Проектування та розрахунок коробки відбору потужності грузового автомобіля

ID: 198298
Дата закачки: 02 Февраля 2019
Продавец: Рики-Тики-Та (Напишите, если есть вопросы)
    Посмотреть другие работы этого продавца

Тип работы: Работа Расчетно-графическая
Форматы файлов: КОМПАС, Microsoft Word

Описание:
1.Конструкторська частина
1.1. Аналіз конструкції і обгрунтування вибору конструктивної схеми коробки відбору потужності.
Коробка відбору потужності призначена для відбору потужності від коробки передач для приводу різних агрегатів. Вона забезпечує тривалий відбір потужності(до 30 - 40% від потужності двигуна). У разі кріплення коробки відбору потужності до коробки передач вона кріпиться до фланця люка коробки передач.
По конструкції коробки відбору потужності можуть мати від одного до трьох валів(залежно від агрегату, куди підключається коробка, наявністю передач в самій коробці відбору потужності).
Також є відмінності за способом включення коробок відбору потужності, це може бути і примусове включення з місця водія, або автоматичне при використанні механізму для якого відбувається відбір потужності.
Залежно від перерахованих особливостей конструкції коробок відбору потужності, залежать і їх експлуатаційні якості, такі як відсоток відбираної потужності від агрегату, надійність включення коробки і неможливість мимовільного виключення, довговічність і надійність в течії усього терміну служби.
Найбільш прийнятними є коробки відбору потужності з найменшим числом агрегатів, тобто найбільш простою конструкцією, автоматичним включенням і виключенням.
Коробка відбору потужності служить для приводу гідронасоса. Відбір потужності здійснюється з блоку шестерень заднього ходу через зубчасте зачеплення.
Коробка відбору потужності складається з корпусу, в якому на підшипниках встановлені вали, механізм включення, шестерні що знаходиться в постійному зачепленні з шестернею приводу проміжного валу коробки передач автомобіля KamA3. При включенні зубчастого зачеплення потужність від первинного валу коробки передач передається через проміжний вал коробки передач, далі через шестерню, що знаходиться в постійному зачепленні з шестернею
приводу проміжного валу коробки передач, потім на шестерню на проміжній осі, і на вихідний вал коробки відбору потужності.
Включення коробки відбору потужності здійснюється за допомогою стислого повітря. При поданні повітря в пневмокамеру, повітря діє на поршень, викликаючи тим самим переміщення осі з посадженим на нього зубчастим колесом. Колесо входить в зачеплення з шестернею на вихідному валу і з шестернею, що знаходиться в постійному зачепленні з шестернею приводу проміжного валу коробки передач.
При поданні тиску повітря з іншого кінця, поршень повертає вісь в початкове положення - відбувається відключення коробки відбору потужності.
1.1.1 Аналіз існуючих аналогів автомобілів
Автомобіль МАЗ 253
Таблиця 1.1 - Коротка технічна характеристика МАЗ 253
Колісна формула 4х4
Споряджена маса, кг 6950
Повна маса, кг 9900
Двигун DEUTZ BF4M1013
Потужність двигуна, кВт 76
Максимальний момент, що крутить, Нм 155
Максимальна швидкість, км/год 118
Роздавальна коробка
Опис механічна, 2-х ступінчаста
Автомобіль УАЗ- 2205
Таблиця 1.2 - Коротка технічна характеристика УАЗ- 2205
Колісна формула 4х4
Споряджена маса, кг 1855
Повна маса, кг 2700
УАЗ- 4178
Потужність двигуна, кВт(л.с) 56
Максимальний момент, що крутить, Нм 160
Максимальна швидкість, км/год 110
Роздавальна коробка
Опис механічна, 2-х ступінчаста
Автомобіль Mercedes Benz Sprinter
Таблиця 1.1 - Коротка технічна характеристика МАЗ 253
Колісна формула 4х4
Споряджена маса, кг 2900
Повна маса, кг 5000
Двигун OM646DEZZLA
Потужність двигуна, кВт 65
Максимальний момент, що крутить, Нм 220
Максимальна швидкість, км/год 110
Роздавальна коробка
Опис механічна, 2-х ступінчаста

Автомобіль ПАЗ- 3205
Таблиця 1.2 - Коротка технічна характеристика УАЗ- 2205
Колісна формула 4х4
Споряджена маса, кг 5170
Повна маса, кг 7010
ЗМЗ- 5134
Потужність двигуна, кВт(л.с) 56
Максимальний момент, що крутить, Нм 120
Максимальна швидкість, км/год 110
Роздавальна коробка
Опис механічна, 2-х ступінчаста

1.1.2. Аналіз існуючих конструкцій

Роздавальні коробки служать для передачі і розподілу моменту, що крутить, декільком ведучим мостам багатоприводних автомобілів. Зазвичай роздавальну коробку об\'єднують в одному механізмі з додатковою коробкою, що має, як правило, дві передачі. Причому звичайний обидва ступені що знижують або що одна, що знижує, а інша пряма.

Рис.1. Схеми роздавальних коробок з диференціальним приводом:
а-УРАЛ- 375; би - KamA3- 4310; в- Zahnradfabrik «VG - 275.380, 800»

Роздавальні коробки можуть бути виконані з блокованим і диференціальним приводами. У перших коробок усі вихідні вали мають однакову швидкість, а момент, що крутить, розподіляється пропорційно опору провідних коліс і жорсткостям приводів. Такий привід з періодичним включенням переднього моста використовується в роздавальних коробках автомобілів, у яких передній міст виконаний ведучим лише для підвищення прохідності на грунтах з малою здатністю, що несе. У роздавальних коробок з диференціальним приводом ведені вали можуть обертатися з різними швидкостями, а розподіл моментів визначається передатним числом диференціала. Такий тип приводу дозволяє отримати підвищену тягу на дорогах з твердим покриттям при використанні усієї маси як зчіпна.

