Замена неразборного первичного вала на сборочную единицу
АфанасьевЛ.Л., Маслов А. А Гаражи и станции технического обслуживания автомобилей. (Альбом чертежей) М.: Транспорт, 1980;216 с. Коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и ответственность зубчатой передачи: Панин А. В. Технологическое проектирование автотранспортных предприятий /Учебное пособие / — Барнаул.: Б И, 1988;99 с. Т.к. материалы винта и гайки… Читать ещё >
Замена неразборного первичного вала на сборочную единицу (реферат, курсовая, диплом, контрольная)
На автомобиле ВАЗ 2110 установлена двухвальная пятиступенчатая коробка передач с синхронизаторами на 1,2,3 и 4 передачах. В данном курсовом проекте предлагается заменить неразборный первичный вал на сборочную единицу. В частности установить (напрессовать) съемные венцы на шестерни 2, 3 и 4 передачи, заменить материал первичного вала.
- Данное нововведение позволит нам увеличить ресурс коробки передач в целом, снизить себестоимость ремонта в случае выхода из строя любой из шестерен 2, 3 или 4 передачи.
Расчет выполнен на основании ГОСТ 1643–81 в частности, проведен расчет на контактную и изгибную выносливость, а так же расчет винтового соединения позволяющие подтвердить целесообразность данного нововведения.
1. Исходные данные
сборочный вал винтовой соединение
Крутящий момент двигателя Mкр. дв. = 103,9 Н· м
Передаточные числа коробки передач:
i1 = 3.636
i2 = 1.95
i3 = 1.357
i4 = 0.941
i5 = 0.789
Модуль зацепления m = 2.5 мм.
Числа зубьев шестерен коробки передач:
Таблица 1.1 Числа зубьев шестерен коробки передач
I | II | III | IV | V | ||
Z1 | ||||||
Z2 | ||||||
Проверка передаточных отношений:
i1 = Z2/ Z1 = 3.636
i2 = Z2/ Z1 = 1.95
i3 = Z2/ Z1 = 1.357
i4 = Z2/ Z1 = 0.941
i5 = Z2/ Z1 = 0.789
Передаточные отношения проверяем по ГОСТ 2185–66
Условие вхождения зубьев в зацепление:
1 передача 2 (Z1 + Z2) / 2 = 2 (12 + 43) / 2 =55 — целое число
2 передача 2 (Z1 + Z2) / 2 = 2 (20 + 40) / 2 =60 — целое число
3 передача 2 (Z1 + Z2) / 2 = 2 (25 + 35) / 2 =60 — целое число
4 передача 2 (Z1 + Z2) / 2 = 2 (35 + 33) / 2 =68 — целое число
5 передача 2 (Z1 + Z2) / 2 = 2 (40 + 32) / 2 =72 — целое число
Целое число — условие выполняется Принимаем коэффициент смешения Х1 и Х2 равными 0.
Угол наклона зубьев = 0.
Степень точности передачи по ГОСТ 1643–81 выбираем равной 7
Шероховатость поверхности по ГОСТ 2789–73 Ra= 2
Циклограмма нагружения:
Т1 = Mкр. дв = 103,9 Н· м
2. Материалы
Марка стали и режимы улучшения шестерен коробки передач:
Ведущая шестерня — Z1
Ведомая шестерня (колесо) — Z2
Таблица 2.1 Марка стали и режимы улучшения шестерен коробки передач
Ведущая шестерня (Z1) | Ведомая шестерня (Z2) | ||
Марка стали | 40ХН | 25ХГМ | |
Режим улучшения | Нитроцементация хромомарганцевой стали с молибденом с закалкой с нитроцементационного нагрева. | Закалка при нагреве ТВЧ. Закаленный слой повторяет очертания впадин. | |
Толщина упрочненного слоя:
ht1 = 0,8 … 1,1 мм.
Твердость поверхности зуба:
HО1 = 58 HRCЭ, HО2 = 50 HRCЭ
Твердость сердцевины зуба:
HК1 = 300 HV, HК2 = 300 HV
2.5 Предел текучести:
T1 = 1000 мПа.
T2 = 900 мПа.
3. Определение геометрических и кинематических параметров
Делительный угол профиля в торцевом сечении:
at=arc tg = arc tg = 20?
Угол зацепления:
Межосевое состояние:
мм.
Делительные диаметры:
Диаметры вершин зубьев:
Диаметры впадин зубьев:
Ширина шестерен:
b = Шba · aw=16 мм
Углы профиля зуба в точках на окружностях вершин:
Aa1=arc cos=arc cos=36,8 є
Aa2=arc cos=arc cos=26,1 є
Составляющие коэффициента торцевого перекрытия:
еa1===0,73
еa2===0,86
Коэффициент торцевого перекрытия:
еa = еa1+еa2 = 0,73+0,86 = 1,59
Основной шаг:
Px = Пm = 3,14· 2,5 = 7,85 мм.
