15∙105	1,03∙106	4,06∙107	4,1∙108	2,91∙108	2,87∙106
KFL	1,48	1,16	0,9	0,9	0,9	1,39
σFР , МПа	708,62	555,41	430,92	430,92	491,40	665,53
σFmax , МПа	1669,22	1314,08	873,36	674,86	701,64	1172,24
σFlimM , МПа	1800	1800	1800	1800	1800	1800

Ведомые зубчатые колёса
№ колеса	Z2	Z4	Z6	Z8	Z10	Z12
ZV	59	50	45	35	26	19
Ku	0,8150	0,9906	0,9913	0,9904	0,9914	0,8150
YF0	2,29	2,31	2,33	2,34	2,35	2,30
YF	1,8664	2,2784	2,3097	2,3175	2,3297	1,8745
εα	–	0,97	0,94	0,91	0,89	0,91
Yε	1	1,01	1,03	1,05	1,12	1,06
KFα	1	1	1	1	1	1
Ψbd	0,12	0,12	0,13	0,15	0,17	0,10
Kβ0	1,05	1,05	1,055	1,06	1,03	1,04
KFw	1	1	1	1	1	1
KFβ	1,05	1,05	1,055	1,06	1,03	1,04
KVΔ	1,13	1,11	1,20	1,29	1,38	1,34
KVe	1,22	1,31	1,38	1,40	1,40	1,40
KFV	1,38	1,45	1,66	1,81	1,93	1,44
KFμ	0,95	0,95	0,95	0,95	0,95	0,95
KFx	1,06	1,05	1,05	1,05	1,05	1,05
σF , МПа	422,79	417,93	348,33	287,72	230,14	270,12
σ0F lim , МПа	420	420	420	420	420	420
YR	1	1	1	1	1	1
KFC	1,3	1,3	1,3	1,3	1,14	1,3
σFР0 , МПа	546,0	546,0	546,0	546,0	478,8	546,0
NFO	4∙106	4∙106	4∙106	4∙106	4∙106	4∙106
RF lim	1,72∙1031	1,72∙1031	1,72∙1031	1,72∙1031	5,21∙1030	1,72∙1031
γi , %	0,7	2	8,3	24	65	0,5
KПF	0,0025	0,0025	0,0025	0,0025	0,0027	0,00063
R1F	7,81∙1025	7,81∙1025	7,81∙1025	7,81∙1025	7,81∙1025	7,81∙1025
LF, км	2,20∙105	2,20∙105	2,20∙105	2,20∙105	6,67∙104	2,20∙105
NFE	5,43∙106	6,02∙107	3,1∙108	1,73∙109	1,29∙1010	3,28∙107
KFL	0,97	0,9	0,9	0,9	0,9	0,9
σFР , МПа	529,62	491,40	491,40	491,40	430,92	491,40
σFmax , МПа	845,58	835,86	696,66	575,44	460,28	475,26
σFlimM , МПа	1800	1800	1800	1800	1800	1800

Определение контактных напряжений зубьев при изгибе[3].

Расчётное контактное напряжение

 где F_t – окружная сила;

d_W1 – начальный диаметр шестерни;

Z_H – единичное контактное напряжение;

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

K_{H α} – коэффициент, который учитывает распределение нагрузки между зубьями, зависит от точности изготовления колеса;

K_{H β} – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

K_HV – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении;

K_{H μ} – коэффициент, учитывающий свойства смазок и характер работы колеса в зацеплении;

K_{H x} – коэффициент, учитывающий габаритные размеры зубчатого колеса, зависит от диаметра зубчатого колеса.

 Единичное контактное напряжение рассчитывается по формуле:

 где    α_tw – угол зацепления в торцевой плоскости;

       cos² β = 1 (для прямозубых передач).

Коэффициент, зависящий от суммарной длины контактных линий и величины перекрытия:

для прямозубых передач: Z_ε  =  1 ;

для косозубых передач

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца:

где    K_β⁰ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки в начальный период работы колеса, зависит от ψ_bd ;

K_Hw– коэффициент, учитывающий влияние приработки зубьев, зависит от окружной скорости V.

Предельное контактное напряжение

где П_{H lim b} – параметр предела контактной выносливости,

 П_{H lim b} = 21 МПа;

Z_R – определяется шероховатостью поверхности, Z_R = 1.

