РПЗ (Готовый курсовой проект, вариант №9), страница 2
Описание файла
Файл "РПЗ" внутри архива находится в папке "Готовый курсовой проект, вариант №9". Документ из архива "Готовый курсовой проект, вариант №9", который расположен в категории "". Всё это находится в предмете "проектирование вальной коробки перемены передач" из 8 семестр, которые можно найти в файловом архиве МГТУ им. Н.Э.Баумана. Не смотря на прямую связь этого архива с МГТУ им. Н.Э.Баумана, его также можно найти и в других разделах. Архив можно найти в разделе "курсовые/домашние работы", в предмете "проектирование вальной коробки перемены передач" в общих файлах.
Онлайн просмотр документа "РПЗ"
Текст 2 страницы из документа "РПЗ"
Рисунок 1.3.
2.Выбор схемы коробки перемены передач и её кинематический расчёт.
2.1.Выбор схемы коробки передач.
Выбирается трёхвальная схема с мультипликатором, которая показана на рисунке 4.1.
Вальная коробка перемены передач (ВКПП) служит для дискретного изменения передаточного числа трансмиссии ГМ, в зависимости от условий её движения. Рассматриваемая коробка передач является трёхвальной, имеет 6 передач переднего хода и 1 передачу заднего хода. В КП используются цилиндрические зубчатые передачи. Для облегчения включения передач, а также уменьшения шума при включении этих передач, ВКПП оборудована шестью синхронизаторами. Валы ВКПП расположены поперечно относительно корпуса ГМ. Входной вал ВКПП соединен с главным фрикционом ГМ. Выходной вал через зубчатые муфты соединен с механизмами поворота ГМ. Картер отлит из легкого и теплопроводного алюминиевого сплава. Картер состоит из двух частей, с разъемом в горизонтальной плоскости по осям валов.
Принцип работы коробки передач состоит в следующем:
На мультипликаторе (вал 1) подключается одна из шестерён II или III , которые соответственно любо повышают либо понижают момент на валах коробки перемены передач. Первый режим служит для реализации первой, третьей и пятой передач, а второй режим для второй, четвёртой и шестой передач. Передача заднего хода реализуется с помощью шестерни I и паразитной шестерни.
Передаточное число передачи заднего хода такое же как и на первой передаче только с обратным знаком, так как вращение будет происходить в другую сторону.
Рисунок 2.1.
2.2.Кинематический расчёт выбранной схемы ВКПП.
Передаточное число трансмиссии на любой передаче:
iтр j = iгитары∙iб.р.∙iк.п. j
Принимается iгитары = 1, iк.п.6 = 0,5 .
Тогда iб.р.=iтр.6/0,5=4,945/0,5=9,891
Тогда передаточное отношение коробки передач на каждой передаче :
iк.п j. = iтр j/9,891
В таблице 4.1 приведены значения передаточных отношений коробки передач на каждой передаче.
Таблица 4.1
iк.п.1 | 3,373 |
iк.п.2 | 2,303 |
iк.п.3 | 1,572 |
iк.п.4 | 1,073 |
iк.п.5 | 0,732 |
iк.п.6 | 0,500 |
Далее необходимо вычленить из передаточного отношения ВКПП на каждой передаче передаточные отношения на мультипликатор.
Обозначается:
iII5 * i47= iI
iIII6 * i47= i2
iII5 * i58= i3
iIII6 * i58= i4
iII5 * i69= i5
iIII6 * i69= i6
iI * i47= iR
Передаточное отношение на каждой передаче определяется следующим образом:
iк.п.j = iрежима мультипликатора∙iпары;
Таким образом для первой передачи:
iк.п.1 = iII5 * i47;
Принимается iI = q = 1,465, тогда:
iII= 1,465
iIII = 1
i47 = 2,303
i58 = 1,073
i69 = 0,5
Принимается для передачи заднего хода:
iR = 1,465.
3.Расчёт зубчатых пар коробки передач.
3.1.Исходные данные.
Исходными данными расчёта зубчатых пар коробки перемены передач являются данные тягового расчёта машины, а так же данные кинематического расчёта выбранной кинематической схемы и ресурс работы агрегатов.
Максимальный свободный момент двигателя:
Мсв max = 320 Н∙м;
Обороты, соответствующие максимальному свободному моменту:
n = 1500 об/мин;
Передаточные отношения зубчатых пар приведены в таблице 3.1.
Таблица 3.1
Обозначение пары | II | III | 47 | 58 | 69 | IR | R4 |
Пер. отношение | 1.465 | 1 | 2.303 | 1.073 | 0.5 | 1.667 | 0.778 |
3.2.Выбор материала зубчатых колёс.
В связи с большими вращающими моментами и большими перегрузками, которые испытывают зубчатые колеса, выбирается сталь 12ХН3А.