Коэффициент основного перекрытия:
ев===2
Суммарный коэффициент перекрытия:
ег = еa+ев = 1,59+2 = 3,59
Эквивалентные числа зубьев:
Zх1===12
Zх2 = = = 43
Окружная скорость:
х = = = 0,28 с-1
4. Расчет на контактную выносливость
Коэффициент, учитывающий механические свойства сопряженных зубчатых колес:
Для стальных зубчатых колес ZE = 190
Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления:
Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:
при
Окружная сила:
Н м Коэффициент, учитывающий внешние динамические нагрузки:
По ГОСТ 21 354-87 с учетом внешних нагрузок принимаем Ка = 1
Проверка на резонансную зону:
Это свидетельствует, что резонансная зона далеко и расчет можно проводить по основной формуле:
Коэффициент, учитывающий влияние проявлениях погрешности зацепления на динамическую нагрузку:
По ГОСТ 21 354–87 при твердости и для косозубых шестерен выбирают дh=0,004
Коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса:
Для степени точности по нормам плавности при модуле m = 2,5
Go = 47
Удельная окружная динамическая сила:
Н м Динамическая добавка:
сборочный вал винтовой соединение Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении:
Допуск на погрешность направлений зуба:
По ГОСТ 1643–81 для 7-й степени точности по нормам контакта при ширине зубчатого венца b=16 мм
Отклонение положения контактных линий вследствии погрешности изготовителя:
Фактическое отклонение положения контактных линий в начальный период работы передачи:
Удельная нормальная жёсткость пары зубьев:
при X1=0 и X2=0
C1=14.6
Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии в начальный период работ передачи:
K0н=1+
Коэффициент, учитывающий приработку зубьев:
КHw=
Коэффициент, учитывающий неравность распределения нагрузки по длине контрольных линий:
КH=1+(Кн0-1) КHw =1+(1.002−1) 0.614 =1.0012
Средняя удельная торцевая жёсткость зубьев пары зубчатых колёс:
C=c1 (0.75a+0.25)=14.6 (0,75· 2+0.25) =30.97
Предельное отклонение шага зацепления по ГОСТ 1643–81 для 7й степени точности по нормам плавности при m = 2.5 мм. и соответственно делительных диаметрах d1=30 мм. и d2=107.5 мм.:
fpb1=18
fpb2=18
Предел контактной выносливости:
нlim2 = 17HHRCэ+20=17· 50+200 =1050 мПа.
Уменьшение погрешности шага зацепления в результате приработки:
Ya1 = 0.075fpb1 = 1.35
Ya2 = fpb2 = 18 = 2.7
Ya = = = 2.025
Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:
При >2
KHa=0.9+0.4
Коэффициент нагрузки:
Kн=КA КHV KHв КH2=11· 1·1.02 = 1.02
Контактное напряжение при KH =1 мПа.:
н0=ZеZнZе Расчётное контактное напряжение:
н=но мПа.
Предел контактной выносливости:
Для цементованной шестерни
нlim1 = 23 ННRCэ = 23· 59 = 1360
Для колеса закаленного с нагревом ТВЧ нlim2 = 17 HHRCэ+200 = 17· 50+200 = 1050
Коэффициент запаса прочности:
Для шестерни и колеса с поверхностным упрочнением зубьев принимаем
и Базовые числа циклов напряжений, соответствующие пределу выносливости:
так как
то
Суммарное число циклов напряжений:
Коэффициент долговечности:
Коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев:
При шероховатости поверхности с Ra=2 мкм
ZR = 0,95
Коэффициент, учитывающий окружную скорость при H>350 HV:
Коэффициент, учитывающий влияние смазки:
Коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса Поскольку и, то
Допускаемые контактные напряжения зубчатых колес:
мПа.
мПа.
Допускаемое контактное напряжение передачи:
0,5 (1190+960)=1075 мПа.
1,25=1,25· 960=1200 мПа.
В качестве принимают меньшее из этих двух значений т. е. мПа.
Сопоставление расчетного и допускаемого напряжений:
следовательно, обеспечена усталостная выносливость по контакту.
5. Расчёт на изгибную выносливость
Окружная сила:
Коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку:
Поскольку в циклограмме учтены внешние нагрузки, принимают КА=1
Коэффициент, учитывающий влияния появления погрешностей зацепления на динамическую нагрузку:
Для косозубой передачи Коэффициент, учитывающий влияния разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса:
Для 7й степени точности по нормам плавности, при модуле m = 2.5 мм.
Удельная окружная динамическая сила:
Н м Динамическая добавка:
Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении:
Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий:
Коэффициент, учитывающий распределения нагрузки между зубьями:
Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений:
Для зубчатых колёс неразрезанных фрезой без протуберанца.
Коэффициент, учитывающий наклон зуба:
Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев:
Коэффициент перегрузки:
Расчётные напряжения:
мПа.
при b1=b2
мПа.
