Рисунок 5 - Эпюры изгибающих моментов промежуточного вала на 2-й передаче. 
 
 

       
 

     Рисунок 6 - Эпюры изгибающих моментов промежуточного вала на 3-й передаче. 

       

    Рисунок 7 - Эпюры изгибающих моментов промежуточного вала на 5-й передаче. 
 

     Расчет  коэффициента запаса проводим по самому нагруженному сечению вала:

     Самым нагруженным является сечение под 7-м колесом на 5-й передаче.

     Суммарный изгибающий момент:

    Миз = √(М²в + М²г);

    Миз = √(6443,9² + 9650,3²) = 11603 Н·м,

    Момент  сопротивления изгибу:

    Wx = 0,1·d³в,

    Wx = 0,1·(96·10­³)³ = 8,84·10-5 м³.

    Момент  сопротивления кручению:

    Wкр = 2·Wx,

    Wкр = 2·8,84·10-5 м³.

    Площадь опасного сечения:

    S = (π·dв²) / 4,

    S = (π·(96·10­³)²) / 4 = 7,238·10­³ м².

    Напряжение  изгиба:

    σ = Миз / Wx + Pa / S,

    σ =(11603 / 8,84·10-5  + 10483 / 7,238·10­³) = 132 МПа 

      σ =132 < [σ] =200МПа.

    Расчёт  выходного вала:

    Рис.2.1 Расчётная схема выходного вала 

    Определение реакций опор:

    Плоскость X0Z

    Момент  относительно опоры а:

    ∑Ma = Pt2·m – Pt3·(m + n) - Xb·(m + n + h) = 0,

    Xb = (Pt2·m – Pt3·(m + n)) / (m + n + h),

    Pt2 = 2·M2 / dw2,

    Pt3 = 2·M2 / dw3,

    Момент  относительно опоры b:

    ∑Mb = Pt3·h – Pt2·(n + h) + Xa·(m + n + h) = 0,

    Xa = ( Pt2·(n + h) – Pt3·h) / (m + n + h)

    где – Pt2 и Pt3 – окружные силы соответственно 2-го и 3-го колёс,

             Xa и Xb – реакции опор соответственно в точках a и b.

    Pt2 = 2·6448,8 / 0,4091 = 31,526 кН,

    Pt3 = 2·6448,8 / 0,14742 = 87,488 кН,

    Xb = (31,526∙51 + 87,48∙(51 + 419)) / (51 + 419 + 148) = 63,928 кН,

    Xa = (31,526∙(419 +148) – 87,48∙148) / (51 + 419 + 148) = 7,972 кН.

    Плоскость Y0Z

    Осевые  силы:

    Pa2 = Pt2·tgβ1,

    Pa3 = Pt3·tgβ2,

    где – tgβ1 и tgβ2 – тангенсы углов наклона зубьев соответственно 1-й и 2-й      пары колёс.

    Радиальные  силы:

    Pr2 = Pt2·tgα / cosβ2 ,

      Pr3 = Pt3·tgα / cosβ3.

    Момент  относительно точки а:

      ∑Ma = - Pa2·0,5·dw2 + Pr2·m + Pa3·0,5·dw3 – Pr3·(m + n) + Yb·(m + n + h) = 0,

    Yb = ( Pa2·0,5·dw2  -  Pr2·m - Pa3·0,5·dw3 + Pr3·(m + n)) / (m + n + h).

    Момент относительно точки b:

    ∑Mb = - Pa2·0,5·dw2 + Pr2·(n + h) + Pa3·0,5·dw3  +  Pr3·h -  Ya·(m + n+h) = 0,

    Ya = (- Pa2·0,5·dw2 + Pr2·(n + h) + Pa3·0,5·dw3  +  Pr3·h) / (m + n + h).

    Pa2 = 31,526·tg22º30′= 13,045 кН,

    Pa3 = 87,482·tg20º36′= 32,88 кН,

    Pr2 = 31,526·tg20º / cos 22º30′ = 12,418 кН,

    Pr3 = 87,482·tg20º / cos 20º36′ = 34,015 кН,

    Yb = (13,045·0,5·409,1 + 12,418·51 – 32,88·0,5·147,42 +34,015·(51 + 419)) / (51 + 419 + 148) = 27, 289 кН,

      Ya = (-13,045·0,5·409,1 + 12,418·(419 + 148) + 32,88·0,5·147,42 +34,015·148) / (51 + 419 + 148) = 19,14 кН.

    Расчёты на остальных передачах производятся аналогично, поэтому результаты последующих  расчётов сводим в таблицы 14 – 15

    Примечание. Для определения реакций заднего  хода необходимо спроектировать Ptз.х., Prз.х. на вертикальную плоскость:

           P′tз.х.= - Prз.х.·sinα + Ptз.х.·cosα = -12,418·sin 61º13′ + 87,488·cos 61º13′             

           =31,242 кН, 

           P′rз.х.=  Prз.х.·cosα -  Ptз.х.·sinα = 12,418·cos 61º13′ -  87,488·sin 61º13′

           = -70,698 кН,

    где – α – угол между вертикальной плоскостью и плоскостью контакта зубчатой пары заднего хода,

           знак « - » указывает на обратное  направление силы по отношению  к расчётной схеме .

         Таблица 14

 

       Таблица 15

      

     Определение изгибающих моментов:

     Вертикальная  плоскость:

     Мв1 = Ya·m ,

     Мв2 = Мв1 + Pa2·0,5·dw2,

     Мв3 = Ya·(m + n) + 0,5·dw2·Pa2 – Pr2·n,

     Mв4 = Мв3 – Pa3·0,5·dw3 ,

     Мв1= 19,14·51 = 976,14 Н·м,

     Мв2= 976,14 + 13,045·0,5·409,1 = 3644,5 Н·м,

     Мв3= 19,14·(51 + 419) + 0,5·409,1·13,045 – 12,418·419 =  6461 Н·м,

     Мв4= 6461 – 32,88·0,5·147,42 = 2724,6 Н·м.

