Введение
 |
Основанием для выполнения курсовой работы является систематизация и закрепление теоретических и практических знаний, полученных на лекциях, лабораторных и практических занятиях. Овладение методиками и навыками самостоятельного решения конкретных инженерных задач, умение пользоваться стандартами, ГОСТами, единой системой конструкторской документации, справочной литературой, табличным материалом, учебной литературой и т.д.
Рассчитываемым и проектируемым узлом в работе будет автомобильная коробка передач. Коробкой передач называется механизм трансмиссии, изменяющий при движении автомобиля соотношение между скоростями вращения коленчатого вала двигателя и ведущих колес.
Коробка передач является важным конструктивным элементом трансмиссии автомобиля. Коробка передач служит для изменения крутящего момента на ведущих колесах автомобиля, длительного разъединения двигателя и трансмиссии и получения заднего хода. Коробка передач, как агрегат трансмиссии автомобиля, имеет такое же важное значение, как и двигатель транспортного средства. Только при правильном подборе агрегатов и их нормальном взаимодействии возможно трогание автомобиля с места, а так же его движение вперед и назад.
Во время движения автомобиль сталкивается в основном с тремя различными видами сопротивления окружающей среды, наличие коробки передач в трансмиссии позволяет повысить тягово-скоростные свойства, топливную экономичность и проходимость автомобиля. Коробка передач с набором ступеней помогает преодолеть любое сопротивление движению.
Можно выделить три основных вида сопротивления окружающей среды:
- Сопротивление качению. Может быть низким на асфальтированном шоссе и высоким на грунтовой дороге.
- Сопротивление воздуха (аэродинамическое сопротивление). Может быть низким при небольшой скорости движения и возрастать по мере увеличения скорости. Кроме этого, оно зависит от формы кузова автомобиля – его обтекаемости.
- Сопротивление движению на подъем растет по мере увеличения крутизны склона, по которому проложена дорога (%). Для автомобилей промышленного назначения иногда указывается максимальный угол подъема. Для легковых автомобилей, как правило, ограничивается допустимая масса буксируемого прицепа.
В курсовой работе будет составлен расчет, произведен выбор основных параметров и размеров элементов коробки передач, расчет показателей нагруженности и прочности. В ходе этого анализа будут разобраны конструкции механизмов коробок передач, методы их разработки и усовершенствования существующих механизмов, нагруженности и действующих в них сил и моментов, что позволит разрабатывать и обосновывать методики диагностирования состояний конструкции, прогнозировать ее состояние в процессе эксплуатации, выявлять обоснованность и важность тех или иных позиций технического обслуживания.
Цель и задачи расчета курсового проекта можно условно разделить на пункты:
- Расчет межосевого расстояния (базового размера) и на его основе расчет и выбор основных параметров коробки передач (КП) – длинны, ширины, веса, количества масла, а так же выбора параметров зубчатых колес.
- По принятой конструктивной и кинематической схемам КП и рассчитанным передаточным числам определяется для каждой пары сопряженных зубчатых колес, удовлетворяющих передаточным числам на каждой ступени, т.е. кинематический расчет.
- Расчет на прочность зубьев шестерен и валов, а так же валов на жесткость, а зубьев на износ. Расчет на работоспособность подшипников и определение КПД, т.е. статический расчет.
- Выбор типа исполнительного механизма переключения передач и его привода и расчет синхронизаторов, т.е. расчет управления КП.
 |
1. Определение исходных параметров.
Для разработки конструкции и выполнения соответствующих расчетов необходимо предварительно подобрать и определить параметры автомобиля, для которого будет разрабатываться заданный механизм. Таким образом целями и задачами данного раздела будут:
1. Определение полной массы автомобиля или силы тяжести автомобиля;
2. Подбор колес и их параметров;
3. Определение мощности двигателя, для обеспечения движения автомобиля с заданной максимально скоростью;
4. Расчет и построение внешних характеристик двигателя;
5. Определение передаточных чисел трансмиссии, для выполнения дальнейших расчетов.
