Раздаточная коробка с прямой передачей для автомобиля КамАЗ 4326

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ

ГОУ ВПО «УРАЛЬСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ - УПИ» ИМ. ПЕРВОГО ПРЕЗИДЕНТА РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ                   Б.Н. ЕЛЬЦИНА

Кафедра «Автомобили и тракторы»

Раздаточная коробка с прямой передачей для автомобиля КамАЗ 4326

Курсовой проект
по дисциплине
«Конструирование и расчет А и Т»

Пояснительная записка

1501.170.00005.000 ПЗ

Руководитель                                                                                                      Брюхов К.В.

Студент                                                                                                               Зайцев П.В.

      Группа                                                                                                                                             М-45081

Содержание

Введение

На автомобили КамАЗ 4326 устанавливаются раздаточные коробки с блокируемым дифференциальным приводом и соосными выходными вала, основным недостатком которых является отсутствие возможности прямой передачи крутящего момента от коробки передач к одному из ведущих мостов.

При движении на прямой передаче в раздаточной коробке автомобиль работает как неполноприводный с отключенным передним мостом. При этом подшипники и зубчатые колеса раздаточной коробки не нагружены. Повышается КПД трансмиссии, возрастает топливная экономичность.

Для работы автомобиля в качестве полноприводного производится включение привода переднего моста с помощью передвижной зубчатой муфты.

Технические характеристики КАМАЗ-4326

Весовые параметры и нагрузки, а/м             

Снаряженная масса а/м, кг 8025

Нагрузка на передний мост, кг 4500

Грузоподъемность автомобиля, кг              3275

Нагрузка на задний мост , кг              3525

Полная масса автомобиля, кг              11800

Нагрузка на переднюю ось, кг 5800

Нагрузка на задний мост, кг 6000

Двигатель.
Модификация. КамАЗ-740.10

Рабочий объем, л 10,85

Мощность 154 кВт (210 л.с.) при 2600 об/мин,

Крутящий момент 650 Н м (65кгс м) при 1600 - 1800 об/мин

Трансмиссия автомобиля прототипа.
Коробка передач - 5 -ступенчатая, с синхронизаторами на II, III, IV и V передачах, передат. числа: I-7,82; II-4,03; III-2,50; IV- 1,53; V-1,0; ЗХ-7,38. Раздаточная коробка - с двухступенчатым редуктором и симметричным цилиндрическим блокируемым межосевым дифференциалом планетарного типа. Передат. числа: I-1,692; II-0,917. Управление раздаточной коробкой - дистанционное, с электропневматическим приводом переключения передач. Привод механизма блокировки дифференциала - пневматический, с дистанционным управлением. Отбор мощности от раздаточной коробки - до 44,12 кВт (60 л.с) Главная передача ведущих мостов - двойная: пара конических шестерен со спиральным зубом и пара цилиндрических косозубых шестерен; передат. число 7,22. Передний мост - с шарнирами равных угловых скоростей дискового типа (Тракта).

Колеса и шины.
Колеса - дисковые, обод 310-533. Шины 1220x400-533 мод. ИП-184 (широкопрофильные) Размер              400/85-21(1220х440-533)

Подвеска.
Передняя - на полуэллиитических рессорах, с амортизаторами, с задними скользящими концами рессор. Задняя - балансирная, на полуэллиптических рессорах, с реактивными штангами, концы рессор - скользящие.
 

1. Тяговый расчет АТС

1.1. Расчет потребной мощности двигателя

Потребная мощность рассчитывается по формуле:

              ,                                                       

где              Pk – касательная сила тяги на движителе, необходимая для преодоления суммарной силы сопротивления движению, Н;

Vmax – максимальная скорость движения АТС, м/с;

ηтр – КПД трансмиссии.

Касательная сила тяги определяется по выражению:

где              G – собственный вес автопоезда,;

Q – вес пассажиров и груза;

f – коэффициент сопротивления качению автомобиля;

ηтр – КПД трансмиссии, ηтр = 0,87;

α – уклон дороги, градусов, при малых значениях угла α: cosα = 1, sinα = i;

k – коэффициент обтекаемости,

Сила сцепления колеса с грунтом определяется по выражению:

              ,где              Gсц – сцепной вес автомобиля;

φ – коэффициент сцепления движителя с грунтом.