Общий ресурс зубчатого колеса:

где    П_НP0 – предельное контактное напряжение при базовом числе циклов;

N_Н0 – базовое число циклов, N_Н0 = 1,2∙10⁸

где    П_Hi – максимальное контактное напряжение на передаче;

m_H – показатель кривой контактной усталости, m_Н = 3;

Y_i – относительный пробег на передаче;

K_ПHi – коэффициент пробега.

Пробег автомобиля (км) до появления прогрессирующего выкрашивания поверхности зуба:

Допускаемое контактное напряжение:

где    Z_M – коэффициент, учитывающий механические свойства материала зубчатых колёс трансмиссии, Z_M = 275;

K_НL – коэффициент долговечности.

 Коэффициент долговечности:

гдe  N_НE – эквивалентное число циклов.

где  L₀ – планируемый пробег автомобиля до капитального ремонта, L₀ = 200000 км.

Максимальное расчётное контактное напряжение:

Результаты расчетов, выполненных по формулам 3.34 – 3.45 приведены в  таблице 3.7.

Таблица 3.7 – Расчет зубчатых колес на контактную прочность

Ведущие зубчатые колёса
№ колеса	Z1	Z3	Z5		Z7	Z9	Z11
ZH	3,539	3,085	3,449		4,043	4,604	4,705
εβ	–	1,09	1,09		1,09	1,09	–
Zε	1	0,96	0,96		0,96	0,96	1
KHα	1	1,33	1,33		1,33	1,33	1
Ψbd	0,96	0,57	0,38		0,26	0,21	0,67
Kβ0	1,25	1,13	1,07		1,05	1,14	1,16
KHw	0,91	0,98	1		1	1	1
KHβ	1,118	1,127	1,07		1,05	1,14	1,16
KHV	1,14	1,18	1,24		1,31	1,39	1,17
KHμ	1	1	1		1	1	1
KHx	1	1	1		1	1	1
ПН, МПа	87,79	46,69	25,84		16,55	15,48	86,64
ПH limb, МПа	20	20	20		20	20	20
ZR	1	1	1		1	1	1
ПНР0 , МПа	20	20	20		20	20	20
NHO	1,2∙108	1,2∙108	1,2∙108		1,2∙108	1,2∙108	1,2∙108
RH lim	9,6∙1011	9,6∙1011	9,6∙1011		9,6∙1011	9,6∙1011	9,6∙1011
γi  , %	0,5	2	15		25	35	22
KПH	0,02	0,02	0,02		0,02	0,021	0,01
R1H	4,44∙106	4,44∙106	4,44∙106		4,44∙106	4,44∙106	4,44∙106
LH , км	2,16∙105	2,16∙105	2,16∙105		2,16∙105	2,16∙105	2,16∙105
NHE	1,97∙106	1,3∙107	7,7∙107		2,93∙108	3,59∙108	2,05∙106
KHL	3,93	2,09	1,15		0,9	0,9	3,88
σHР , МПа	2438,06	1777,95	1318,85		1166,73	1166,73	1165,89
σHmaxр , МПа	2576,65	1879,08	1397,91		1118,75	1081,98	879,48
σHmax , МПа	3643,93	2657,42	1976,94		1582,15	1530,14	1178
σHlimM , МПа	3800	3800	3800		3800	3800	3800
Ведомые зубчатые колёса
№ колеса	Z2	Z4	Z6	Z8		Z10	Z12
ZH	3,539	3,085	3,449	4,043		4,604	4,705
εβ	–	1,04	1,04	1,04		1,04	–
Zε	1	0,98	0,98	0,98		0,98	1
KHα	1	1,33	1,33	1,33		1,33	1
Ψbd	0,12	0,12	0,13	0,15		0,17	0,10
Kβ0	1,05	1,05	1,055	1,06		1,03	1,04
KHw	0,96	1	1	1		1	1
KHβ	1,048	1,05	1,055	1,06		1,03	1,04
KHV	1,17	1,20	1,29	1,35		1,39	1,20
KHμ	1	1	1	1		1	1
KHx	1	1	1	1		1	1
ПН, МПа	77,38	45,24	23,72	15,44		10,53	70,33
ПH limb, МПа	20	20	20	20		20	20
ZR	1	1	1	1		1	1
ПНР0 , МПа	20	20	20	20		20	20
NHO	1,2∙108	1,2∙108	1,2∙108	1,2∙108		1,2∙108	1,2∙108
RH lim	9,6∙1011	9,6∙1011	9,6∙1011	9,6∙1011		9,6∙1011	9,6∙1011
γi  , %	0,5	2	15	25		35	22
KПH	0,02	0,02	0,02	0,02		0,021	0,01
R1H	4,44∙106	4,44∙106	4,44∙106	4,44∙106		4,44∙106	4,44∙106
LH , км	2,16∙105	2,16∙105	2,16∙105	2,16∙105		2,16∙105	2,16∙105
NHE	2,87∙106	1,44∙107	9,98∙107	3,62∙108		1,14∙109	3,83∙108
KHL	3,47	2,02	1,06	0,9		0,9	3,15
σHР , МПа	2290,93	1747,92	1266,19	1166,73		1166,73	1165,89
σHmaxр ,МПа	2419,06	1849,67	1339,33	1080,58		892,37	879,48
σHmax , МПа	3421,07	2615,83	1894,11	1528,17		1262	1178
σHlimM ,МПа	3800	3800	3800	3800		3800	3800

