Расчет механической коробки передач автомобиля ВАЗ-2105

Расчет механической коробки передач автомобиля ВАЗ-2105

1.Исходные данные

Дано:M_emax=92Нм, ß=31^º, K_s=400МПа(для ведомой шестерни промежуточного вала).

Передаточные числа коробки передач:

i₁=3.67, i₂=2.10, i₃=1.36, i₄=1.00, i₅=0.82, i_зх=3,53, i₀=4,1.

Межцентровое расстояние , мм: 

C=a*( M_emax )^1/3=15* ( 92)^1/315*4.51=68

Минимальное число зубьев шестерни первичного вала:

Z_1min=17

Ширина шестерни, мм :

b=0.2*C=0.2*68=14.

Коэффициент формы зуба:

y=0.172-1.15/Z+4.5/Z²=0.172-1.15/17+4.5/17²=0.119.

Модуль для ведомой шестерни промежуточного вала , мм:

m_n=[(2* M_emax* cosß)/( K_õ*p*y*Z_1min*b)]^½= [(2*92*0.86*10³*10⁶)/(400*3.14*0.119*17*14*10⁶)]^½=[4.45] ^½=2.0

Число зубьев Z₂ ведомой шестерни промежуточного вала:

Z₂=(2*C*cosß)/m_н- Z_1min=(2*68*0.86)/2-17=41.48≈41.

Передаточное число между первичным и промежуточным валами:

i^’₁=i₁/i^’_k=41/17=2.41.

2.Определение передаточных чисел между

промежуточными и вторичными валами.

1 передача: i₁=3,67.                                                           

i^’₁=i₁/i^’_k=3,67/2,41=1,52.

Так как 1 передача выполняется прямозубыми шестернями, т.е. ß=0, то cosß=1 и определяем число зубьев Z_1п ведущей шестерни промежуточного вала на 1 передаче:

Z_1п=(2*С)/[(1+ i^’₁)* m_н]=(2*68)/[(1+1.52)*2]=26.9≈27.

Число зубьев Z_1в вторичного вала на 1 передаче:

Z_1в=(2*С* i^’₁)/[(1+ i^’₁)* m_н]=(2*68*1,52)/ [(1+1.52)*2]=41,02≈41.

Проверка межцентрового расстояния, мм:

С= (m_н* Z_1п)/2+(m_н* Z_1в)/2=(2*27)/2+(2*41)/2=68.

Уточненное передаточное число:

i^’₁=41/27=1,52.

Действительное передаточное число на 1 передаче:

i₁=i^’_k* i^’₁=2,41*1,52=3,66.

2 передача: i₂=2,10.

i^’₂=i₂/i^’_k=2,10/2,41=0,87.

Z_2п=(2*С* cosß)/[(1+ i^’₂)* m_н]=(2*68*0,86)/[1,87*2]=31,27≈31.

Z_2в=(2*С* i^’₂* cosß)/[(1+ i^’₂)* m_н]=(2*68*0,87*0,86)/[1,87*2]=27,2≈27.

С= (m_н* Z_2п)/(2* cosß )+(m_н* Z_2в)/(2* cosß)=(2*31)/(2*0,86)+(2*27)/(2*0,86)=68.

i^’₂=27/31=0,87.

i₂=i^’_k* i^’₂=2,41*0,87=2,0967.

3 передача: i₃=1,36.

i^’₃=i₃/i^’_k=1,36/2,41=0,56.

Z_3п=(2*С* cosß)/[(1+ i^’₃)* m_н]=(2*68*0,86)/[1,56*2]=37,48≈37.

Z_3в= Z_3п* i^’₃=38*0,56=21,28≈21.

С= (m_н* Z_3п)/(2* cosß )+(m_н* Z_3в)/(2* cosß)=(2*37)/(2*0,86)+(2*21)/(2*0,86)=68.

i^’₃=21/37=0,56.

i₃=i^’_k* i^’₃=2,41*0,56=1,3496.

4 передача: i₄=1,00.

i^’₄=i₄/i^’_k=1,00/2,41=0,41.

Z_4п=(2*С* cosß)/[(1+ i^’₄)* m_н]=(2*68*0,86)/[1,41*2]=41,5≈41.

Z_4в=(2*С* i^’₄* cosß)/[(1+ i^’₄)* m_н]=(2*68*0,41*0,86)/[1,41*2]=17.