Исходными данными служат следующие значения:
1. Максимальная скорость движения транспортного средства по горизонтальному участку дороги с твердым покрытием
;
2. Грузоподъёмность транспортного средства 
;
3. Вид транспортного средства – легковой переднеприводный автомобиль;
4. Вид разрабатываемого механизма – коробка передач.
За аналог при разработке, принимаю, согласно исходным данным, автомобиль ГАЗ – 24 Волга
Основные характеристики аналога, ГАЗ – 24 Волга:
Эксплуатационные показатели: | |
Максимальная скорость, км/ч | 145 |
Разгон до 100 км/ч, с | 22 |
Расход топлива, л, город/трасса | 15/10 |
Марка топлива | АИ – 76 |
Габаритные размеры: | |
Длинна | 4735 |
Ширина | 1800 |
Высота | 1490 |
Колесная база | 2800 |
Ширина передней колеи | 174 |
Ширина задней колеи | 1476 |
Размер колес | 205/70/R14 |
Объем и масса | |
Объем багажника, л | 500 |
Объем топливного бака, л | 55 |
Снаряженная масса, кг | 1400 |
Полная масса, кг | 1940 |
Двигатель: | |
Тип двигателя | бензин |
Расположение | переднее, продольное |
Объем двигателя, см3 | 2445 |
Максимальная мощность, л.с./кВт при об/мин | 90/67 при 4500 |
Максимальный крутящий момент, Нм при об/мин | 173 при 2600 |
Расположение цилиндров, количество | рядное,4 |
Тип привода | задний |
Коробка передач | механика, 4 ступенчатая |
1.1. Определение полной массы автомобиля. Полную массу автомобиля можно представить следующим выражением:
,где
– масса снаряженного автомобиля, т.е. без груза, без водителя и пассажиров. Определяем снаряженную массу автомобиля 
.
Провожу анализ коэффициента использования массы автомобиля:
- ГАЗ 3102 Волга: 
, нахожу грузоподъёмность 
, 
;
- BMW 5 E28 84 г.в.: 
, нахожу грузоподъемность 
,
;
- Audi 80 81 г.в.: 
, нахожу грузоподъемность 
, 
;
- Dodge Stratus 93 г.в.: 
, нахожу грузоподъемность 
,
;
- Lexus GS 93 г.в.: 
, нахожу грузоподъемность 
, 
;
- Audi A8 94г.в.: 
, нахожу грузоподъемность 
, 
;
- Ford Taurus 96 г.в.: 
, нахожу грузоподъемность 
,
;
- Dodge Interpride 97 г.в.: 
, нахожу грузоподъемность 
,
;
- Chrysler Concorde 93 г.в.: 
, нахожу грузоподъемность 
,
;
Полученные значения 
коэффициента использования массы автомобиля, привожу к среднему значению: 
.
Согласно проведенному анализу, принимаем 
– коэффициент использования массы груза до 
.
;
;
– полезная нагрузка, грузоподъемность, 
;
– масса человека. Принимаем 
;
– число мест пассажиров. Принимаем 
;
– масса багажа. По условию масса багажа одного пассажира легкового автомобиля 
кг. Принимаем 
.
Определяем полную массу автомобиля согласно выше указанной формуле: 
.
1.2. Подбор пневматических шин. Подбор шин производят исходя из допустимой нагрузки на шину и соотвествующей скорости движения. Что бы определить нагрузку, приходящуюся на одну шину, необходимо знать распределение веса груженого автомобиля по осям, т.е. рассчитать коэффициент нагрузки соответственно передней и задней осей.