Рис.2. Схеми роздавальних коробок з блокованим приводом:
а-ГАЗ- 66; би - Aystin Cipsy; в-ЗИЛ- 131; г-Татра«138»; д- Henschel; е - Timken; ж-МАЗ- 7310(прохідний редуктор).

1.2. Тяговий розрахунок автомобіля
Методику розрахунку візьмемо з [1].
Тяговий розрахунок виконується для вибору необхідних параметрів для розрахунку роботи коробки відбору потужності.
Початкові дані:
Таблиця 1.1.
Параметр Значення Розмірність
Ma 17850 кг
Mo 10350 кг
Vmax 70 км/год.
Nmax 154 кВт.
Vраб 1,1 м/с
nNmax 2600 про/хв.
nmin 600 про/хв.
nmax 2930 про/хв.
rk 0,508 м.
F 6 м^2
g 9,81 м/с^2
Uгп 6,53
ŋтр 0,82
K 0,65
f 0,02

Побудова зовнішньої швидкісної характеристики двигуна.
Розраховують величини ефективної потужності Ne і моменту, що крутить, Ті залежно від частоти обертання двигуна nе, при повному відкритті дросельної заслінки або повному поданні палива, по рівняннях:
, кВт. (1.1)
, Нм.        (1.2)
Розрахунок зроблений за допомогою Microsoft Excel. Дані розрахунку приведені в таблиці 1.2.
Залежність Ne і Ті від оборотів двигуна.
  Таблиця 1.2.
nе, про/мін 600 1000 1400 1800 2200 2600 2930
Nе, кВт 29,56 57,38 87,39 115,95 139,37 154 156,8
Ті, Нм 470,59 547,9 596,17 615,19 605,01 565,6 511,2

За даними таблиці 1.2. будується зовнішня швидкісна характеристика

Силовий баланс автомобіля.
По методу А.Е. Чудакова силовий баланс будують, знаючи тягову характеристику автомобіля і сили опору дороги і повітря.
Рівняння силового балансу має вигляд:
(1.3)
Тягову силу на провідних колесах автомобіля визначають за виразом:
(1.4)
Величину сили тяги визначають на усіх передачах.
Силу опору дороги знаходять як:
   (1.5)
де ψ - коефіцієнт сумарного опору дороги.
Для горизонтальної дороги ψ = ƒ може бути визначений по формулі:
   (1.6)
де ƒ0 - коефіцієнт опору коченню для сухого асфальтового покриття, при Vа = 10 - 15 км/год; Vа - швидкість автомобіля, км/год.
Сила опору повітря розраховується по формулі:
   (1.7)
Швидкість автомобіля на кожній передачі визначають по формулі:
   (1.8)
Розрахунок зроблений за допомогою Microsoft Excel. Дані розрахунку приведені в таблицях 1.3 і 1.4.

Залежність РТ і V від включеної передачі і оборотів двигуна.
Таблиця 1.3
nе
про/мін 600 1000 1400 1800 2200 2600 2930
V1 2,25 3,75 5,25 6,75 8,25 9,75 10,98
PT1 38789,97 45168,52 49141,32 50708,37 49869,66 46625,21 42137,46
V2 2,75 4,59 6,43 8,27 10,11 11,95 13,46
PT2 31647,06 36851,04 40092,28 41370,76 40686,5 38039,5 34378,13
V3 4,36 7,27 10,18 13,09 16,01 18,92 21,32
PT3 19990,23 23277,38 25324,75 26132,32 25700,1 24028,08 21715,34
V4 5,34 8,91 12,48 16,04 19,61 23,17 26,11
PT4 16319,57 19003,12 20674,54 21333,83 20980,97 19615,98 17727,91
V5 7,038873 11,73145 16,42404 21,11 25,80 30,50 34,37
PT5 12400,89 14440,06 15710,14 16211,11 15942,99 14905,76 13471,05
V6 8,62607 14,37 20,12 25,87 31,62 37,37 42,12
PT6 10119,12 11783,09 12819,47 13228,27 13009,48 12163,1 10992,38
V7 11,50 19,16 26,83 34,50 42,17 49,83 56,16
PT7 7589,34 8837,31 9614,60 9921,20 9757,10 9122,32 8244,28
V8 14,07 23,46 32,84 42,23 51,61 61 68,74
PT8 6200,44 7220,03 7855,07 8105,55 7971,49 7452,87 6735,52
V9 17,59 29,32 41,06 52,79 64,52 76,25 85,93
PT9 4960,35 5776,02 6284,05 6484,44 6377,19 5962,30 5388,42
V10 21,59 35,98 50,38 64,77 79,16 93,56 105,43
PT10 4042,68 4707,46 5121,50 5284,82 5197,41 4859,27 4391,56

Зміна сил опору руху від швидкості.
Таблиця 1.4
Va 15 30 45 60 75 90 105
Pв 67,5 270 607,5 1080 1687,5 2430 3307,5
Pд 3541,569 3659,768 3856,765 4132,561 4487,155 4920,549 5432,741

Користуючись даними таблиць 1.3 і 1.4, будуємо графік силового балансу.