3.4 Проверочный расчет зубчатых колес привода дифференциала

Проверочный расчет зубчатых колес привода дифференциала производится аналогично пункту 3.3, данные расчетов занесены в таблицу 3.8

Таблица 3.8 Проверочный расчет зубчатых колес привода дифференциала

Расчет зубчатых колес на изгиб			Определение контактных напряжений зубьев
№ колеса	Z13	Z14	№ колеса	Z13	Z14
ZV	22	45	ZH	3,085	3,085
Ku	0,9916	0,9886	εβ	1,09	1,04
YF0	3,00	2,67	Zε	0,96	0,98
YF	2,9748	2,6396	KHα	1,33	1,33
εα	1,02	0,99	Ψbd	0,57	0,12
Yε	0,99	1	Kβ0	1,13	1,05
KFα	1	1	KHw	0,98	1
Ψbd	0,57	0,38	KHβ	1,127	1,05
Kβ0	1,13	1,07	KHV	1,18	1,20
KFw	1	1	KHμ	1	1
KFβ	1,13	1,07	KHx	1	1
KVΔ	1,10	1,15	ПН, МПа	46,69	45,24
KVe	1,27	1,34	ПH limb, МПа	20	20
KFV	1,39	1,54	ZR	1	1
KFμ	1,05	1,05	ПНР0 , МПа	20	20
KFx	1,03	1,03	NHO	1,2∙108	1,2∙108
σF , МПа	657,04	436,68	RH lim	9,6∙1011	9,6∙1011
σ0F lim , МПа	420	420	KПH	0,02	0,02
YR	1	1	R1H	4,44∙106	4,44∙106
KFC	1,14	1,14	LH , км	2,16∙105	2,16∙105
σFР0 , МПа	478,8	478,8	NHE	1,3∙107	1,44∙107
NFO	4∙106	4∙106	KHL	2,09	2,02
RF lim	5,21∙1030	5,21∙1030	σHР , МПа	1777,95	1747,92
γi , %	2	8,3	σHmaxр , МПа	1879,08	1849,67
KПF	0,0025	0,0025	σHmax , МПа	2657,42	2615,83
R1F	7,81∙1025	7,81∙1025	σHlimM , МПа	3800	3800
LF , км	12,3∙104	12,3∙104
NFE	1,03∙106	4,06∙107
KFL	1,16	0,9
σFР , МПа	555,41	430,92
σFmax , МПа	1314,08	873,36
σFlimM , МПа	1800	1800

3.5  Расчёт валов

3.5.1 Предварительный расчёт валов

Расчёт первичного вала:

Принимаем стандартное значение диаметра под передний роликовый подшипник: d_Впр = 50 мм.

Остальные размеры первичного вала принимаем конструктивно.

3.5.2Уточнённый расчёт первичного вала

Уточнённый расчет валов производим в соответствии с методикой [4]

Вычерчивают схему сил, приложенных к зубчатым колесам, с опорами вала. Определяют действующие силы на всех передачах.

Определяют реакции опор на всех передачах, действующие в вертикальной и горизонтальной плоскостях, и геометрически их складывают. Расчет на прочность и жесткость валов ведут по суммарным реакциям, действующим на вал на низших передачах коробки.

Строят эпюры изгибающих моментов и определяют наибольшие изгибающий М_из и крутящий М_кр моменты.

