zapiska (1041159), страница 3
Текст из файла (страница 3)
На рисунке 3.2 приведён график зависимости динамического фактора от скорости на каждой передаче.
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 (далее по тексту 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 Iили 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 ходи , а второй режим для четвёртой , пятой и шестой передач . Передача заднего ходи 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 :
iтрj=iгитары*iб.р.*iк.п.j
Принамаетсяiгитары=1, iк.п.6=0,5 .
Тогда iб.р.=iтр.6/0,5=3,635/0,5=7,27
Тогда передаточное отношение коробки передач на каждой передаче :
iк.пj.=iтрj/7.27
В таблице 4.1 приведены значения передаточных отношений коробки передач на каждой передаче .
Таблица 4.1
| iк.п.1 | 3,051 |
| iк.п.2 | 2,125 |
| iк.п.3 | 1,480 |
| iк.п.4 | 1,031 |
| iк.п.5 | 0,718 |
| iк.п.6 | 0,500 |
Далее необходимо вычленить из передаточного отношения ВКПП на каждой передаче передаточные отношения на мультипликатор .
Обозначается :
iI3=iI
iII7=iII
i14=i1
i25=i2
i36=i3
i78=i4
i89=i5
Передаточное отношение на каждой передаче определяется следующим образом :
iк.п.j=iрежима мультипликатора*iпары
Таким образом для первой передачи :
iк.п.1=iI*i1
Принимается iI=q=1.436 , тогда :
i1=2.125, i2=1.480, i3=1.031, iII=0.485
Принимается для передачи заднего хода :
i4=i5=(i1)^(0.5)=1.458
3.Расчёт зубчатых пар коробки перемены передач.
Числовой расчёт приведён только для пары I-3.Для всех остальных пар результаты расчёта будут приведены в таблице 5.3.
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 :
Мсвmax = 385.1 Н*м
Обороты , соответствующие максимальному свободному моменту :
n=1500 об/мин
Передаточные отношения зубчатых пар приведены в таблице 5.1.
Таблица 5.1
| Обозначение пары | I 3 | II 7 | 1 4 | 2 5 | 3 6 | 7 8 | 8 9 |
| Пер.отношение | 1.436 | 0.485 | 2.125 | 1.480 | 1.031 | 1.458 | 1.458 |
3.2.Выбор материала зубчатых колёс.
Всвязи 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 = коэффициент запаса прочности, принимаем равным 1.2;
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 3,7,8 равно единице; для колёс 3,7,8 равно двум;
В таблице 5.2 приведены значения α в процентах от общего ресурса.
Таблица 5.2
| 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 YRи YA, учитывающих влияние шероховатости переходной поверхностей между зубьями и двустороннего приложения нагрузки (реверса) соответственно, принимаем равное единице. Тогда:
, где 
- предел выносливости
=900[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; 
= 0,25 - коэффициент ширины венца при несимметричном расположении колес относительно опор; 
- 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 , что бы он лежал в интервале между расчётными 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 равнонулю.
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.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
