Rpz_Vkpp (1041155), страница 3

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 3)

Рисунок 3.2

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 тремя 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 I или II , которые соответственно любо повышают либо понижают момент на валах коробки перемены передач . Первый режим служит для реализации первой , второй и третьей передач, а так же передачи заднего хода, а второй режим для четвёртой, пятой и шестой передач . Передача заднего хода реализуется с помощью 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 4.1

2.2.Кинематический расчёт выбранной схемы ВКПП.

Передаточное число трансмиссии на любой передаче :

i_{тр j} = i_гитары∙i_б.р.∙i_{к.п. j}

Принимается i_гитары = 1, i_к.п.6 = 0,5 .

Тогда i_б.р.=i_тр.6/0,5=4,147/0,5=8,294

Тогда передаточное отношение коробки передач на каждой передаче :

i_{к.п j.} = i_{тр j}/8,294

В таблице 4.1 приведены значения передаточных отношений коробки передач на каждой передаче .

Таблица 4.1

Далее необходимо вычленить из передаточного отношения ВКПП на каждой передаче передаточные отношения на мультипликатор.

Обозначается:

i_I3 = i_I

i_II4 = i_II

i₅₈ = i₁

i₆₉ = i₂

i₃₇ = i₃

i₄₁₀ = i₄

i₁₀₁₁ = i₅

Передаточное отношение на каждой передаче определяется следующим образом:

i_к.п.j = i_{режима мультипликатора}∙i_пары;

Таким образом для первой передачи:

i_к.п.1 = i_I∙i_1;

Принимается i_I = q = 1,405, тогда:

i₁ = 1,945

i₂ = 1,385

i₃ = 0,986

i_II = 0,507

Принимается для передачи заднего хода:

i₄= i₅=( i₁)^(0.5)=1,395.

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:

М_{св max} = 391,6 Н∙м;

Обороты, соответствующие максимальному свободному моменту:

n = 1500 об/мин;

Передаточные отношения зубчатых пар приведены в таблице 5.1.

Таблица 5.1

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 Z_R и Z_V, учитывающих шероховатости поверхностей зубьев и окружную скорость соответственно, принимается равное единице. Тогда:

, где - предел контактной выносливости.

S_H =1,2 - коэффициент запаса прочности, принимаем равным;

Z_N = 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 5.2 приведены значения α в процентах от общего ресурса.

Таблица 5.2

3.4.Определение допускаемых изгибных напряжений.

Допускаемые напряжения изгиба для зубьев зубчатых колёс определяются по следующей зависимости:

;

Произведение коэффициентов Y_R и Y_A, 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;

S_F - коэффициент запаса долговечности, принимаем равным 1.55;

Y_N -коэффициент долговечности;

при условии 1 < Y_N < 2,5 – для и поверхностно упрочненных материалов.

N_FG = 4 ∙ 10⁶ - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости.

N_FE - эквивалентное число циклов.

Расчет ведем по эквивалентному числу циклов N_FE:

, 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 К_а=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.

K_F - 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 5.3. 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.

Таблица 5.3

4.Определение реакций в опорах валов.

Характеристики

Список файлов курсовой работы