Определяют напряжения изгиба и кручения в сечении

где d – диаметр вала в рассчитываемом сечении; для участков со      щлицами принимается внутренний диаметр щлицев. Для валов изготовленных из стали 40Х, допускаемое напряжение равняется 245…392 МПа

Определение реакций опор производится по общепринятой методике.

Результаты проверочного расчета первичного вала приведены в     таблице 3.9

Результаты проверочного расчета вторичного вала приведены в     таблице 3.10

таблица 3.9 – Поверочный расчет первичного вала

№ передачи	R1,  кН	R2, кН	Mx, Н∙м	Mу, Н∙м	M∑, Н∙м	Mкр, Н∙м
I	37,93	4,05	709,3	1948,2	2073,4	1275	265
II	13,61	14,56	1290,5	4153,4	4349,2	1275	294
III	13,54	7,41	1357,2	2482,4	2828,2	1275	276
IV	3,21	12,23	634,1	1465,4	1596,5	1275	254
V	1,36	10,25	724,7	442,6	849,2	1275	248
VI	0,68	9,73	155,6	373,5	404,6	1275	239

таблица 3.10 – Поверочный расчет вторичного вала

№ передачи	R1,  кН	R2, кН	Mx, кН∙м	Mу, кН∙м	M∑, кН∙м	Mкр, Н∙м
I	16,40	95,07	2,51	71,54	71,58	5788	365
II	38,32	31,66	1,4	5,1	5,3	3468	309
III	17,46	28,44	2,4	2,6	3,5	2091	285
IV	5,72	12,84	0,6	1,4	1,52	1198	263
V	2,54	11,52	0,4	1,2	1,26	727	251
VI	0,79	10,42	0,2	0,8	0,82	446	249

3.6 Расчет подшипников

Рисунок 3.1 – Обозначение подшипников.

Расчет подшипников производим в соответствии с рекомендациями [7]

При расчете подшипников на долговечность определяют эквивалентную динамическую нагрузку  и приведенную нагрузку . После этого находят общую долговечность подшипника .

Эквивалентная динамическая нагрузка определяется по следующим зависимостям:

для роликовых радиальных

где  – коэффициент вращения. , при вращающемся внутреннем кольце подшипника.

для роликовых радиально упорных

где X₀=0,4, Y₀=0,5 – коэффициенты радиальной и осевой статических нагрузок соответственно

Приведенная нагрузка

где  – коэффициент температуры ;

 – коэффициент материала. Для подшипников с внутренними и внешними кольцами ;

 – коэффициент безопасности

 – коэффициент внешних динамических нагрузок  – для подшипников, расположенных рядом с фланцем крепления.

Общая долговечность подшипника (км)

где Q – динамическая грузоподъемность подшипника

 – 3,33 – для роликовых подшипников

 – число оборотов подшипника за 1 км пробега на той же передаче

 – передаточное число участка трансмиссии от рассчитываемого подшипника до ведущих колес.

Результаты расчетов по формулам 3.47 – 3.51 приведены в   таблицах 3.11 – 3.16.

Таблица 3.11 – расчет подшипников на первой передаче.

Подшипник №1
14,28	20,67	15200	3253
Подшипник №2
14,28	20,67	4250	5987
Подшипник №3
15,69	49,18	15200	3554
Подшипник №4
15,69	20,38	4250	6524

Таблица 3.12 – расчет подшипников на второй передаче.

Подшипник №1
10,32	14,23	11500	8562
Подшипник №2
17,25	20,38	4250	9987
Подшипник №3
10,32	14,23	11500	8554
Подшипник №4
17,25	20,38	4250	10524

Таблица 3.13 – Расчет подшипников на третьей передаче.

Подшипник №1
7,43	11,25	6950	24568
Подшипник №2
18,7	24,31	4250	25679
Подшипник №3
7,43	11,25	6950	26456
Подшипник №4
10,73	13,95	4250	27624

Таблица 3.14 – Расчет подшипников на четвертой передаче.

Подшипник №1
5,46	7,11	3975	41995
Подшипник №2
6,54	8,51	4250	43406
Подшипник №3
5,46	7,11	3975	46521
Подшипник №4
6,54	8,51	4250	48659

Таблица 3.15 – Расчет подшипников на пятой передаче.

Подшипник №1
4,42	5,75	2410	55462
Подшипник №2
6,62	8,73	4250	55862
Подшипник №3
4,42	5,75	2410	57241
Подшипник №4
6,62	8,73	4250	58960

Таблица 3.16 – расчет подшипников на шестой передаче.

