Расчет тягово-динамических и топливно-экономических характеристик автомобиляГаз — 24 с конструктивной разработкой КПП

Без смещения выполняют зубчатые колеса третей, задней и четвертой передачи. Для первой и второй передачи смещение равно В соответствии с ГОСТ 16 532–70×1 = 0,3, а х2 = - 0,3.

Основные размеры промежуточной передачи:

— окружной модуль:

— делительное межосевое расстояние:

(9)

мм

— делительный диаметр

(10)

мм мм

— диаметр вершины зубьев

(11)

мм

мм

— диаметр впадин зубьев (12)

где сn — радиальный зазор, мм Тогда мм Коэффициент осевого перекрытия:

мм

Суммарный коэффициент перекрытия

(15)

Основные размеры задней передачи:

— окружной модуль:

— делительное межосевое расстояние:

мм

— делительный диаметр

мм мм мм

— диаметр вершины зубьев

мм

мм мм

— диаметр впадин зубьев мм мм мм Коэффициент торцевого перекрытия:

Коэффициент осевого перекрытия:

Суммарный коэффициент перекрытия

Основные размеры пятой передачи:

— окружной модуль:

— делительное межосевое расстояние:, мм

— делительный диаметр мм мм

— диаметр вершины зубьев

мм

мм

— диаметр впадин зубьев мм мм Коэффициент торцевого перекрытия:

Коэффициент осевого перекрытия:

Суммарный коэффициент перекрытия

Основные размеры третей передачи:

— окружной модуль:

— делительное межосевое расстояние:, мм

— делительный діаметр мм

— диаметр вершины зубьев

мм

мм

— диаметр впадин зубьев мм

Коэффициент торцевого перекрытия:

Коэффициент осевого перекрытия:

Суммарный коэффициент перекрытия

Основные размеры второй передачи:

— делительное межосевое расстояние:

мм

— угол профиля

рад о

— угол зацепления

рад

о

— делительный диаметр

мм мм

— коэффициент воспринимаемого смещения

— коэффициент уравнительного смещения

— диаметр вершины зубьев

(20)

мм мм

— диаметр впадин зубьев

(21)

мм мм Коэффициент торцевого перекрытия:

Коэффициент осевого перекрытия:

Суммарный коэффициент перекрытия Основные размеры первой передачи:

— делительное межосевое расстояние, мм

— угол профилярад о

— угол зацепления рад о

— делительный диаметр мм мм

— коэффициент воспринимаемого смещения

— коэффициент уравнительного смещения

— диаметр вершины зубьев

мм мм

— диаметр впадин зубьев

мм мм Коэффициент торцевого перекрытия:

Коэффициент осевого перекрытия:

Суммарный коэффициент перекрытия

2.

3. Расчет на прочность деталей коробки передач

2.

3.1 Расчет зубчатых колес Расчет зубчатых колес на прочность Напряжение изгиба в опасном сечении

где — расчетный момент силы, подводимый к первичному валу коробки передач, = 170Нм;

— коэффициент нагрузки;

— коэффициент наклона зуба, для прямозубых передач=1,0, для косозубых =0,8;

— передаточное число пар зубчатых колес;

— число пар зубчатых колес;

— диаметр делительной окружности зубчатого колеса, мм;

— коэффициент формы зуба, град;

Для цилиндрической передачи со смещением величину коэффициента формы зуба можно определить по формуле

Коэффициент нагрузки

где: — коэффициент динамичности нагрузки: для прямозубых колес = 1,2…1,3; для косозубых = 1,1;

— коэффициент силы трения: для ведущего колеса =1,1; для ведомого = 0,9;

— коэффициент концентрации напряжения у корня зуба.

где: — коэффициент относительной ширины, ;

— коэффициент расположения колеса: при консольном расположении =0,5; при расположении между опорами = 0,1; при расположении вблизи опоры =0,2;

— коэффициент степени использования длины зуба зависит от точности изготовления Во всех передачах более нагруженным является ведущее колесо. Для обеспечения прочности зубьев на изгиб достаточно рассчитать только ведущее колесо.

Тогда

— для зубчатого колеса первой передачи Нм

— для зубчатого колеса второй передачи Нм

— для зубчатого колеса третей передачи Нм

— для зубчатого колеса пятой передачи Нм

— для зубчатого колеса задней передачи Нм Максимальная нагрузка на зубьях шестерни возникают в момент трогания автомобиля с места при резком включении фрикционного сцепления. В этом случае на первичному валу может возникнуть инерционный момент Мj, превышающий в 2,4−2,5 раза максимальный момент двигателя. Трогания автомобиля с места осуществляется на первой или задней передачах. Поэтому:

Для первой передачи Нм Для задней передачи Нм Величина контактного напряжения

где: Мв — расчетный крутящий момент на ведущем зубчатом колесе, Нмм;

К’н — коэффициент нагрузки и — передаточное число рассчитываемой пары;

Кβ - коэффициент наклона зуба: для прямозубых колес Кβ =1,0; для косозубых — Кβ =0,8.