Динамічна характеристика автомобіля.
Динамічний Чинник визначають при повному навантаженні автомобіля по формулі:
      (1.9)
Користуючись розрахованими значеннями РТ і РВ, рахують динамічний чинник, і результати заносять в таблицю 1.5. Розрахунок зроблений за допомогою Microsoft Excel.
Залежність динамічного чинника від швидкості.
Таблиця 1.5
V1 2,250279 3,750465 5,250651 6,750837 8,251023 9,751209 10,98886
D1 0,221511 0,257922 0,280586 0,289504 0,284676 0,266102 0,240429
V2 2,758179 4,596965 6,435751 8,274537 10,11332 11,95211 13,46911
D2 0,180715 0,210411 0,228886 0,236141 0,232175 0,216989 0,196014
V3 4,366546 7,277577 10,18861 13,09964 16,01067 18,9217 21,3233
D3 0,114126 0,13284 0,144445 0,148941 0,146328 0,136605 0,123232
V4 5,348688 8,914479 12,48027 16,04606 19,61185 23,17765 26,11942
D4 0,093148 0,108386 0,1178 0,121391 0,119158 0,111101 0,100071
V5 7,038873 11,73145 16,42404 21,11662 25,8092 30,50178 34,37316
D5 0,070733 0,082228 0,089254 0,091814 0,089905 0,083529 0,074906
V6 8,62607 14,37678 20,1275 25,87821 31,62892 37,37964 42,12397
D6 0,05766 0,066936 0,072515 0,074396 0,07258 0,067067 0,059735
V7 11,50143 19,16904 26,83666 34,50428 42,1719 49,83951 56,1653
D7 0,043114 0,049838 0,053673 0,054618 0,052673 0,04784 0,041677
V8 14,07775 23,46291 32,84807 42,23324 51,6184 61,00357 68,74633
D8 0,03507 0,040289 0,04301 0,043233 0,040958 0,036186 0,030368
V9 17,59718 29,32864 41,06009 52,79155 64,523 76,25446 85,93291
D9 0,027797 0,031512 0,032998 0,032256 0,029286 0,024087 0,018121
V10 21,59163 35,98606 50,38048 64,7749 79,16933 93,56375 105,4391
D10 0,022288 0,024664 0,024899 0,022992 0,018943 0,012752 0,006032

Потужностний баланс автомобіля.
По аналогії з рівнянням силового балансу рівняння потужностного балансу можна записати в наступному виді:
    (1.10)
Вирішити це рівняння можна графічно, для чого побудуємо графік потужностного балансу. На цей графік нанесемо залежності на усіх передачах, потужності двигуна(Nв) на вищій передачі, потужності заданого дорожнього опору(Nд) і сумарної потужності дорожнього і повітряного опору(Nд + Nв) від швидкості руху автомобіля.
Тягова потужність визначається по рівнянню:
    (1.11)
і будується на кожній передачі залежно від швидкості руху, відповідній частоті обертання, для якої визначалася потужність за швидкісною характеристикою.
Ефективна потужність двигуна(Nе) будується залежно від швидкості тільки на вищій передачі.
Потужності дорожнього опору і опору повітря розраховують залежно від швидкості автомобіля по рівняннях:
, кВт (1.12)
, кВт (1.13)
Розрахунок зроблений за допомогою Microsoft Excel. Дані розрахунку приведені в таблиці 1.6 і 1.7. По їм будують графік потужностного балансу.
Потужностний баланс.
Таблиця 1.6
ne NT V1 V2 V3 V4 V5 V6 V7 V8 V9 V10
600 24,24 2,25 2,758 4,367 5,349 7,039 8,626 11,5 14,08 17,6 21,59
1000 47,05 3,75 4,597 7,278 8,914 11,73 14,38 19,17 23,46 29,33 35,99
1400 71,67 5,251 6,436 10,19 12,48 16,42 20,13 26,84 32,85 41,06 50,38
1800 95,08 6,751 8,275 13,1 16,05 21,12 25,88 34,5 42,23 52,79 64,77
2200 114,3 8,251 10,11 16,01 19,61 25,81 31,63 42,17 51,62 64,52 79,17
2600 126,3 9,751 11,95 18,92 23,18 30,5 37,38 49,84 61 76,25 93,56
2930 128,6 10,99 13,47 21,32 26,12 34,37 42,12 56,17 68,75 85,93 105,4

Зміна потужності опору від швидкості.
Таблиця 1.7
Va 15 30 45 60 75 90 105
Nв, кВт 0,281 2,25 7,594 18 35,16 60,75 96,47
Nд, кВт 14,76 30,5 48,21 68,88 93,48 123 158,5

Прискорення автомобіля
Розрахунок прискорення автомобіля робиться по горизонтальній дорозі по рівнянню:
, м/с2    (1.14)
де j - прискорення автомобіля;
ψ - коефіцієнт опору дороги, що відповідає розрахунковій швидкості руху автомобіля;
g - прискорення вільного падіння, м/с2;
δ - коефіцієнт обліку мас, що обертаються, визначуваний по рівнянню :
   (1.15)
Для вантажних автомобілів В = 0,04 - 0,05.
Розрахунок зроблений за допомогою Microsoft Excel. Дані розрахунку приведені в таблиці 1.8. По їм будують графік прискорення автомобіля.
Прискорення автомобіля.
Таблиця 1.8
V1 2,250279 3,750465 5,250651 6,750837 8,251023 9,751209 10,98886
j1 0,522699 0,617124 0,67588 0,698966 0,686384 0,638132 0,571473
V2 2,758179 4,596965 6,435751 8,274537 10,11332 11,95211 13,46911
j2 0,550911 0,652662 0,715926 0,740703 0,726993 0,674796 0,60276
V3 4,366546 7,277577 10,18861 13,09964 16,01067 18,9217 21,3233
j3 0,524291 0,628362 0,692732 0,717401 0,702368 0,647635 0,572592
V4 5,348688 8,914479 12,48027 16,04606 19,61185 23,17765 26,11942
j4 0,472815 0,57102 0,631403 0,653964 0,638703 0,58562 0,513354
V5 7,038873 11,73145 16,42404 21,11662 25,8092 30,50178 34,37316
j5 0,379187 0,464522 0,516103 0,533931 0,518006 0,468327 0,401932
V6 8,62607 14,37678 20,1275 25,87821 31,62892 37,37964 42,12397
j6 0,302904 0,376593 0,419951 0,43298 0,41568 0,368049 0,305922
V7 11,50143 19,16904 26,83666 34,50428 42,1719 49,83951 56,1653
j7 0,198577 0,254644 0,284729 0,288831 0,26695 0,219088 0,160041
V8 14,07775 23,46291 32,84807 42,23324 51,6184 61,00357 68,74633
j8 0,132588 0,175978 0,195527 0,191235 0,163102 0,111128 0,050302
V9 17,59718 29,32864 41,06009 52,79155 64,523 76,25446 85,93291
j9 0,068324 0,097202 0,103232 0,086414 0,046748 - -
V10 21,59163 35,98606 50,38048 64,7749 79,16933 93,56375 105,4391
j10 0,016863 0,031187 0,021852 - - - -