Провожу расчет нагрузки приходящейся на одно колесо задней оси, с помощью выражения:
где
– коэффициент загрузки задней оси АТС, принимаем 
;
– коэффициент увеличения нагрузки на заднюю ось при движении автомобиля, принимаем 
;
– сила тяжести автомобиля 
– число шин на оси, принимаем 
т.к. при колесной формуле 
на заднюю ось приходится менее 
полной массы автомобиля.
Провожу расчет нагрузки приходящейся на одно колесо задней оси:
.
По стандартам ГОСТ 4754-80 «Шины пневматические для легковых автомобилей. Технические условия», изменен на ГОСТ Р 52900-2007 «Шины пневматические для легковых автомобилей и прицепов к ним. Технические условия», подбирается тип и размер пневматических шин. Согласно полученному значению 
, по таблице ГОСТ и сайту магазина «Колесо», подбираем пневматические шины:
Согласно ГОСТ:
175/80 R16
- наружный диаметр 686 мм (rсн = 326 мм);
- ширина профиля 178 мм;
- статический радиус 315 мм;
- радиус качения 330 мм;
- нагрузка на шину 4925 Н, 505 кгс;
- давление 0,2 МПа, 2 кгс/см2.
Согласно магазину «Колесо»:
185/60 – 15 88Н TL, где
R – обозначение шины – радиальная;
16, 15 – посадочный диаметр;
175, 185 – обозначение номинальной ширины профиля, мм;
80,60 – номинальное отношение высоты профиля к ее ширине, %;
Из полученных значений пневматической шины (выбираем данные согласно магазину «Колесо»), находим радиус колеса, катящегося без скольжения из выражения:
,где
– коэффициент деформации, принимаем 
;
– свободный радиус колеса. Определяем с помощью следующего выражения: 
Из выше приведенного выражения, находим радиус колеса, катящегося без скольжения: 
.
1.3. Определение мощности двигателя и посторенние его характеристик. Двигатель подбирают исходя из условии движения с заданной максимальной скоростью Vmax по хорошей дороге, исходя из баланса мощности:
, где:
Ga = mag – полный вес автомобиля, в Н, Ga = 17239,113 Н;
Ψ – комплексный коэффициент сопротивления дороги, принимаем Ψ = 0,02;
Vmax – максимальная скорость автомобиля, в м/с, Vmax = 42,8 м/с;
k – коэффициент обтекаемости, в Н с2/м4, для легкового автомобиля в кузове седан выбираем k = 0,17 Н с2/м4.
– лобовое сечение автомобиля, м2. Высчитаем с помощью выражения: 
, где α – коэффициент заполнения площади, принимаем α = 0,78;
Ba,Ha – наибольшая ширина, наибольшая высота, принимаем среднее значение из аналогичных по конструкции автомобилей. Провожу анализ лобового сечения аналогичных транспортных средств:
- ГАЗ 3102 Волга: 
,
;
- BMW 5 E28 84 г.в.: 
,
;
- Audi 80 81 г.в.: 
,
;
- Dodge Stratus 93 г.в.: 
,
;
- Lexus GS 93 г.в.: 
,
;
- Audi A8 94г.в.: 
,
;
- Ford Taurus 96 г.в.: 
,
;
- Dodge Interpride 97 г.в.: 
,
;
- Chrysler Concorde 93 г.в.: 
,
.
Полученные значения лобового сечения автомобиля, привожу к среднему значению: 
Согласно проведенному анализу принимаем значение лобового сечения разрабатываемого автотранспортного средства 
;
ηтр – КПД трансмиссии, принимаем 0,91.
При помощи вышеуказанного выражения, производим расчет:
Определяем максимальную мощность двигателя, с помощью выражения: 
,
, принимаем 
.
Определяем максимальную частоту вращения вала двигателя, из соотношения: 
, принимаем 
, согласно проведенному анализу;
, принимаем 
.