Подшипник №1
3,79	4,93	1490	65823
Подшипник №2
3,85	5,05	4250	66429
Подшипник №3
3,79	4,93	1490	64259
Подшипник №4
3,85	5,05	4250	68672

3.7 Расчет шлицевых соединений

Выбранные соединения проверяют на смятие

где  – передаваемый крутящий момент, Н∙м;  – коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями зависящий от условий работы и точности изготовления;  – средний диаметр соединения;            – число зубьев;  – рабочая длина соединения;  – допускаемое напряжение смятия.

Расчет шлицев шестерни первой передачи:

Расчет шлицев синхронизатора II–III передач:

Расчет шлицев синхронизатора IV–V передач:

Расчет шлицев синхронизатора VI передачи:

Расчет шлицев шестерни привода дифференциала:

3.8 Выбор смазки коробки передач

Смазывание зубчатых колес и подшипников в коробке передач и раздаточной коробке осуществляется разбрызгиванием.

Применяемое масло: ТСп-15к (до –30⁰С), ТМ5-12РК (до –50⁰С), заменитель – смесь масла ТСп-15к с 10…15% топлива А, З (до –45⁰С).

Объем заливаемого масла: коробка передач – 5,5л, раздаточная              коробка –1,5л.

Масло заливается через два контрольно-заливных отверстия, расположенных с правой стороны стенки картера и закрываемой пробкой. Слив масла осуществляется через два отверстия в нижней части картера, закрываемых пробками.

3.9 Инструкция по сборке коробки передач

Корпус картера коробки передач выполнен неразборным, поэтому сборка валов осуществляется последовательно. Первым в корпус устанавливается вторичный вал  в сборе, крепятся крышки и стаканы подшипников, через регулировочные прокладки. Далее устанавливается первичный вал коробки передач и крепится на задняя крышка картера коробки передач. Через установочный лючок устанавливается шестерня задней передачи в сборе с игольчатыми подшипниками, ось фиксируется крышкой. Устанавливается картер раздаточной коробки затем регулировочная шайба, колесо привода спидометра и шестерня привода дифференциала. Затем устанавливается колесо привода дифференциала в сборе с дифференциалом. Следом устанавливается крышка механизма включения блокировки дифференциала в сборе. Далее крепится задняя крышка картера раздаточной коробки и задняя крышка подшипника раздаточной коробки в сборе.

В крышке коробки передач устанавливаются штоки переключения передач, на них крепятся ползуны и вилки переключения передач и фиксируются болтами, болты связываются проволокой. Рычаг переключения передач фиксируется установочным винтом, после чего устанавливается вал переключения передач, закрепив, вал установочный винт выкручивают. Устанавливают блокировочные шарики в крышку, после чего крепят крышку рычага переключения передач к крышке механизма переключения. Собранную крышку механизма устанавливают на коробку передач через бумажную прокладку. (Внимание! При установке убедиться, что вилки переключения передач попали в пазы синхронизаторов).

Соединить коробку передач с картером сцепления и закрутить 8 шпилек крепления.

Разборку производить в обратном порядке……………..

……………Экономическая эффективность внедрения новой техники находится из сравнения базовой модели, которая применяется в хозяйствах, и новой модели. За базовую модель принимаем УРАЛ-4320. В качестве новой модели выступает предлагаемый в данном дипломном проекте грузовой автомобиль.
Цель экономического обоснования – показать, что предлагаемая в дипломе конструкция, обеспечивающая улучшение ряда технических и эксплуатационных характеристик и показателей, экономически целесообразна к применению.

В результате внедрения в производство предлагаемого в данном дипломном проекте узла трансмиссии себестоимость автомобиля уменьшится на 6,1 %, при этом так же достигаются следующие технические преимущества:
1.Повышение КПД трансмиссии;
2.Упрощение конструкции;
3.Удобство управления;
4. Повышение безопасности при движении транспортного средства.
Показатели экономической эффективности внедрения новой конструкции приведены в табл.5.5.

Сравнительная калькуляция базового и проектируемого вариантов

Показатели	Базовый (Б)	Проектный (П)	Б-П
Объем выпуска	300	300
Единовременные затраты, руб.	–	226296
Себестоимость производства и монтажа узлов, руб.	200000	108852,21	91147,79
Экономия в год, руб		27344400
Срок окупаемости единовременных затрат, дни.	–	3
Цена, руб	1500000	1408852	91148
Понижение цены, %		6,1 %