Час і шлях розгону автомобіля
Визначення часу і шляху розгону проведемо по методу
Н.А.Яковлєва.
Час розгону визначають, знаючи прискорення і швидкість автомобіля.
При прискореному русі автомобіля прискорення рівне:
   (1.16)
Оскільки відсутній аналітичний зв\'язок між прискоренням j і швидкістю Va, те рішення проводимо графоаналітичним методом, користуючись графіком прискорення автомобіля. Криву прискорень розіб\'ємо на ряд інтервалів і припустимо, що в кожному інтервалі швидкостей автомобіль розгониться з постійним середнім прискоренням(jср). Величину визначимо по формулі:
(1.17)
де j1, J2 - прискорення відповідно на початку і кінці інтервалу швидкості(V1, V2).
Для точності розрахунків інтервал швидкості беруть рівним 2 - 3 км/год на першій передачі, 10 - 15 км/год - на вищій передачі і 5 - 10 км/год - на проміжних передачах.
Якщо узяти інтервал швидкостей від V1 - V2, наприклад, то середнє прискорення на цій ділянці(jср) рівне:
    (1.18)
Отже, час розгону в тому ж інтервалі зміни швидкості визначається як:
    (1.19)
Користуючись отриманим вираженням, визначимо час розгону і на усіх інших інтервалах швидкостей.
Загальний час розгону складе:
    (1.20)
використовуючи ці таблиці 1.8, усі розрахункові величини вносимо в таблицю 1.9.
Час розгону автомобіля.
Таблиця 1.9
Va, км/год ΔV, км/год Jср, м/с^2 Δt, з T, з
0 0 0 0 195,7266
2 2 0,26 2,136752
4 2 0,46 1,207729
6 2 0,66 0,841751
8 2 0,7 0,793651
10 2 0,73 0,761035
12 2 0,72 0,771605
14 2 0,709 0,783576
20 6 0,65 2,564103
25 5 0,59 2,354049
30 5 0,51 2,723312
35 5 0,428 3,245067
40 5 0,34 4,084967
45 5 0,258 5,38329
50 5 0,23 6,038647
55 5 0,2 6,944444
60 5 0,12 11,57407
65 5 0,03 46,2963
70 5 0,025 55,55556
73 3 0,02 41,66667

По значеннях Δt, визначеним для різних швидкостей, будуємо криву часу розгону, починаючи її від значення Vmin, для якого t = 0. Для швидкості V2 відкладають значення Δt1; для швидкості V3 - значення часу розгону(Δt1 + Δt2) і т. д. Час перемикання передач(tпп) не враховуються.
Шлях розгону S залежить від швидкості автомобіля і його часу розгону :
    (1.21)
Тоді шлях розгону, наприклад, в інтервалі швидкостей рівний:
   (1.22)
Користуючись отриманим вираженням, розраховують шлях розгону на усіх вибраних інтервалах, починаючи з Vmin. Для подальших швидкостей розрахунок шляху розгону ведеться аналогічно часу розгону.

Загальний шлях розгону від Vmin до Vn рівний:
    (1.23)
Криву шляху розгону від швидкості автомобіля будують для тих же інтервалів швидкості, що і криву часу розгону.
Використовуючи таблицю 1.9, заносять результати обчислень в таблицю 1.10.

Шлях розгону автомобіля.
Таблиця 1.10
Va, км/год Vср, км/год Δt, з ΔS, м S, м
0 0 0 0 3233,208
2 1 2,136752 0,593542
4 3 1,207729 1,006441
6 5 0,841751 1,169098
8 7 0,793651 1,54321
10 9 0,761035 1,902588
12 11 0,771605 2,357682
14 13 0,783576 2,829581
20 17 2,564103 12,10826
25 22,5 2,354049 14,71281
30 27,5 2,723312 20,80307
35 32,5 3,245067 29,29575
40 37,5 4,084967 42,55174
45 42,5 5,38329 63,55273
50 47,5 6,038647 79,6766
55 52,5 6,944444 101,2731
60 57,5 11,57407 184,8637
65 62,5 46,2963 803,7551
70 67,5 55,55556 1041,667
73 71,5 41,66667 827,5463

1.3 Кінематичний розрахунок приводу коробки відбору потужності
Методику розрахунку візьмемо з [2].
Метою кінематичного приводу є визначення потужності і моменту на кожному валу приводу, і перевірка можливості роботи за заданих умов.
Параметри насоса : насос НШ 32М-4
Номінальна частота обертання - 2400 про/мін
Номінальна споживана потужність - 33,2 кВт
Коробка відбору потужності приведена на малюнку 1.

      Мал. 1

Кінематична схема коробки відбору потужності приведена на малюнку 2.

Мал. 2
Розрахунок частоти обертання валів і коліс коробки відбору потужності.
Число оборотів двигуна обчислюємо виходячи з номінальних оборотів насоса по формулі:
     (1.3.1)
U - передатне число коробки передач(КП)
Дані по числах зубів коробки передач візьмемо з [6]
- передатні числа східців КОМУ
U1 - передатне число між шестернею 2 і колесом 1 коробки відбору потужності.
U2 - передатне число між шестернею 4 і колесом 3 коробки відбору потужності.
U3 - передатне число між коробкою передач і колесом 4 коробки відбору потужності.