Для расчетного определения скоростной характеристики двигателя используем формулу:
Для определения крутящего момента двигателя используем формулу:
Для построения скоростной характеристики необходимо получить не менее 10 расчетных точек и крутящего момента. Для этого составляем сводную таблицу значений характеристик работы двигателя, куда с шагом, чтобы получить не менее 10 значений, подставляем частоту вращения от минимально до максимальной, 
и 
. Затем для заданных текущих значений частоты вращения по вышеприведенным формулам рассчитываем текущие значения мощности и крутящего момента.
Произвожу расчет внешней характеристики двигателя:
1) 
2) 
3) 
4) 
5) 
6) 
7) 
8) 
9) 
10) 
Составляю таблицу значений параметров внешней характеристики двигателя:
n, об/м | 640 | 1280 | 1920 | 2560 | 3200 | 3840 | 4480 | 5120 | 5760 | 6400 |
Ne, кВт | 6,024 | 12,870 | 20,109 | 27,398 | 34,122 | 39,949 | 44,544 | 47,337 | 47,913 | 45,826 |
M, Н м | 89,994 | 96,023 | 100,024 | 102,207 | 101,835 | 99,352 | 94,954 | 88,296 | 79,439 | 68,381 |
По данным таблицы строим график внешней характеристики двигателя 
:
1.4. Определение необходимы передаточных чисел трансмиссии.
При расчете проектируемого агрегата требуется знание ряда передаточных чисел трансмиссии. Кинематическая схема трансмиссии выбирается на основе анализа существующих трансмиссии или по принятому прототипу с учетом поставленных задач. Коробка передач может иметь передаточное число высшей передачи равное единице, т.е 
– прямая передача, или повышающую передачу т.е. 
. Принимаю, по конструктивным особенностям, .
Кинематическая скорость движения автомобиля может быть выражена следующим образом:
, где
– радиус качения колеса. 
;
– частота вращения вала двигателя. Принимаем 
;
– передаточное число главной передачи. Из выше указанной формулы выразим : 
,
;
Производим расчет передаточного числа первой передачи, который складывается из трех условий:
Первое условие – возможность преодоления заданного максимального дорожного сопротивления, характеризуемый комплексным коэффициентом сопротивления дороги ψ.
, где
- коэффициентом сопротивления дороги. Принимаем 
;
- полный вес автомобиля, в Н. Принимаем 
;
– радиус качения колеса. ;
– максимальный крутящий момент двигателя.
Принимаем 
;
- передаточное число на главной передаче. ;
ηтр – КПД трансмиссии, принимаем 
Производим расчет: 
Второе условие – возможность реализации максимального тягового усилия по условиям сцепления колес с дорогой.
, где
– коэффициент сцепления для сухого шоссе. Принимаем 
;
– сцепная сила тяжести, сила тяжести приходящаяся на ведущую ось. 
, где 
– сцепная масса, 
, где 
, 
– масса приходящаяся на ведущую ось. Согласно проведенной статистике аналогичных транспортных средств, нагрузка на оси будет в соотношении 65% – на передний мост и 35% – на задний мост. Произвожу расчет нагрузки на переднюю ведущую ось 
.
.
.
– максимальный крутящий момент двигателя.
Принимаем ;
- передаточное число на главной передаче. ;
ηтр – КПД трансмиссии, принимаем
Производим расчет: 
.
Третье условие – возможность движения с минимальной устойчивой скоростью.
, где
- минимально устойчивая частота вращения коленчатого вала двигателя при движении автомобиля. Принимаем 
;
– радиус качения колеса. ;
- передаточное число на главной передаче. ;
- минимально устойчивая скорость движения автомобиля из условий удобства маневрирования. Принимаем 
.
Производим расчет: 
Произвожу сравнение полученных передаточных чисел. Они должны удовлетворять следующему
, где 
, , 
не удовлетворяет! Сцепную массу увеличить не возможно
Согласно условию принимаю, как передаточное число первой передачи.
Определив передаточные числа и выполнив технологические условия, произвожу расчет кинематической скорости движения автомобиля:
.