Враб — рабочая ширина зуба, мм (первой передачи враб = 31,9 мм; второй враб = 32,1 мм; для третей враб = 32,4 м, для пятой враб = 32,4м)

— коэффициент нагрузки ().

Тогда:

— для первой передачи

Нмм

— для второй передачи Нмм

— для третей передачи Нмм

— для четвертой передачи

Нмм

— для задней передачи

Нмм Расчет зубчатых колес на усталость Расчет зубчатых колес на усталостную прочность по изгибу и по контактным напряжениям производиться по эффективному крутящему моменту с учетом коэффициента трансформации и коэффициента полезного действия.

Срок службы коробки передач составляет 200 000 км пробега.

Общий час движения вперед

где: L — срок службы коробки передач, км;

vс.р. — средняя скорость движения автомобиля, км/час (vс.р. = 40 км/час) ч.

Время движения автомобиля на первой передачи ч.

Время движения автомобиля на второй передачи ч.

Время движения автомобиля на третей передачи ч.

Время движения автомобиля на четвертой передачи ч.

Время движения накатом ч.

Время движения автомобиля задним ходом:

ч.

Тяговая сила на автомобиля где: — максимальный крутящий момент двигателя, Нм;

— передаточное число соответствующей передачи коробки передач.

— передаточное число от коробки передач до ведущий колес, =5,125;

— коэффициент полезного действия трансмиссии, (для первой, второй, третей и четвертой передач =0,83; для четвертой = 0,8; для задней =0,77);

— полный вес автомобиля, Н (Н)

— радиус качения ведущих колес автомобиля, м (м) Тяговая сила:

— на первой передаче

Н/м

— на второй передаче

Н/м

— на третей передаче

Н/м

— на четвертой передаче

Н/мна четвертой передаче

Н/м

— на задней передаче

Н/м

Эквивалент работы времени на каждой передаче

— для первой передачи

— для второй передачи

— для третей передачи

— для четвертой передачи

— для задней передачи Эквивалентное число циклов нагружения

где: a — число зубчатых колес, входящих в зацепление с рассчитываемым.

n — частота вращения зубчатого колеса, об/мин Частоту вращения рассчитываемой шестерни рассчитывается по средней частоте вращения первичного вала и соответствующему передаточному числу. Среднею частоту вращения первичного вала рассчитывают по формуле

где: аL, аt, — длительность использования передач соответственно в процентах пройденного пути или в процентах времени.

uобщ — общее передаточное число трансмиссий автомобиля на соответствующий передачи. (на первой передачи uобщ = 21,09; на второй uобщ = 13,41; на третей uобщ = 8.14; на четверной uобщ = 5,125; на пятой uобщ = 4,305; на задней uобщ = 21,59)

Для первой передачи об/мин.

об/мин.

Для второй передачи об/мин.

об/мин.

Для третей передачи об/мин.

об/мин.

Для четвертой передачи об/мин.

об/мин.

Для задней передачи об/мин.

об/мин.

При расчете шестерни на усталость от многократного изгиба на первичном валу коробки передач следует сравнить с величиной, которая рассчитывается по формуле:

где: — длительный предел выносливости, МПа.

где: Кц — коэффициент, зависящий от Руд: при Руд > 0,25 — Кц = 1,3; при 0,15<�Руд<0,25 — Кц = 1,22; при Руд<0,15 — Кц = 1,15.

Кобр — коэффициент обработки.

— предел текучести Для первой передачи МПа МПа Для второй передачи МПа МПа Для третей передачи МПа МПа Для четвертой передачи МПа Мпа Для задней передачи МПа Мпа

Величину контактных напряжений необходимо сравнивать с величиной, определяемой по выражению

где: Nд — число циклов нагружения.

— длительный предел выносливости по контактным напряжениям.

Тогда

— для первой передачи

МПа

— для второй передачи МПа

— для третей передачи

МПа

— для четвертой передачи МПа

— для задней передачи МПа

2.

5.2 Расчет валов При предварительном выборе диаметра вала обычно пользуются эмпирическими зависимостями:

— для промежуточного и вторичного вала

— для первичного вала

Рисунок 4 — Схема сил, действующих на элементы автомобильной коробки передач Действующие силы на всех передачах:

— окружная сила где: — расчетный крутящий момент на данной передаче, Нм;

— делительный радиус шестерни, м.

— радиальная сила

— осевая сила

1. От промежуточной передачи Н

Н Н

2. На первой передаче Н

Н Н

3. На второй передаче Н

Н Н

4. На третей передаче Н

Н Н

5. На четвертой передаче Н

Н Н

6. На задней передаче Н

Н Н

Опорные реакции на вторичном валу:

Рисунок 5 — Схема сил, действующих на вторичный вал коробки передач Суммарный изгибающий момент где: МИВ — изгибающий момент в вертикальной плоскости;

МИГ — изгибающий момент в горизонтальной плоскости.