Пределы выносливости зубьев, соответствующие базовому числу циклов напряжений:
Для нитроцементованной шестерни из стали марки 25 ХГН Для колеса из стали марки 40ХН, закалённого при нагреве ТВЧ с закалённым слоем, повторяющем очертание впадины Коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба:
Для зубчатых колёс с не шлифованными зубьями Коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения:
Коэффициент, учитывающий влияния двухстороннего приложения нагрузки:
При одностороннем приложении нагрузки YA=1
Коэффициент, учитывающий технологию изготовления:
Поскольку в технологии изготовления шестерни и колеса нет отступлений от примечаний
и
Предел выносливости зубьев при изгибе:
мПа.
мПа.
Коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и ответственность зубчатой передачи:
Для нитроцементованной шестерни и стали марки 25ХГН Для колеса из стали марки 40ХН, закаленной при нагреве ТВЧ с закаленным слоем, повторяющим очертание впадины Коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса:
Для поковки
и
Коэффициент долговечности:
Так как и ,
то
Коэффициент, учитывающий градиент напряжений и чувствительность материала и концентрации напряжений (опорный коэффициент):
Коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности.
Для нитроцементованной шестерни:
Для колеса при закалке ТВЧ, когда закаленный слой повторяет очертания впадины.
Коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса:
Допускаемые напряжения:
мПа.
мПа.
Сопротивление расчетного и допускаемого напряжений:
Следовательно, выносливость зубьев при изгибе гарантируется с вероятностью не разрушения более 99%.
6. Расчет винтового соединения
Расчет резьбы винтовой пары на прочность
Условие прочности резьбы по напряжениям среза определяется по формуле:
где Н-высота гайки, Н=10 мм.
К — коэффициент полноты резьбы, К=0,87.
Км — коэффициент неравномерности нагрузки по виткам резьбы, Км=0,7.
d1 - внутренний диаметр резьбы. Для М6 d1=5.67 мм.
Т.к. материалы винта и гайки неодинаковы, то по напряжениям среза рассчитывают только резьбу винта, так как d1<d
Условия износостойкости ходовой резьбы по напряжениям смятия определяется по формуле:
см=F/(Пd2hz) [см]
где Z=H/P — число рабочих витков гайки, Z=7
d2=5.402 мм
h — высота профиля, h=1.165 мм
см=1000/(3,14· 5,402·1,165·7)= 0,7 мПа.
Напряжения смятия см не превышают напряжений среза, а допускаемые напряжения [см] в несколько раз больше [].
Следовательно, расчет резьбы на прочность проходит.
Определение силы затяжки и момента завинчивания:
Сила затяжки определяется по формуле:
где ЭК =200Мпа.
Момент завинчивания определяется по формуле:
Тзав = 0,5Fd2 [f + tg(+)]
где — угол подъема резьбы,=212'
f — коэффициент трения на торце гайки, f =0.15
Tзав=0,5· 1000·5,402 [0.15+tg (2є12'+ 9є50')]=6730 Н м
Сила приложения определяется по формуле:
Fk=Тзав / L
где L-плечо, L=100 мм.
Fк=6730/100=67,3 Н
Таким образом сила затяжки и момент завинчивания при установке стопорных винтов на венцы шестерен нас устраивает полностью. При этом выигрыш в силе:
Fзат / Fк = 21 130/67,3 = 313,9 раз.
Заключение
В данном курсовом проекте было предложено заменить неразборный первичный вал на сборочную единицу. В частности установить (напрессовать) съемные венцы на шестерни 2, 3 и 4 передачи, заменить материал первичного вала.
- Данное нововведение позволило нам увеличить ресурс коробки передач в целом, снизить себестоимость ремонта в случае выхода из строя любой из шестерен 2, 3 или 4 передачи.
Расчет был выполнен на основании ГОСТ 1643–81 в частности, проведен расчет на контактную выносливость.
Расчеты показали, что в процессе эксплуатации коробки передач с данным нововведением обеспечена усталостная выносливость по контакту.
А так же был выполнен расчет на изгибную выносливость зубчатого зацепления, который показал, что выносливость зубьев при изгибе гарантируется с вероятностью неразрушения более 99%
Таким образом, данное нововведение полностью нас устраивает.
1. Анурьев В. И. Справочник конструктора — машиностроителя: Машиностроение, 1979
2. АфанасьевЛ.Л., Маслов А. А Гаражи и станции технического обслуживания автомобилей. (Альбом чертежей) М.: Транспорт, 1980;216 с.
3. Напольский Г. М. Техническое проектирование автотранспортных предприятий и станций технического обслуживания — М.: Транспорт 1985;231 с.
4. Техническая эксплуатация автомобилей /Учебник для вузов/ Кузнецов Е. С. Воронов В.П. — М.: Транспорт 1991;413 с.
5. Панин А. В. Технологическое проектирование автотранспортных предприятий /Учебное пособие / - Барнаул.: Б И, 1988;99 с.
6. Типовые проекты рабочих мест на автотранспортном предприятии М.: Транспорт 1977;197 с.