, про/мін
Число оборотів шестерні 2 і 3 коробки відбору потужності обчислюється за формулою:
(1.3.2)
, про/мін
Число оборотів шестерні 4 коробки відбору потужності обчислюється за формулою:
       (1.3.3)
, про/мін
Число оборотів проміжного валу коробки передач
, про/мін
Розрахунок потужностей на валах коробки відбору потужності.
Потужності на валах визначаються з урахуванням втрат в елементах приводу.
       (1.3.4)
де NT - потужність на валу КОМУ
Передачі прямозубые, отже, η = 0,97,
NТ1 - потужність на веденому валу КОМУ = номінальній потужності насоса.
, кВт
NТ23 - потужність на передавана шестернями 2 і 3
, кВт
NТ4 - потужність на передавана шестернею 4
, кВт
NT5 - потужність на проміжному валу коробки передач
, кВт
Розрахунок моментів на валах коробки відбору потужності.
Для розрахунку моментів на валах необхідно враховувати момент, який відбирає коробка відбору потужності.
Моменти на i- ом валу приводу визначаються по формулі:
(1.3.5)
де Ni і ni - потужність в кВт і частота обертання в про/мін i- го валу.
, Нм
, Нм
, Нм
, Нм
Де Т1 -момент на вихідному валу КОМУ, Т23 - момент передаваний шестернями 2 і 3, Т4 -момент передаваний шестернею 4, Т5 - момент на проміжному валу КП.
Розрахунок можливості роботи коробки відбору потужності.
Необхідно знайти запас потужності при роботі КОМУ. Для цього складемо рівняння потужностного балансу :
(1.3.6)
де Ne.тр - необхідна потужність двигуна, NКОМ - потужність необхідна для роботи КОМУ.
NКОМ = 33,2 кВт.
, кВт
Потужність двигуна при 1585 про/мін складає 100 кВт(дані беремо з тягового розрахунку із зовнішньої швидкісної характеристики двигуна).
Запас потужності складає:
, кВт
Перевірочний розрахунок шестерень проміжного валу коробки передач
Основними видами ушкоджень зубів є вифарбовування і зім\'яло активної поверхні, а також поломки. Ушкодження можуть бути результатом втоми матеріалу при тривалій дії напруги, що циклічно змінюються, або одноразової дії максимального(піковою) динамічного навантаження. Для перевірки, чи достатній опір зубів втомі, виконують розрахунки на контактну втому активних поверхонь і втому при вигині, а чи достатній опір зубів одноразовим піковим навантаженням — відповідні розрахунки на міцність. Розрахунки на втому виконують по розрахунковому моменту Мр, використовуючи при цьому і такі параметри розрахункового режиму навантаження, як розрахункова частота обертання nр. Розрахунки на міцність виконують по максимальному динамічному моменту Мjmax.

Розрахунок шестерні 5 приводу проміжного валу.
Методику розрахунку візьмемо з [4].
Розрахунок на контактну втому.
Перший етап. Визначають параметр розрахункової контактної напруги(МПа)
(1.3.7)
і граничної контактної напруги при базі випробувань NНО циклів
   (1.3.8)
де — параметр межі контактної витривалості при базі випробувань NНО.
Якщо отримано виконує другий і третій етапи розрахунку; якщо розрахунок закінчують.
Розрахункова окружна сила (Н) для циліндричного зубчастого колеса, що має одно зачеплення
        (1.3.9)
де Мр — розрахунковий момент на валу даного зубчастого колеса, Н-м. Його визначають з розрахункового моменту на первинному валу коробки передач з урахуванням передатного числа, ККД і наявність вузлів ділення моменту;dω— початковий діаметр зубчастого колеса, мм
Н.
Одиничну контактну напругу(коефіцієнт контактної напруги) ZH для циліндричної передачі визначають по формулі:
(1.3.10)
при цьому, для прямозубой передачі cos2β=1, αnω=αω.

Коефіцієнт Zε для циліндричних і конічних передач з прямими зубами приймають рівними одиниці.
Коефіцієнт знаходять із співвідношення (), де - враховує підвищення інтенсивності навантаження на похилих контактних лініях у навколополюсних ділянок внаслідок меншої сумарної деформації зубів в середній фазі зачеплення в порівнянні з сумарною деформацією в початковій і кінцевій фазах; — учитывает неточність розподілу навантаження між зубами. Для передач з прямими зубами приймають = =1.
KHα=1,16
Коефіцієнт визначають по формулі:
    (1.3.11)
де — коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині вінця в початковий період роботи передачі;
— коефіцієнт, прироблення зубів, що враховують вплив, в процесі експлуатації.
Коефіцієнт приблизно визначають по графіках(рис.[ ])
Заздалегідь слід розрахувати (1.3.12)

Значення коефіцієнта приведені в таблицю. .[ ]

Коефіцієнт і при окружній швидкості не більше
1 м/с приймають рівним одиниці. У загальному випадку
() і (), де і враховують відповідно динамічне навантаження, обумовлене погрішностями зубчастих коліс, і динамічне навантаження від дії ланок, зовнішніх по відношенню до зубчастої передачі. Наближені значення і можна визначити по графіках мал. 3,27 [ ]

Коефіцієнт визначають з урахуванням властивостей вживаного мастильного матеріалу і характеру роботи зубчастого колеса в передачі. При використанні мастильних матеріалів, рекомендованих нині інструкціями по технічному обслуговуванню вузлів трансмісії, слід приймати .
Для зубчастих коліс, dω, що мають<700 мм, приймають .
Па
Межі витривалості σHlimb, σсHlimb встановлюють при стендових випробуваннях зубчастих коліс із заданими конкретними розмірами, способом термообробки і чистотою поверхонь зубів. Для зубчастих коліс з dω< 300 мм і модулем(тонна, тn, тпт) 3...4 мм значення меж витривалості, відповідна вірогідність неруйнування 90%, у казани в таблиці. 3.5[]. Значення межі витривалості при вигині зубів σсHlimb відносяться до знакозмінного симетричного циклу при базі випробувань NFO. Між межею контактної витривалості(МПа) і його параметром(МПа) є наступна залежність:
       (1.3.13)
Па.
Значення коефіцієнта ZR приведені в таблицю. 3.6[ ].
ZR = 0,82.
Па.
Па.
ПОНЕДІЛОК < 0,9ПНРО. Другий і третій етапи розрахунку не потрібно.