Рассчитываем опорные реакции:

— для первой передачи:

Н Н

Н Н

Нм Нм Нм Нм Нм

— для второй передачи:

Н Н

Н ННм Нм Нм Нм Нм

— для третей передачи:

Н Н

Н Н

Нм Нм Нм Нм Нм

— для пятой передачи:

Н Н

Н Н

Нм Нм Нм Нм Нм

— для задней передачи:

Н Н

Н Н

Нм Нм Нм Нм Нм

Опорные реакции на промежуточном валу:

Рисунок 6 — Схема сил, действующих на промежуточный вал коробки передач Рассчитываем опорные моменты:

— для первой передачи:

Н Н

Н Н

Нм Нм Нм Нм Нм

— для второй передачи:

Н Н

Н Н

Нм Нм Нм Нм Нм

— для третей передачи:

Н Н

Н Н

Нм Нм Нм Нм Нм

— для четвертой передачи:

Н Н

Н Нм Нм Нм Нм Нм

— для задней передачи:

Н Н

Н Н

Нм Нм Нм Нм Нм Суммарный изгибающий момент на первичном валу

Рисунок 7 — Схема сил, действующих на первичный вал коробки передач

Для первой передачи:

Н Н

Н Н

Нм Нм Нм Нм Нм Для второй передачи:

Н Н

Н Н

Нм Нм Нм Нм Нм Для третей передачи:

Н Н

Н Н

Нм Нм Нм Нм Нм Для четвертой передачи:

Н Н

Н Н

Нм Нм Нм Нм НмДля задней передачи:

Н Н

Н Н

Нм Нм Нм Нм Нм Напряжение от изгиба и кручения:

где: — момент сопротивления вала при изгибе;

— момент сопротивления вала при кручении.

Тогда для моменты сопротивления при изгибе и кручении:

— для первичного вала мм3, мм3

— для вторичного и промежуточного вала мм3

мм3

Напряжение от изгиба и кручения:

1. Для первичного вала

— на первой передаче: Мпа МПа

— на второй передаче: Мпа МПа

— на третей передаче:

Мпа МПа

— на задней передаче:

Мпа МПа

2. Для промежуточного вала

— на первой передаче:

Мпа МПа

— на второй передаче:

Мпа МПа

— на третей передаче:

Мпа МПа

— на задней передаче:

Мпа МПа

2. Для вторичного вала

— на первой передаче:

Мпа МПа

— на второй передаче:

Мпа МПа

— на третей передаче:

Мпа МПа

— на четвертой передаче:

Мпа МПа

— на задней передаче:

Мпа МПа Момент инерции

Для первичного вала мм4

Для вторичного и промежуточного

мм4

Заключение

В данном курсовом проекте были рассмотрены вопросы по устройству и конструкции автомобиля ГАЗ 24. Были рассчитаны и построены внешние, динамические характеристики, график ускорения, рассчитана мощность двигателя и передаточные числа трансмиссии.

По показаниям расчетов можно сделать вывод, что расчетный прототип полностью соответствует стандартам установленных для автомобильной техники и имеет одинаковые характеристики с выпускаемым автомобилем.

Согласно заданию была рассмотрена конструкция и принцип работы коробки передач Газ 24 и проведены соответствующие расчеты:

1)Зубья зубчатых колес были рассчитаны на контактную выносливость, на выносливость при изгибе, на прочность;

При расчете зубьев на условие выносливости при изгибе условие было выполнено.

2)Валы были рассчитаны на статическую и усталостную прочность, на изгибную жесткость;

3)Подшипники качения были рассчитаны по динамической и статической грузоподъемности.

По показаниям расчетов можно сделать вывод, что коробка скоростей автомобиля соответствует своим характеристикам и способна работать при необходимых нагрузках и обеспечивать требуемые характеристики.

Список использованных источников

Павлюк А.С., Величко А. В. Теория автомобиля. Методические указания и варианты заданий. — Екатеринбург 2008. -28 с.

Осепчугов В.В., Фрумкин А. К. Автомобиль: Анализ конструкций. Элементы расчёта. — М.: Машиностроение, 1989. — 304 с.

Орлов Э. Н. Варченко Е. Р. Автомобили УАЗ: ТОиР — М: Транспорт. — 1996. — 255 с.

Каталог деталей с сборочных единиц автомобиля УАЗ-3151 (УАЗ-469) / под ред. Е. М. Золотарева. — М.: Машиностроение, 1989. — 183 с.

Проектирование трансмиссий автомобилей. Справочник / под ред. А. И. Гришкевича. — М.: Машиностроение, 1984. — 264 с.

Приложение

Кп

а КN

б

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

Изм. Лист № докум. Подп. Дата Разраб. Лит. Лист Листов Пров. 2 60 Н. контр. Утв.

Лист 11 Изм. Лист № докум. Подп. Дата