С= (m_н* Z_4п)/(2* cosß )+(m_н* Z_4в)/(2* cosß)=(2*41)/(2*0,86)+(2*17)/(2*0,86)=68.

i^’₄=17/41=0,41.

i₄=i^’_k* i^’₄=2,41*0,41=0,98≈1,00.

5 передача(прямая): i₅=0,82.

Полученные передаточные числа:

i₁= 3,66; i₂=2,1; i₃= 1,35; i₄=1,00; i₅=0,82.

Необходимый ряд передаточных чисел сохраняется:

i₁/ i₂> i₂/ i₃> i₃/ i₄> i₄/ i₅= 3,66/ 2,1> 2,1/1,35> 1,35/1,00>1,00/ 0,82=>1,74> 1,56> 1,35>1,22;

 

3.Расчет контактных напряжений в зацеплении.

Для прямозубого зацепления (первая передача) расчет ведем по уравнению:

s_k=0.418*[{P*E/b*cosa}*(1/r₁+1/r₂)]^½.

Исходные данные: i₁=3,67;b=14мм=0,014м; a=22º30´;E=2*10⁵МПа;С=68мм=0,068м.

Окружное усилие на начальной окружности для вторичного вала,Н:

P=M_eрасч* i₁/r_1в=46*3.67/0.041=4106

Расчетный крутящий момент,Нм:

M_eрасч=0,5*M_emax=0,5*92=46

Радиусы начальных окружностей зубчатых колес найдем из следующего соотношения:

С=r_1п+ r_1в= r_1п+ r_1п* i₁^´,

Где r_1п и r_1в – радиусы начальных окружностей зубчатых колес на первой передаче соответственно промежуточного и вторичного валов; i₁^´- передаточное число пары зацепления.

Отсюда:

r_1п=С/(1+ i₁^´)=68/(1+1,52)=27мм=0,027м

r_1в=С- r_1п=68-27=41мм=0,041м

или

r_1в= r_1п* i₁^´=0,027*1,52=0,041м

Радиусы кривизны в полюсе зацепления, м :

r₁= r₁*sina=27* sin22º30´=10.2мм=0,0102м

r₂= r₂*sina=41* sin22º30´=15,6мм=0,0156м

Окончательно для первой передачи имеем , МПа:

s_k=0.418*[{4106*2*10¹¹/0,014*0,9252}*(1/0,0102+1/0,0156)]^½=831.

Расчет показал ,что контактные напряжения в зубьях шестерен первой передачи находятся в допустимых пределах для обоих видов упрочнения поверхности зубьев.

Для косозубого зацепления расчет производим на примере пары постоянного зацепления первичного и промежуточного валов. Расчет ведем по следующей формуле:

s_k=0.418*[{P*E/b*cosa}*(1/r₁^´+1/r₂^´)]^½.

Исходные данные: b=14мм=0,014м; a=22º30´;ß=31;С=68мм=0,068м.

Расчетный момент,Нм:

M_eрасч=0,5*M_emax=0,5*92=46

Радиусы начальных окружностей, м:

r₁=С/(1+ i_к^´)=68/(1+2,41)=20мм=0,020м

r₂= r₁* i_к^´=20*2,41=48мм=0,048м

Радиусы кривизны  поверхности зубьев в полюсе зацепления, м :

r₁^´= r₁*sina/cos²ß=20* sin22º30´/ cos²31º=20*0.3795/(0.8572)²=10мм=0,010м

r₂^´= r₂*sina/cos²ß =48* sin22º30´/ cos²31º=48*0.3795/(0.8572)²=25мм=0,025м

Окружное усилие на шестерне первичного вала, Н:

P=M_eрасч /r₁=46/0.020=2300

Окончательно для зацепления имеем , МПа:

s_k=0.418*[{2300*2*10¹¹/0,014*0,9252}*(1/0,010+1/0,025)]^½=932.

Расчет показал ,что контактные напряжения в зубьях шестерен постоянного зацепления находятся в допустимых пределах только для цементированных зубьев.

Аналогично расчет контактных напряжений в полюсе зацепления производится для всех передач КП.

Федеральное агентство по образованию

Государственное учреждение высшего профессионального образования

Сибирский Федеральный Университет

Кафедра: «Автомобили и Двигатели»

          по дисциплине «Конструкция ,расчет и потребительские

свойства автомобиля»

ПРАКТИЧЕСКАЯ РАБОТА №3

Расчет механической коробки передач

 автомобиля ВАЗ-2105

.

Выполнил: ст. гр. АТ 64-1

Мутовина А.И.

Проверил: Муромцев А. С.

Красноярск 2007