Розрахунок зубів на втому при вигині
Перший етап. Визначають розрахункову напругу вигину(МПа)
(1.3.14)
і гранична напруга вигину при базі випробувань NF0 циклів
(1.3.15)
де - межа витривалості при вигині при базі випробувань NF0 і симетричному циклі зміни напруги; YR і KFc - коефіцієнти, залежні відповідно від способу обробки зубів і характеру циклу.
Якщо отримано виконує другий і третій етапи розрахунку. Якщо , розрахунок закінчують.
Одиничну напругу вигину(коефіцієнт напруги вигину Yf) знаходять по номінальному значенню коефіцієнта Y0F для зубчастих коліс зовнішнього зачеплення по графіку(мал. 3,23[ ])
Y0F = 2,42
Розрахункове значення коефіцієнта напруги вигину
        (1.3.16)
де ru, rα, rρ і rτ — коефіцієнти, що враховують параметри парного зубчастого колеса, кут профілю, радіус кривизни перехідної кривої профілю зуба ρf,, прийнятий перерозподіл товщини зв\'язаних зубів.
Для шестерні Циліндричної передачі зовнішнього зачеплення
(1.3.17)
де X∑ — коефіцієнт суми зміщень(х1 + х2); Zυ — -эквивалентное число зубів; Zф — число зубів умовного парного колеса передачі, для якої розраховані точки на графіці(см.рис.);
     (1.3.18)

Для зубчастих коліс, початковий контур яких задовольняє ГОСТ 13755-81(α = 20, r*I = 0,4), приймають rα = rρ = 1.
У циліндричних передачах rτ = 1.

Коефіцієнт Yε для циліндричних і конічних передач з прямими зубами приймають рівними одиниці.
Коефіцієнт KFα приймають також залежно від міри точності передачі по нормах плавності : при мірі точності 6
KFα = 1.
Коефіцієнт визначають по формулі:
(1.3.19)
де — коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині вінця в початковий період роботи передачі;
— коефіцієнт, прироблення зубів, що враховують вплив, в процесі експлуатації.
Коефіцієнт приблизно визначають по графіках(рис.3.25,3.26[ ]) Заздалегідь слід розрахувати           (1.3.20).

Значення коефіцієнта приведені в таблицю. 3.2[ ]

КFμ = 0,95 - для веденого зубчастого колеса передачі зовнішнього зачеплення.
Коефіцієнт КFX визначають по таблиці. 3.4 [ ] залежно від модуля і діаметру зубчастого колеса.
КFX = 1,02.
Па
Межі витривалості σHlimb, σсHlimb встановлюють при стендових випробуваннях зубчастих коліс із заданими конкретними розмірами, способом термообробки і чистотою поверхонь зубів. Для зубчастих коліс з dω< 300 мм і модулем(тонна, тn, тпт) 3...4 мм значення меж витривалості, відповідна вірогідність неруйнування 90%, у казани в таблиці. 3.5[ ]. Значення межі витривалості при вигині зубів σсHlimb відносяться до знакозмінного симетричного циклу при базі випробувань NFO.
σсHlimb = 420 МПа.
Значення YR для зубчастих коліс з невідшліфованою перехідною поверхнею без грубих слідів обробки, що не піддавалися зміцнюючій обробці дробом, приймається рівним одиниці.
Коефіцієнт KFC можна визначити залежно від характеру вантаження зубчастого колеса таким чином. При явно вираженому знакозмінному циклі вантаження(наприклад, проміжних зубчастих коліс в реверсивних однорядних передачах, сателітів із зовнішнім і внутрішнім зачепленням в планетарних передачах) або періодичному реверсуванні при однаковій тривалості роботи в обох напрямах KFC = 1. У разі одностороннього отнулевого циклу або циклу, досить близького до нього(наприклад, зубчастих коліс нижчих передач в коробках передач), КFC = 1,3.
Па.
Па.
σF < 0,9σFPO. Другий і третій етапи розрахунку не потрібно.

Розрахунок на міцність
Розрахунок на міцність включає визначення коефіцієнта максимального динамічного навантаження, максимальної напруги і перевірку міцності.
Коефіцієнт максимального динамічного навантаження визначають як відношення максимального динамічного моменту МJmax до розрахункового моменту Мр, по якому виконується розрахунок на втому :
       (1.3.21)
Моменти MJmax, і Мр мають бути віднесені до одного і тому ж валу і визначені для однієї і тієї ж передачі. При розрахунку зубчастого колеса, працюючого під навантаженням на декількох передачах, встановлюють передачу, на якій значення MJmax найбільше.
Двигун працює в режимі максимальної потужності і отже KJM = 1.
Параметр максимальної контактної напруги на активних поверхнях зубів
(1.3.22)
Па.
Максимальна контактна напруга
      (1.3.23)
Па.