     Горизонтальная  плоскость:

     Мг1 = Xa·m,

     Mг2 = Xa·(m + n) – Pt2·n,

     Мг1 = 7,972·51 = 506,57 Н·м,

     МГ2 = 7,972·(51 + 419) – 31,526·419 = - 9462,5 Н·м.

     Расчёты на других передачах проводятся аналогично, поэтому результаты расчётов сводим в таблицу 16

     Таблица 16

 

       

     Рисунок 8 - Эпюры изгибающих моментов выходного вала на 2-й передаче

     

     Рисунок 9 - Эпюры изгибающих моментов выходного вала на 3-й передаче

     

     Рисунок 10 - Эпюры изгибающих моментов выходного вала на 5-й передаче 
 
 
 

    Расчет  коэффициента запаса проводим по самому нагруженному сечению вала:

     Самым нагруженным является сечение под 8-м колесом на 3-й передаче.

     Суммарный изгибающий момент:

     Миз = √(М²в + М²г);

     Миз = √(6443,9² + 9650,3²) = 11603 Н·м,

     Момент  сопротивления изгибу:

     Wx = 0,1·d³в,

     Wx = 0,1·(96·10­³)³ = 8,84·10-5 м³.

     Момент  сопротивления кручению:

     Wкр = 2·Wx,

     Wкр = 2·8,84·10-5 м³.

     Площадь опасного сечения:

     S = (π·dв²) / 4,

     S = (π·(96·10­³)²) / 4 = 7,238·10­³ м².

     Напряжение  изгиба:

     σ = Миз / Wx + Pa / S,

     σ =(11603 / 8,84·10-5  + 10483 / 7,238·10­³) = 132МПа 

     σ =132,703 < [σ] =200МПа.

 

         5 Расчет долговечности подшипников

      В опорах промежуточного вала установлены  шариковые однорядные подшипники тяжелой  серии №307:

      d=35; D=85; B=21; С₀=18600 H; C=36200 H.

      Расчет  долговечности подшипников производится по наиболее нагруженной  опоре промежуточного вала:

      Эквивалентная нагрузка:

      P_э=(VR_B)K_SK_T ,

      где V=1, т.к. вращается внутреннее кольцо;

            К_s=1,15

            К_т=1

      Расчетная долговечность, млн. оборотов, определяется по формуле: 

      Расчетная долговечность, ч, определяется по формуле:

      

,

      где n=160 об/мин – частота вращения промежуточного вала.

      Подставляя  данные, получим при движении на первой передаче в коробке передач  и пониженной передаче раздаточной  коробки:

      P_э=1,0*33200*1,15*1,0=38180 H

      L=(36200/38180)³=0,85 млн.об.

      L_h=0,85*10⁶/(60*160)=89ч

      Зная  долговечность подшипника в часах  работы на данной передаче, можно определить его долговечность в километрах пробега автомобиля:

      S_i = V_i * L_h / α ,

      где V_i – скорость движения на данной передаче;

             α – относительное время работы  на данной передаче.

            Согласно технической  характеристики скорость автомобиля ЗИЛ-5301 при движении с полной нагрузкой на первой передаче трансмиссии при включенной низшей передаче составляет 9,5 км/ч. По данным завода-изготовителя автомобиль работает на низшей передаче 0,5…1% времени, т.е. α = 0,005…0,01.

            Подставляя данные, получим долговечность подшипников  промежуточного вала в километрах пробега  автомобиля не ниже:

      S_B = 14,5 * 890 / 0,01 = 120050 км

            Ресурса до капитального ремонта раздаточной коробки  автомобиля ЗИЛ - 5301 составляет согласно данным завода изготовителя 115…125 тыс.км пробега.

            С учетом полученных значений делаем вывод о достаточной  долговечности подшипников. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

     Заключение

     Проведенный анализ существующей конструкции коробки переключения передач позволил произвести замену 2,3,5-ой передач, что позволило добиться заданных показателей.

     Работоспособность элементов коробки переключения передач подтверждена результатами проведенных расчетов.

 

     Список  использованных источников

1. Высоцкий  М.С. Основы проектирования автомобилей  и автопоездов большой грузоподъемности. — Минск: Наука и техника, 1980.
2. Высоцкий  М.С, Гилелес Л.Х, Херсонский С.Г. «Грузовые автомобили: Проектирование и основы конструирования». 2-е изд., перераб. и доп. — М.: Машиностроение, 1995. — 256 с: ил.
3. Лукин П.П., Гаспарянц Г.А., Родионов В.Ф. Конструирование и расчет автомобиля. -М.: Машиностроение, 1984.
4. Осепчугов В.В., Фрумкин А.К. Автомобиль: Анализ конструкций, элементы расчета: Учебник для студентов вузов, обучающихся по специальности "Автомобили и автомобильное хозяйство". - М.: Машиностроение, 1989.
5. Павлюк А.С., Величко А.В. Расчет проектируемого узла или агрегата АТС. Методические   указания   к   выполнению   курсового   проекта   по   дисциплине "Автотранспортные средства" для студентов специальности 1609 "автомобили и автомобильное хозяйство". -Барнаул: Б.и., 1988
6. Проектирование трансмиссий автомобилей: Справочник / Под общ.ред. А.И.Гришкевича. - М.: Машиностроение, 1984.
7. Решетов Д.Н. Детали машин: Учебник для студентов машиностроительных вузов -М.: Машиностроение, 1989.