Характеристики стали 12ХН3А:
Вид термообработки – улучшение, закалка ,цементация.
Твёрдость зубьев на поверхности 56-63 HRC.
Твёрдость зубьев в сердцевине 300-400 HB.
3.3.Определение допускаемых контактных напряжений.
Допускаемые напряжения определяются по зависимости:
Произведение коэффициентов ZR и ZV, учитывающих шероховатости поверхностей зубьев и окружную скорость соответственно, принимается равное единице. Тогда:
, где - предел контактной выносливости.
SH =1,2 - коэффициент запаса прочности, принимаем равным;
ZN = коэффициент долговечности, учитывает влияние ресурсов.
при условии, что для поверхностно упрочненных материалов;
- число циклов, соответствующее перелому кривой усталости;
- требуемый ресурс рассчитываемого зубчатого колеса в циклах;
-число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за 1 оборот;
α-процент времени работы пары от общего ресурса;
для всех колёс, кроме колёс 3,4,10 равно единице; для колёс 3,4,10 равно двум;
В таблице 3.2 приведены значения α в процентах от общего ресурса.
Таблица 3.2
Номер передачи | 1 | 2 | 3 | 4 | 5 | 6 | Реверс |
Значение α , % | 5 | 10 | 25 | 30 | 15 | 10 | 5 |
3.4.Определение допускаемых изгибных напряжений.
Допускаемые напряжения изгиба для зубьев зубчатых колёс определяются по следующей зависимости:
;
Произведение коэффициентов YR и YA, учитывающих влияние шероховатости переходной поверхностей между зубьями и двустороннего приложения нагрузки (реверса) соответственно, принимаем равное единице. Тогда:
, где - предел выносливости
= 950[МПа] - для данной стали 12ХН3А;
SF - коэффициент запаса долговечности, принимаем равным 1.55;
YN -коэффициент долговечности;
при условии 1 < YN < 2,5 – для и поверхностно упрочненных материалов.
NFG = 4 ∙ 106 - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости.
NFE - эквивалентное число циклов.
Расчет ведем по эквивалентному числу циклов NFE:
, где = 0,038
Тогда: .
3.5.Определение межосевого расстояния.
Предварительное значение межосевого расстояния:
где коэффициент К=6 для данной поверхностной твердости зубьев;
Окружную скорость v вычисляют по формуле:
Уточнённое найденное предварительное значение межосевого расстояния определяется следующим образом:
,
где Ка=450 - для прямозубых колес; =0,4075; - коэффициент нагрузки, учитывающий окружную скорость, степень точности и неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий.
3.6.Определение параметров зубчатых колёс.
3.6.1.Определение модуля.
- для прямозубых передач.
KF - коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба.
-ширина зубчатого венца;
;
Модуль передачи подбирается таким образом, чтобы он лежал в интервале между расчётным максимальным и минимальным значением.
3.6.2.Определение чисел зубьев.
Суммарное число зубьев определяется по формуле: . Затем, максимально приближая фактические передаточные числа пар зубчатых колес на каждой передаче к теоретическим определяются числа зубьев шестерен и колес.
3.6.3.Определение геометрических параметров.
Делительный диаметр: .
Диаметр вершин зубьев: .
Диаметр впадин зубьев: , где - коэффициент воспринимаемого смещения;
- делительное межосевое расстояние;
Значение постоянно и равно нулю.
3.6.4.Определение сил в зацепление.
Окружная: , где соответственно моменты и диаметры шестерни и колеса на i передаче.
Радиальная: .
Так как в проектируемой коробке передач используются цилиндрические прямозубые зубчатые колёса, то осевые силы в зацепление равны нулю для всех пар.
3.7.Проверочный расчёт зубчатых колёс.
3.7.1.Проверочный расчёт по контактным напряжениям.
Условие годности зубчатого колеса по контактной прочности имеет вид:
Если приведённое неравенство после подстановки в него рассчитанных величин выполняется, то зубчатое колесо пригодно по контактной прочности для установки его в данную передачу.
3.7.2.Проверочный расчёт по изгибным напряжениям.
Условие годности зубчатого колеса по изгибной прочности имеет вид:
Если приведённое неравенство после подстановки в него рассчитанных величин выполняется , то зубчатое колесо пригодно по изгибной прочности для установки его в данную передачу.
3.8.Результаты расчёта зубчатых пар.
Результаты расчёта представлены в таблице 3.3. Они получены на ЭВМ с помощью ПО Mathcad.
Итоговые значения межосевых расстояний специально завышены из конструктивных соображений, то есть для того чтобы не приходилось выполнять сдвоенных колёс , таким образом увеличивая габаритные размеры проектируемой коробки перемены передач .
Значения модулей для каждой передачи выбрано одинаковым для унификации и ускорения технологического процесса при изготовлении колёс.
Все расчёты выполняются при условии, что колёса нагружены по III ТРН.