Максимальна напруга вигину
(1.3.24)
Па.
У формулі(1.3.24) окружна сила Ft і усі коефіцієнти, окрім KJM, мають ті ж числові значення, що і при розрахунку того ж зубчастого колеса на втому на тій же передачі.
Умова достатньої контактної міцності активних поверхонь зубів :

       (1.3.25)
де σHlimM - гранична контактна напруга, при якій можливе ушкодження активної поверхні зуба(зім\'яло, продавлювання, розтріскування зміцненого шару) від одноразової дії динамічного навантаження. Умова достатньої міцності зуба при вигині:

       (1.3.26)

де σFlimM - гранична напруга вигину, при якому можливі поява залишкової деформації зуба або його крихка поломка від одноразової дії динамічного навантаження.
Па.
Па.

1.4.Розрахунок коробки відбору потужності
Розрахунок картера коробки відбору потужності.
Методику розрахунку візьмемо з [3].
Рекомендовану товщину зовнішніх стінок чавунних відливань δ вибирають залежно від приведеного габариту відливання N :
     (1.4.1)
де L, В, Н - відповідно довжина, ширина і висота відливання.
L = 0,28 м.
У = 0,125 м.
Н = 0,16 м.

Дані δ приведені в таблиці 1.4.1.
Таблиця 1.4.1
Залежність δ від N.
N, м 0,05 0,15 0,3 0,7 1,0 1,5 2 3
δ, мм 4 5 6 8 10 12 15 20
Приймемо δ = 6 мм

Розрахунок зубчастих коліс.
Методику розрахунку візьмемо з [4].
Перевірочний розрахунок на контактну витривалість.
Для полюса зачеплення розрахункова контактна напруга визначається по формулі:
(1.4.2)
де КНα - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами; для прямозубых передач КНα = 1; КНβ - коефіцієнт, що враховує розташування шестерні відносно опор; КНV - коефіцієнт динамічного навантаження, що виникає в зачепленні.
Провідна шестерня. (z4 см рис 1)
[σН] визначається по формулі:
   (1.4.3)
де σНlimb - межа контактної витривалості, що відповідає базовому числу циклів напруги; SH - коефіцієнт безпеки;
ZR - коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні зубів;
КHL - коефіцієнт довговічності, визначуваний по формулі :
     (1.4.4)
КHL≥1, але <2,4
(см [4]) (1.4.5)
де з - число зубчастих коліс, що знаходяться в зачепленні з тим, що розраховується; n - частота обертання зубчастого колеса, що розраховується, мин- 1; t - тривалість роботи передачі під навантаженням за розрахунковий термін служби, ч.

SHlimb = HB, ZR = 0,9, SH = 1,2 (см [4])
, МПа
Окружна сила Ft знаходиться по формулі:
    (1.4.6)
, Н
Для визначення КНV необхідно знати міру точності шестерні і окружну швидкість в м/с.
Окружна швидкість знаходиться по формулі:
(1.4.7)
, м/с
KHV = 1,2

Для розрахунку КНβ необхідно розрахувати ψbd(см [4]) :
(1.4.8)
ψba = 0,4

КНβ = 1,02
, МПа
Проміжна шестерня. . (z3 см рис 1)
Розрахунок веденої шестерні проведемо за аналогічною методикою.
,H
КНα = 1, КНβ = 1,015, КНV = 1,3
, МПа
Проміжна шестерня. . (z2 см рис 1)
Розрахунок веденої шестерні проведемо за аналогічною методикою.
,H
КНα = 1, КНβ = 1,015, КНV = 1,3
, МПа
Ведена вал - шестерня. (z1 см рис 1)
Розрахунок веденої шестерні проведемо за аналогічною методикою.
,H
, МПа

Перевірочний розрахунок зубів на витривалість по напрузі вигину
Розрахункова напруга вигину на перехідній поверхні зуба шестерні визначається по формулі:
(1.4.9)
де КFα - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами; для прямозубых передач КFα = 1; КFβ - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині вінця, орієнтовно можна прийняти КFβ = KHβ; КFV - коефіцієнт динамічного навантаження; YF - коефіцієнт форми зуба визначуваний залежно від коефіцієнта зміщення х і числа зубів z прямозубого колеса; Yβ - коефіцієнт, що враховує підвищення вигинистої міцності косого зуба в порівнянні з прямим; для прямозубых передач Yβ = 1. Усі значення коефіцієнтів беруться з [4].
Провідна шестерня(z4 см рис 1)
[σF] визначається по формулі:
(1.4.10)
де σFlimb - межа контактної витривалості, що відповідає базовому числу циклів напруги; SF - коефіцієнт безпеки;
YR - коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні зубів;
KFC - коефіцієнт, що враховує вплив двостороннього додатка навантаження(реверсування); КFC = 1 - одностороннє навантаження;
КFL - коефіцієнт довговічності, визначуваний по формулі :
      (1.4.11)
КHL≥1, але <2
(1.4.12)
де з - число зубчастих коліс, що знаходяться в зачепленні з тим, що розраховується; n - частота обертання зубчастого колеса, що розраховується, мин- 1; t - тривалість роботи передачі під навантаженням за розрахунковий термін служби, ч(см [6]).

SFlimb = 850 HB, YR = 1,1, SF = 2
, МПа
Для визначення КFV необхідно знати міру точності шестерні і окружну швидкість в м/с.
KFV = 1,5
YF = 4,3
mn = 4,25
, МПа
Проміжна шестерня(z3 см рис 1)
Розрахунок проміжної шестерні проведемо за аналогічною методикою.
YF = 3,46
, МПа

Проміжна шестерня. (z2 см рис 1)
Розрахунок проміжної шестерні проведемо за аналогічною методикою.
YF = 3,46
, МПа

Ведена шестерня (z1 см рис 1)
Розрахунок веденої шестерні проведемо за аналогічною методикою.
YF = 3,46
, МПа
Перевірочний розрахунок валів.
Методику розрахунку візьмемо з [5]. Усі необхідні коефіцієнти беремо з цієї ж методики.
Ведений вал.
Перевірочний розрахунок робиться у формі перевірки коефіцієнта запасу міцності. Вал розглядають як тіло, що має об\'ємний неоднорідний напружений стан при змінній напрузі.
Основними навантаженнями на вали є сили від передач.
Сили на вали передаються через насаджені на них деталі. При розрахунках приймають, що насаджені на вал деталі передають сили і моменти валу на середині своєї ширини.
При переході від конструкції до розрахункової схеми роблять також схематизацію опор і форми валу. Форми валу набувають у вигляді невагомого бруса постійного перерізу.