Необходимо соблюдение условия

Тяговый расчет  ведется для следующих скоростей движения:

- минимальная скорость с максимальной нагрузкой при худших дорожных условиях – V = 5 км/ч = 1,39 м/с; f = 0,15; φ = 0,15; α=0˚

- рабочая скорость с грузом при хороших дорожных условиях 

V = 50 км/ч = 13,89 м/с;  f = 0,025; φ = 0,5; α=30˚

  - максимальная скорость с грузом при хороших дорожных условиях

Vmax = 85 км/ч = 23,61 м/с;  f = 0,015; φ = 0,7;

1. При минимальной скорости с максимальной нагрузкой при худших дорожных условиях:

2. При рабочей скорости с грузом при хороших дорожных условиях:

3. При максимальной скорости с грузом при хороших дорожных условиях:

Расчетным нагрузкам удовлетворяет двигатель автомобиля прототипа КАМАЗ мод. 740.10,  номинальная мощность =154 кВт

1.2.  Внешняя скоростная характеристика

Значения , ,,на различных частотах вращения приведены в таблице 1:

Табл. 1 Внешняя скоростная характеристика

1.3.  Определение передаточных чисел элементов трансмиссии

Передаточные числа КПП: I-7,82; II-4,03; III-2,50; IV- 1,53; V-1,0; ЗХ-7,38.

Передаточные числа раздаточной коробки автомобиля прототипа:

I-1,692; II-0,917.

Передаточное число ГП: 7,22

Шины для ведущих колес 1220x400-533 мод. ИП-184 (широкопрофильные)

Наружный диаметр, мм          1 020

Ширина профиля, мм                        254

Статический радиус, мм         472

Передаточное число трансмиссии на первой передаче определяется:

,

где                  - максимальная сила тяги на I передаче, Н;

              - динамический радиус колеса с учетом деформации шины, м;

              - номинальный крутящий момент двигателя, Нм.

Максимальная сила тяги принимается равной максимальной сцепной силе с запасом около 20%:

Динамический радиус колеса определяется по формуле:

где                  - статический радиус шины, м;

              - коэффициент деформации шины, .

Номинальный крутящий момент двигателя определяется:

где               - максимальный крутящий момент, Нм;

              - коэффициент приспособляемости двигателя,

Передаточное число трансмиссии на первой передаче

.

Для проектируемой трансмиссии, передаточное число низшей ступени РК  равно передаточному числу нишей ступени РК автомобиля прототипа (1,692)

Передаточное число трансмиссии на высшей передаче:

,

где - максимальная частота вращения двигателя,

              Передаточное число главной передачи

.

Для проектируемой трансмиссии, передаточное число высшей ступени раздаточной коробки равно единице (прямая передача)

Передаточное число трансмиссии проектируемого автомобиля на высшей передаче:

Максимальная скорость движения автомобиля с проектируемой трансмиссией:

Общее передаточное число трансмиссии

Передаточные числа трансмиссии на низшей передаче в РК:

Передаточные числа трансмиссии на высшей передаче в РК:

Передаточные числа трансмиссии автомобиля прототипа на высшей передаче в раздаточной коробке:

1.4.  Построение тяговой и динамической характеристик АТС.

Значение свободной силы тяги определяется по формуле:

, Н,

где               - касательная сила тяги АТС, Н;

              - сила сопротивления воздушной среды, Н.

              Значение касательной силы тяги на различных передачах:

где               - текущее значение крутящего момента, Нм;

              - общее передаточное число трансмиссии на выбранной передаче.

              Сила сопротивления воздуха при движении АТС на различных передачах:

где               - скорость движения АТС на всех передачах;

              - коэффициент обтекаемости,  при малых скоростях движения сопротивлением воздуха можно пренебречь,

              - площадь лобовой поверхности,

              Скорость движения определяется по формуле:

.

Динамический фактор определяется по формуле:

,

где               - полный вес АТС, Н.

              Пример расчета при движении на I передаче при низшей передаче в раздаточной коробке при частоте вращения коленчатого вала двигателя n=1000 мин-1:

Значения расчетов приводятся в таблицах 2-5:

45

Табл. 2 Тяговая характеристика АТС (при низшей ступени в раздаточной коробке

Табл. 3 Динамическая характеристика АТС (при низшей ступени в раздаточной коробке)

45

Табл. 4 Тяговая характеристика АТС (при высшей ступени в раздаточной коробке)

45

Табл. 5 Динамическая характеристика АТС (при высшей ступени в раздаточной коробке)

45

2. Расчет элементов конструкции

2.1 Расчет зубчатых колес

2.1.1 Предварительный выбор параметров и размеров зубчатых колес

Зацепления, передающие момент от промежуточного к выходным валам      

1.Межосевое расстояние

2.Рабочая ширина зубчатых венцов

,

мм.

3. Сумма зубьев пар шестерёнок:

,

модуль зацепления m=4

4. Угол профиля зуба исходного контура;

5. Высота зуба h=1;

6. Радиальный зазор с=0,25;

7. Диаметр начальных окружностей

- ведущее колесо;

- ведомое колесо;

8. Диаметры делительных окружностей косозубых колес

d3 = d4 =             

9. Диаметры окружностей вершин при x= 0

daj = dj + 2m(1 + xj)

da3 = da4 = ; 

10. Диаметры окружностей впадин  dfj = dj – 2m(1,25 – xj)

df3 = df4 =

Зацепление, передающее момент от входного к промежуточному  валу      

1.Межосевое расстояние

2.Рабочая ширина зубчатых венцов

,

мм.

3. Сумма зубьев пар шестерней:

,

модуль зацепления m=4

;

4. Угол профиля зуба исходного контура;

5. Высота зуба h=1;

6. Радиальный зазор с=0,25;

7. Диаметр начальных окружностей

- ведущее колесо;

- ведомое колесо;

8. Диаметры делительных окружностей косозубых колес

d1 =                d2 =

9. Диаметры окружностей вершин при x= 0

daj = dj + 2m(1 + xj)

da1 =;   da2 =

10. Диаметры окружностей впадин  dfj = dj – 2m(1,25 – xj)

df1 =;  df2 =

2.1.2 Проверочный расчет зубчатых колес

Удельная мощность , кВт/т, вычисляется по формуле

где - максимальная мощность, кВт;

       - полная масса автомобиля, кг.

Относительные пробеги на передачах (в процентах) приведены в таблице

Табл.7 Относительные пробеги на передачах для КамАЗ 4326

Расчетная удельная сила  γр, вычисляется по формуле:

Где FP – расчетная окружная сила на ведущих колесах авто на данной передаче, Н, определяемая с учетом по сцеплению ведущих колес:

                 ,

                     ,      

где φ – коэффициент сцепления;

Ксц – коэффициент распределения массы на ведущих колесах

Среднее значение удельных окружных сил, вычисляется по формуле:

где 1,86 – коэффициент учитывающий сопротивлению разгону;

       - удельное сопротивление дороги;

      - удельное сопротивление воздуха.

где Vcp – средняя скорость автомобиля на передачах, км/ч;

       Ga – вес автомобиля, кг.

Примечание : - учитывается при Vcp>40 км/ч.γ

Данные расчетов остальных параметров приведены в таблице 8

Таблица .8 Параметры зубчатых колес.

Примечание: , - определяем по графику

Где: , - коэффициенты пробега

Определение расчетных напряжений

Расчетное напряжение изгиба

где - окружная сила, Н;

       единичное напряжение изгиба;

       коэффициент зависящий от суммарной длинны контактных линий и              величины перекрытия;

       коэффициент который учитывает распределение нагрузки между

зубьями, зависящий от точности изготовления зубчатого колеса;

       коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки

по ширине венца;

       коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении;

       коэффициент учитывающий свойства смазок и характер работы

колеса в зацеплении;

        коэффициент учитывающий габаритные размеры зубчатого колеса.

Единичное напряжение изгиба 

где коэффициент напряжения изгиба;

       учитывает параметр сопряженного зубчатого колеса;

       зависит от угла профиля исходного контура;

       учитывает радиус переходной кривой;

       учитывает перераспределение толщины зубьев шестерни и колеса.

       [1, c112]

где фактическое число зубьев;

       эквивалентное число зубьев.

Эквивалентное число зубьев

По рисунку определяем коэффициент напряжения изгиба

По ГОСТ 13.755-84 определяем

Коэффициент, зависящий от суммарной длинны контактных линий и величины перекрытия, определяется по рисунку.

для косозубых зубчатых колес, рисунок 7.20 [1].

Коэффициент осевого перекрытия

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями          

Где учитывает неравномерность распределения нагрузки в начальный период работы колеса;

       коэффициент, учитывающий приработку зубьев.

Коэффициент определяем графически рисунок 7.21 [1]

Коэффициент определяем по таблице 7.8 [1]

Для определения вычисляем коэффициент ширины

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении

где - коэффициенты обусловленные погрешностями зубчатых колес.

Коэффициенты определяем графически, рисунок 7.23 [1]

Примечание – при окружной скорости V≤1 м/с коэффициент

Окружная скорость V м/с, вычисляется по формуле:

Коэффициент, учитывающий свойства применяемого смазочного материала и характер работы зубчатого колеса в передаче следует принимать:                                              для ведущего зубчатого колеса [1, c114]                                                                                       для ведомого зубчатого колеса  [1, c114]                                                                                      

Коэффициент, зависящий от размеров зубчатого колеса определяют

по таблице 7.10 [1]

Результаты расчетов приведены в таблице 9

Допускаемое напряжение изгиба 

где предельное напряжение изгиба, МПа

       коэффициент долговечности.

Коэффициент долговечности вычисляется по формуле:

Где: показатель кривой усталости при изгибе;

         – базовое число циклов;

        эквивалентное число циклов перемен напряжения.

Показатель кривой усталости при изгибе определяют по таблице 7.6 [1]

Базовое число циклов определяют по таблице 7.6 [1]

Эквивалентное число циклов перемен напряжения

Где ресурс по усталости при работе зубчатого колеса на нескольких передачах;

        планируемый пробег автомобиля до капитального ремонта, км.

Ресурс по усталости при изгибе, затрачиваемой на один километр

где - передаточное число от рассматриваемой шестерни до колеса

       относительный пробег на данной передаче.

относительный пробегопределяется по таблице 7.5 [1]

Общий ресурс по усталости при изгибе 

где продольное напряжение изгиба при базовом числе циклов

       базовое число циклов 4∙106

Продольное напряжение изгиба при базовом числе циклов

Где - характеризует выносливость материала;

        коэффициент, учитывающий особенность обработки зубьев;

        коэффициент, учитывающий характер нагружения.

определяется по таблице 7.6 [1]

Значения коэффициента [1, c144]

Значения коэффициента в зависимости от характера нагружения зубчатого колеса.

Пробег автомобиля до усталостной поломки зуба

Расчетное напряжение изгиба, МПа, не должно быть больше допустимого напряжения изгиба, МПа.

Максимальное напряжение изгиба

где коэффициент динамичности, вычисляется по формуле:

где максимальный динамический момент, Нм.

Принимаем

Условие достаточной прочности зуба при изгибе

где предельное напряжение изгиба от однократного действия динамической нагрузки, которое может привести к остаточной деформации зуба или его хрупкой поломке.

Значение  определяется по таблице 7.6 [1]

            Определения параметра контактного напряжения

Где: единичное контактное напряжение изгиба

         коэффициент, зависящий от суммарной длины контактных линий и величины              перекрытия;

         коэффициент, который учитывает распределение нагрузки между зубьями, зависит от точности изготовления колеса;

         коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

         коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении;

         коэффициент, учитывающий свойства смазок и характер работы колеса в зацеплении;

         коэффициент, учитывающий габаритные размеры зубчатого колеса.

Единичное контактное напряжение изгиба

где угол зацепления в торцевой плоскости, град, вычисляется по формуле:

Коэффициент, зависящий от суммарной длинны контактных линий

Коэффициент, который учитывает распределение нагрузки между зубьями , вычисляется по формуле:

Где: коэффициент, учитывающий повышения интенсивности нагрузки;

        коэффициент, учитывающий неточность распределения нагрузки между   зубьями.

[1, c112]

[1, c113]

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца

гдеучитывает неравномерность распределения нагрузки в начальный период работы передачи;

      коэффициент, учитывающий влияние приработке зубьев 

Коэффициент определяем графически по рисунку 7.21 [1]

Коэффициент определяем по таблице 7.8 [1]

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении

[1, c114]

при [1, c114]

Ресурс по контактной усталости на один км пробега

Где: показатель кривой усталости (контактной), определяется по таблице 7.6 [1];

         коэффициент пробега, определяется графически по рис. 7.17 [1].

Предельное контактное напряжение

Где: параметр предела контактной выносливости;

         коэффициент, зависящий от параметров шероховатости.

Параметр определяют по таблице 7.6 [1]

Коэффициент определяют по таблице 7.11 [1]

Примечание: если , расчет заканчивают, если , расчет продолжают.

Общий ресурс зубчатых колес

где базовое число циклов перемен наряжений.

       определяем по таблице 7.6 [1]

Пробег автомобиля до появления усталостного выкашивания зубьев

,

Общее число циклов нагружения

Коэффициент долговечности

Допускаемое контактное напряжение

Где:коэффициент, учитывающий механические свойства материала зубчатого колеса

       [1, c117]

Максимальное расчетное контактное напряжение

Максимальное контактное напряжение

Условие достаточной контактной прочности активной поверхности зубьев

где предельное контактное напряжение от однократного действия динамической нагрузки, которое может привести к повреждению активной поверхности зубьев.

Значение определяем по таблице

Все шестерни проходят по контактному напряжению.

Результаты остальных расчетов приведены в таблицах 9-12.

Таблица 9. Ведущие зубчатые колеса. Расчет зубьев на изгиб

Таблица 10. Ведущие зубчатые колеса. Расчет  на контактную прочность.