4.3.5. Выводы. Систематизирую в таблицу раздел 1 основные расчетные параметры автомобиля, для использования в дальнейших расчетах
Обозначен./Значение/Ед. измерен. | Наименование/определение |
| Максимальная скорость движения транспортного средства по горизонтальному участку дороги с твердым покрытием |
| Грузоподъёмность транспортного средства |
| Коэффициент использования массы до |
| Масса снаряженного автомобиля, т.е. без груза, без водителя и пассажиров |
| Масса человека |
| Число мест пассажиров |
| Масса багажа. По условию масса багажа одного пассажира легкового автомобиля |
| Полная масса автомобиля |
| Сила тяжести автомобиля |
| Коэффициент загрузки задней оси АТС |
| Коэффициент увеличения нагрузки на заднюю ось при движении автомобиля |
| Нагрузка приходящейся на одно колесо задней оси |
| Коэффициент деформации колеса |
| Свободный радиус колеса |
| Радиус колеса катящегося без скольжения |
Ψ = 0,02 | Комплексный коэффициент сопротивления дороги |
k = 0,17 Н с2/м4 | Коэффициент обтекаемости, для легкового автомобиля в кузове седан |
F = 2,392 м2 | Лобовое сечение автомобиля |
| Мощность двигателя |
| Максимальная мощность двигателя |
| Статистическая частота вращения вала двигателя |
| Максимальная частота вращения вала двигателя |
| Минимальная частота вращения вала двигателя |
| Передаточное число высшей передачи коробки передач |
| Радиус качения колеса |
| Передаточное число главной передачи |
| Коэффициентом сопротивления дороги |
| КПД трансмиссии |
| Минимально устойчивая скорость движения автомобиля из условий удобства маневрирования |
| Передаточное число первой передачи |
| Кинематическая скорость движения автомобиля на первой передаче |
5. Расчет коробки передач
5.1. Определение промежуточных передаточных чисел КП.
В выше проведенных расчетах были определены передаточные числа:
- главной передачи ;
- высшей передачи (4 передачи в КП) 
;
- первой передачи 
Для определения передаточных чисел на промежуточных передачах применим формулу:
,где:
– искомая передача;
– номер искомой передачи;
– номер прямой передачи, 
, т.к. 
;
– передаточное число первой передачи, .
произвожу расчет:
для 2 передачи КП: 
для 3 передачи КП: 
Таким образом, получаем ряд передаточных отношений КП:
(принимаем передаточное отношение согласно аналогу).
5.2. Выбор кинематической схемы КП.
Рисунок 2. Кинематическая схема трехвальной синхронизированной КП.
На рисунке представлена схема трехвальной синхронизированной КП. На схеме видно, первая передача и передача заднего хода размещены в непосредственной близости от опор. Такое расположение зубчатых колес является рациональным, т.к. максимальные радиальные силы, вызывающие прогиб валов, и углы поворота сечений соответствуют включению этих передач. Часто используемые передачи располагаются в зоне наименьших углов поворота сечений вала (ближе к середине вала), где условия работы зацепления лучше. Это приводит к уменьшению уровня шума и износа зубьев колес.
5.3. Расчет межосевого расстояния.
Основные размеры и масса КП определяется размерами зубчатых колес, которые зависят от выбранного межосевого расстояния.
,где:
– коэффициент, принимаем 
;
– максимальный крутящий момент двигателя, 
;
5.4. Выбор основных параметров зубчатых колес.
5.4.1. Рабочая ширина зубчатых венцов определяется по соотношению:
Принимаем 
т.к. высока нагрузка на валы КП.
5.4.2. Предварительно находим нормальный модуль 
зубчатых колес КП, принимаем 
.
5.4.3. Предварительно находим угол наклона косозубых колес 
, принимаем 
5.4.4. Рассчитываем сумму чисел зубьев в паре:
принимаем 
5.4.5. Производим по полученным данным уточнение угла :
Принимаем 
6. Определение габаритных размеров и массы КП, диаметров валов, основных размеров подшипников.
6.1. Размер между стенками и вращающимися деталями, принимаю зазор
5 – 8 мм. Зазор между вершинами зубьев и днищем КП должен быть не менее 15 мм.
6.2. Габаритный осевой размер картера для легкового автомобиля с 4 – ступенчатой КП: 
, принимаем 
6.3. Осевые размеры зубчатых муфт синхронизаторов зависят от конструктивных особенностей. Двухсторонняя зубчатая муфта с синхронизатором имеет осевой размер, который можно найти по формуле:
,
принимаем 
6.4. Предварительный расчет массы синхронизированной трехвальной КП:
кг, где
- диапазон передаточных чисел КП, 
;
– число ступеней КП, 
.
принимаем 
.
6.5. Размеры валов КП выбирают из условий обеспечения достаточной жесткости. У шлицевой части первичного вала ориентировочно принимают диаметр исходя из соотношения:
принимаем 
.
В средней части вторичного и промежуточных валов 
6.6. Предварительные габаритные размеры подшипников. Для этого ориентировочно можно руководствоваться соотношением основных размеров в долях межосевого расстояния, согласно ГОСТ 8338-75:
,где
– диаметр наружного кольца подшипника;
– ширина кольца подшипника;
– диаметр внутреннего кольца по вал.
Подшипник задний первичного вала:
, принимаем по ГОСТ 8338-75 С.6 Легкая серия – 207 
.
Подшипник задний вторичного вала:
, принимаем по ГОСТ 8338-75 С.6 Легкая серия – 207 .
Подшипник передний промежуточного вала:
, принимаем по ГОСТ 8338-75 С.6 Легкая серия – 205 
Подшипник задний промежуточного вала:
ГОСТ 8338-75 С.6 Легкая серия – 205 .
6.7. По условию необходимой жесткости картера перемычка между соседними отверстиями под подшипники в стенке картера должна быть около 
.
Диаметр шейки вторичного вала под передний подшипник принимают, примерно 
.
7. Кинематический расчет
Исходные данные:
Тип КП – принимаем КП, трехходовая, соосная, с механическим управлением, с постоянным зацеплением шестерен, четырехступенчатая с синхронизаторами на всех передачах переднего хода.
Передаточные числа: , , 
, , 
.
Суммарное число зубьев в каждой паре передач КП .
Искомые величины:
Число зубьев ведущего и ведомого зубчатых колес на 
, 
, 
, 
, передачах.
Решение:
7.1. Число зубьев ведущего и ведомого зубчатых колес на .
Согласно статическим данным из таблицы 5 методического пособия по выполнению работы, для легковых автомобилей число зубьев ведущей шестерни первой передачи
, принимаем 
.
Тогда ведомой шестерни:
, 
Уточняем количество зубьев ведущей и ведомой шестерен:
Проверяем передаточное число пары:
Результаты расчетов свожу в таблицу:
№ п/п | Искомая величина со значением | ||||||
|
|
|
|
|
|
| |
1. | 3,5 | 3 | 15 | 28 | 43 | 0,53 | 26 |
8. Статический расчет КП
81. Геометрический расчет зубчатых колес
8.1.1. Определение основных номинальных размеров зацепления для косозубых зубчатых колес
8.1.1.1. Находим торцевой модуль 
:
– модуль;
– нормальный модуль;
– торцовый модуль в мм.
8.1.1.2. Находим диаметры основной 
и делительной 
окружности зубчатых колес:
8.1.1.3. Находим диаметры окружностей выступов для косозубых колес:
8.1.1.4. Находим диаметры окружностей впадин для косозубых колес:
Полученные значения свожу в таблицу:
№ п/п | Искомая величина со значением | |||||
Дата добавления: 2015-08-28; просмотров: 27 | Нарушение авторских прав
|
.