Малюнок 3.
(1.4.13)
де tgα = 200 - кут профілю; β - кут нахилу зуба, для прямозубой передачі β = 00.
, Н
Для знаходження реакцій Ra складемо рівняння моментів навколо точки В:

, Н
Для знаходження Rb складемо рівняння рівноваги сил уздовж осі Y

, Н
Для знаходження реакцій Ra складемо рівняння моментів навколо точки В:

, Н
Для знаходження Rb складемо рівняння рівноваги сил уздовж осі X

, Н

Для встановлення небезпечних перерізів побудуємо епюру моментів навколо осі Х(см рис.1)
Небезпечним є переріз, уздовж якого діє сила Fr.
Для цього перерізу визначимо запас опору втоми і порівняємо їх з тими, що допускаються.
Напруга, що допускається, визначається по залежності:
(1.4.14)
де σа - амплітуда напруги циклу.
Напруга в небезпечних перерізах визначає по формулі:
(1.4.15)
де М - момент, що вигинає, в перерізі валу, що розраховується;
W - осьовий момент опору перерізу. який визначається по формулі:
(1.4.16)
Доσ - ефективний коефіцієнт концентрації напруги при вигині, який призначається залежно від виду концентратора і його характеристик.
σ- 1 - межа витривалості гладких зразків при симетричному циклі вигину.
Кd - коефіцієнт впливу абсолютних розмірів поперечного перерізу.
КF - коефіцієнт впливу шорсткості.
[Sσ] = 1,5
КV - коефіцієнт впливу поверхневого зміцнення.
σ- 1 = 250 МПа
КV = 1,6
Доσ = 1
Кd = 0,77
МПа
МПа
Розрахунок підшипників.
Методику розрахунку візьмемо з [6]. Усі необхідні коефіцієнти беремо з цієї ж методики.
Проміжний вал.
Розрахунок підшипників зводиться до визначення потрібної довговічності(ресурсу) L, які пов\'язані з еквівалентним динамічним навантаженням Р наступною залежністю:
(1.4.17)
де m = 3 - для кулькових підшипників.
З і Р вимірюються в Н, а L - в млн. оборотів.
Еквівалентне динамічне навантаження Р для радіальних підшипників визначається по формулі:
(1.4.18)
де Fr і Fа - радіальна і осьова навантаження, що діють на підшипник;
V - коефіцієнт обертання, залежний від того, яке колесо обертається(при обертанні внутрішнього колеса V = 1, зовнішнього, - V = 1,2);
Доσ - коефіцієнт безпеки, який враховує характер навантаження;
КТ - температурний коефіцієнт;
X, Y - коефіцієнти радіальної і осьової навантажень.
Fr = 3272 Н
Fа = 0
Х = 1
Доσ = 1,1
КТ = 1
V = 1
Підшипник 204, З = 12700 Н
Н

Знаючи ресурс роботи підшипника в млн. оборотів, можна визначити його ресурс в годиннику по наступній залежності:
(1.4.19)
де n - частота обертання валу в про/хв.
, ч

Ведений вал.
Fr = 2303 Н, Fа = 0
Х = 1
Доσ = 1,15
КТ = 1
V = 1
Підшипник 210, З = 35100

, ч

Перевірочний розрахунок проміжної осі
Перевірочний розрахунок робиться у формі перевірки коефіцієнта запасу міцності. вісь розглядають як тіло, що має об\'ємний неоднорідний напружений стан при змінній напрузі.
Сили на вали передаються через насаджені на них деталі. При розрахунках приймають, що насаджені на вал деталі передають сили і моменти валу на середині своєї ширини.
При переході від конструкції до розрахункової схеми роблять також схематизацію опор і форми валу. Форми валу набувають у вигляді невагомого бруса постійного перерізу.

Малюнок

F12 = 6320, H
F43 = 8502.6, H
Для знаходження реакцій Ra складемо рівняння моментів навколо точки В:

, Н
Для знаходження Rb складемо рівняння рівноваги сил уздовж осі Y

, Н
Для встановлення небезпечних перерізів побудуємо епюру моментів навколо осі Х(див. мал. )
Небезпечним є переріз, уздовж якого діє сила Fr.
Для цього перерізу визначимо запас опору втоми і порівняємо їх з тими, що допускаються.
де σа - амплітуда напруги циклу.
Напруга в небезпечних перерізах визначає по формулі:

де М - момент, що вигинає, в перерізі валу, що розраховується;
W - осьовий момент опору перерізу. який визначається по формулі:

Доσ - ефективний коефіцієнт концентрації напруги при вигині, який призначається залежно від виду концентратора і його характеристик.
σ- 1 - межа витривалості гладких зразків при симетричному циклі вигину.
Кd - коефіцієнт впливу абсолютних розмірів поперечного перерізу.
КF - коефіцієнт впливу шорсткості.
[Sσ] = 1,5
КV - коефіцієнт впливу поверхневого зміцнення.
σ- 1 = 250 МПа
КV = 1,6
Доσ = 1
Кd = 0,77
МПа
МПа

Комментарии: Розрахунково-графічна робота містить 55 листів записки, 5 лис. А1 + специфікація. Матеріал для дипломної чи курсової роботи шикарний!

Размер файла: 878,4 Кбайт
Фаил: