![](/user_photo/2706_HbeT2.jpg)
- •Введение
- •1 Проектировочный тяговый расчёт автомобиля
- •1.1 Расчёт требуемой мощности двигателя
- •1.2 Построение внешней скоростной характеристики
- •1.3 Расчёт передаточных чисел
- •1.3.1 Определение передаточного числа главной передачи
- •1.3.2 Выбор числа передач и определение передаточных чисел коробки передач
- •2 Проверочный тяговый расчёт автомобиля
- •2.1 Расчёт кинематической скорости по передачам
- •2.2 Расчёт тяговой характеристики автомобиля
- •2.3 Расчёт динамической характеристики автомобиля
- •2.4 Расчёт ускорений автомобиля по передачам
- •2.5 Расчёт времени и пути разгона автомобиля до максимальной скорости
- •3 Топливно-экономическая характеристика
- •3.1 Расчёт баланса и степени использования мощности
- •3.2 Расчёт расхода топлива
- •4 Описание агрегата автомобиля-прототипа
- •4.1 Подробное описание конструкции главной передачи автомобиля заз-968м
- •4.2 Принцип и последовательность работы агрегата, его кинематическая схема
- •5 Прочностной расчёт агрегата
- •5.1 Проектировочный расчёт
- •5.2 Проверочный расчёт
- •Заключение
- •Список литературы
- •Приложение
5 Прочностной расчёт агрегата
5.1 Проектировочный расчёт
В данной курсовой работе рассчитывается главная передача автомобиля ЗАЗ-968М. Для расчёта необходимы следующие технические характеристики:
Н
м
— максимальный крутящий момент при
2943,69 об/мин;
об/мин
— частота вращения шестерни;
— передаточное
число;
ч
— время работы передачи.
Выбор твердости, термической обработки и материала колес. В зависимости от вида изделия, условий его эксплуатации и требований к габаритным размерам выбирают необходимую твердость колес и материалы для их изготовления. Для силовых передач чаще всего применяют стали. Передачи со стальными зубчатыми колесами имеют минимальную массу и габариты, тем меньшие, чем выше твердость рабочих поверхностей зубьев, которая в свою очередь зависит от марки стали и варианта термической обработки.
Выбираем материал для изготовления колеса сталь 35ХМ и шестерни сталь 20Х, вариант термической обработки IV: шестерня – улучшение, цементация, закалка, твердость поверхности 56…63 HRCэ, колесо – улучшение и закалка ТВЧ, твердость поверхности 48…53 HRCэ.
Допускаемые
контактные напряжения
для шестерни и
для колеса определяют по общей зависимости
(но с подстановкой соответствующих
параметров для шестерни и колеса),
учитывая влияние на контактную прочность
долговечности (ресурса), шероховатости
сопрягаемых поверхностей зубьев и
окружной скорости [4]:
, (5.1)
где
—
предел контактной выносливости, который
вычисляется по эмпирическим формулам
в зависимости от материала и способа
термической обработки зубчатого колеса
и средней твердости на поверхности
зуба.
—
коэффициент
долговечности учитывает влияние
ресурса(
;
—
коэффициент,
учитывающий влияние шероховатости
сопряженных поверхностей зубьев(
);
—
коэффициент,
учитывающий влияние окружной скорости
(
);
—
коэффициент
запаса прочности(
).
Предварительная величина допускаемого контактного напряжения:
МПа;
МПа.
Расчетное допускаемое напряжение:
, (5.2)
МПа.
При этом выполняется условие:
; (5.3)
МПа.
Допускаемые
напряжения изгиба зубьев шестерни
и колеса
:
,
(5.4)
где
—
коэффициент запаса прочности(
);
—
коэффициент
долговечности(
);
—
коэффициент,
учитывающий влияние шероховатости
переходной поверхности между зубьями(
);
—
коэффициент
учитывает двусторонние приложение
нагрузки (
);
—
предел
выносливости. Для шестерни
МПа, колеса
МПа.
Подставив значения, подсчитаем:
МПа;
МПа;
Учет режима нагружения при определении допускаемых напряжений.
Расчет на контактную выносливость:
, (5.5)
где
(режим
нагружения особо легкий);
,
ч.
.
Расчет на выносливость при изгибе:
, (5.6)
где
(режим
нагружения особо легкий);
,
.
.
Расчет конической передачи.
Предварительное значение диаметра внешней делительной окружности шестерни, мм:
, (5.7)
где
коэффициенты соответственно равны
,
.
мм.
Окружную
скорость
,
м/с, на среднем делительном диаметре
вычисляют по формуле:
. (5.8)
м/с.
Уточняем предварительно найденное значение диаметра внешней делительной окружности шестерни, мм:
, (5.9)
где
—
коэффициент внутренней динамической
нагрузки(
);
—
коэффициент
неравномерности распределения нагрузки
(
);
мм.
Угол делительного конуса шестерни:
. (5.10)
.
Внешнее конусное расстояние:
. (5.11)
мм
Ширина зубчатого венца:
. (5.12)
мм.
Внешний торцовый модуль передачи
, (5.13)
где
—
коэффициент внутренней динамической
нагрузки(
);
—
коэффициент
неравномерности распределения напряжения
(
);
.
Подставляя данные, получим:
.
Числа зубьев:
шестерни
; (5.14)
;
колеса
; (5.15)
.
Фактическое передаточное число
, (5.16)
.
.
Полученное
значение
отличается
от заданного на 1%, что входит в пределы
до 3%.
Углы делительных конусов шестерни и колеса:
, (5.17)
, (5.18)
,
.
Делительные диаметры колес:
, (5.19)
, (5.20)
мм,
мм.
Внешние диаметры колес:
, (5.21)
, (5.22)
мм.
мм.
Для конических шестерни и колеса вычисляют размеры заготовки (мм):
мм; (5.23)
. (5.24)
мм;
мм.
Полученные
расчетом
и
сравнивают с предельными размерами
и
.
Условия пригодности заготовок:
;
.
Так
как,
,
то принимаем для шестерни марку стали
20X.
Так
как,
то принимаем для колеса марку стали
35ХМ.