Здесь можно найти учебные материалы, которые помогут вам в написании курсовых работ, дипломов, контрольных работ и рефератов. Так же вы мажете самостоятельно повысить уникальность своей работы для прохождения проверки на плагиат всего за несколько минут.

ЛИЧНЫЙ КАБИНЕТ 

 

Здравствуйте гость!

 

Логин:

Пароль:

 

Запомнить

 

 

Забыли пароль? Регистрация

Повышение оригинальности

Предлагаем нашим посетителям воспользоваться бесплатным программным обеспечением «StudentHelp», которое позволит вам всего за несколько минут, выполнить повышение оригинальности любого файла в формате MS Word. После такого повышения оригинальности, ваша работа легко пройдете проверку в системах антиплагиат вуз, antiplagiat.ru, РУКОНТЕКСТ, etxt.ru. Программа «StudentHelp» работает по уникальной технологии так, что на внешний вид, файл с повышенной оригинальностью не отличается от исходного.

Результат поиска


Наименование:


Реферат/Курсовая Расчет трансмиссии и коробки передач

Информация:

Тип работы: Реферат/Курсовая. Добавлен: 07.05.13. Год: 2012. Страниц: 20. Уникальность по antiplagiat.ru: < 30%

Описание (план):


Введение
Основной задачей  курсового проектирования является углубление и закрепление знаний, полученных студентами на лекциях и лабораторно-фактических занятиях, привития навыков самостоятельного решения инженерных задач разработческого характера, связанных с расчетом деталей и узлов на прочность, долговечность, износ и нагрев, выбором конструктивных форм и размеров.
   Хорошее знание конструкции, методов ее разработки, нагруженности и действующих  в ней сил и моментов позволяет  разрабатывать и обосновывать методики диагностирования состояния конструкции, прогнозирования ее поведения в процессе эксплуатации, выявлять обоснованность и важность тех или иных позиций технического обслуживания.
   Выполнение  курсового проекта по автомобилям  базируется на общетехнических и специальных дисциплинах, связанных с конструированием и расчетом механических систем и способствует систематизации полученных ранее знаний и их практическому использованию.
   Таким образом, основной целью данного  курсового проекта является овладение методикой и навыками самостоятельного решения конкретных инженерных задач, умения пользоваться справочной литературой, стандартами, табачными материалами, периодической и др. литературой.
1Анализ особенностей существующих конструкций
    Анализ особенностей существующих конструкций является начальным этапом работы над проектом. Он предполагает детальное и углубленное ознакомление с агрегатами, узлами и механизмами, близкими по решаемым задачам и конструктивному исполнению к объекту проектирования. Учетом последних достижений науки и техники в данной области и перспективами развития рассматриваемых конструкций.
    Все это требует просмотра и изучения различных литературных источников (учебников, монографий, патентов или их описаний, инструкций, журнальных статей и др.), а также натуральных образцов.
    При изучении вышеназванного материала  необходимо составлять эскиз не только механизма, агрегата в целом, но тех  или иных решений отдельных устройств, узлов и сложных деталей. Составлять кинематические схемы, анализировать действие сил и моментов, нагружающих конструкцию, т.е. составлять и расчетные схемы. При этом необходимо обращать внимание на материалы, из которых изготовлены детали, технологию их изготовления , на способы крепления и соединения деталей, возможность их перемещения или, наоборот, способы фиксации или центрирования относительно друг друга, действующие в них напряжения (механические, тепловые), возможные износы (а значит изменение зазоров, размеров), в процессе их работы и способы их компенсации в процессе эксплуатации (методом ручных регулировок, автоматических и др. приемов) способы устранения или уменьшения вредных трений, на способы их сборки установки на машину, разборки, а также на признаки неисправностей и их проявлений и соответственно методов диагностирования и объемы технического обслуживания в процессе эксплуатации.
    Все эти действия должны в логической последовательности найти отражение в пояснительной записке. На основании такого анализа составляет цель и задачи курсового проекта.
1.1.Выбор варианта конструкции
    В результате проведенного анализа выбирается прототип проектируемого устройства, намечаются конкретные изменения, улучшающие конструкцию, прорабатывается кинематическая и силовая схемы, его компоновка и т. д.
    При принятии тех или иных решений необходимо обеспечить следующее:
    Обоснованность применения каждого элемента конструкции;
    Широкое использование стандартных узлов и деталей и ограниченную номенклатуру крепежных деталей;
    Соответствие конструктивных форм деталей условиям технологии, ее изготовления и последующей (при необходимости) обработки, а также технологии сборки и разборки узла, в который они входят;
    Экономичное расходование материалов при обеспечении заданной прочности;
    Удобство и качество сборки и разборки при минимальных затратах труда;
    Сокращение расходов на эксплуатацию, и другие общетехнические и специальные требования к разрабатываемому механизму, агрегату и т.п.
    Поэтому необходимо четко обозначить эти  требования и способы их реализации в разрабатываемой конструкции.
    Кинематическая схема, эскиз общего устройства, отдельных его элементов и деталей должны выполняться в соответствии со стандартами ЕСКД, например, ГОСТ 2.770-68, 2.780-68, 2.781-68 и др.
1.2.Определение  исходных параметров для расчета
    Для разработки конструкции и выполнения соответствующих расчетов необходимо предварительно подобрать и определить ряд параметров автомобиля, для которого будет разрабатываться заданный механизм или агрегат. Таким образом, на основании исходных данных целью и задачами расчета этого раздела будут:
    Определение полной массы (или силы тяжести) автомобиля;
    Исходя из полученной полной массы автомобиля и допустимой максимальной скорости, подбор колес и их параметров;
    Определение мощности двигателя, необходимой для обеспечения движения автомобиля с заданной максимальной скоростью;
    Расчет и построение внешней характеристики двигателя;
    Определение передаточных чисел трансмиссии, которые потребуются при дальнейших расчетах
 
1.2.1.Определение полной массы автомобиля
Полную массу  автомобиля можно представить следующим выражением.
Для легковых автомобилей
       
Где –масса снаряженного автомобиля или собственная масса, т.е. масса автомобиля в снаряженном состоянии без груза, водителя и пассажиров;
-масса человека;
-число мест пассажиров;
-масса багажа.
Пользуясь кратким  автомобильным справочником для  ЗАЗ-968А
= 840 кг; = 75 кг; = 40кг; = 4
= 840 + 75 ( 4 + 1 ) + 40 = 1255 кг 

1.2.2.Подбор пневматических шин

-коэффициент  нагрузки на  заднюю ось в статическом положении  автомобиля; = 1,1…1,3 – коэффициент увеличения нагрузки на заднюю ось при движении автомобиля; - сила тяжести автомобиля; g = 9,81 ;n – число шин на оси. 

Для легкового  автомобиля с задним расположением двигателя и ведущей оси = 0,59;
Принимаем = 1,2; ; =9,81*1255=12311,55
= 0,59*1,2*12311,55/2 = 4358 Н 

Расчет радиуса  колеса, катящегося без скольжения :

Где = 0,95…0,97,для нашего случая принимаем =0,96 


Где d – посадочный диаметр обода колеса, мм; B – ширина профиля, мм; 0,85-отношение высоты профиля к ширине,
Для ЗАЗ-968А  d = 330 мм; B = 155 мм.

= 0,96*0,296 = 0,284м 
 
 
 
 
 

1.2.3.Определение мощности двигателя и построение его характеристики

Где -полный вес автомобиля (Для ЗАЗ-968А =12311,55 кг )
? = 0,02 – комплексный  коэффициент сопротивления дороги; = 27,8 м/с
k- коэффициент обтекаемости равный 0,15…0,37 H* / (В наших расчетах принимаем что k = 0,45 H* / ); F – лобовое сечение автомобиля, принимаем за F = 1,7 м; - КПД трансмиссии = 0,9
Максимальная мощность двигателя:

Максимальная  частота вращения вала двигателя  определяется из соотношения:

Для ЗАЗ-968А  = 4200об/мин

Для карбюраторного двигателя:
 

Значения  параметров внешней  характеристики 

n ,об/м 800 1225 1650 2075 2500 2925 3350 3775 4200 4620
,кВт 5,955 9,499 13,113 16,636 19,903 22,751 25,019 26,542 27,158 26,590
М ,Н*м 71,08 74,05 75,89 76,56 76,02 74,28 71,32 67,14 61,75 54,96
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

 

Крутящий момент двигателя  определяется при тех же значениях текущей частоты вращения вала из соотношения:
 

      
 

1.2.4.Определение необходимых передаточных чисел трансмиссии
 

Кинематическая  скорость движения автомобиля может  быть выражена следующим образом:
 

Где – скорость автомобиля, м/с; - радиус качение колеса, м;
n – частота вращения двигателя, об/м; - передаточное число главной передачи; - передаточное число коробки передач на передаче.

Где =0,96 

При         7,31 м/с
При      13,11 м/с
При         19,85 м/с
При      28,95 м/с
При       6,68 м/с (задняя передача)
Возможности преодоления  заданного максимального сопротивления  -для легковых автомобилей:

Возможности реализации максимального тягового усилия по условиям сцепления колес с дрогой:

Где -сцепная сила тяжести ,Н; где -сцепная масса
-для автомобилей с задней  ведущей осью
-(коэффициент  перераспределенной нагрузки)
-(полная масса  на заднюю ось)
-(коэффициент  сцепления для сухого шоссе) 

;  

 
 

- минимально устойчивая скорость движения из условия условие удобства маневрирования
-минимально устойчивая частота  вращения коленчатого вала двигателя  при движении машины (800 об/м) 
 
 
 
 
 
 

2. Определение передаточных чисел КП на промежуточных передачах

Где j-номер передачи;n-число передач; -диапазон передаточных чисел КП

= 4,32/0,96 = 4,5

 
 
 
 

3.Методика расчета ступенчатых коробок передач 

Расчет ступенчатых  коробок передач, как правило  включает в себя:
    Расчет межосевого расстояния и и выбор основных параметров КП и зубчатых колес;
    Кинематический расчет, который заключается в определении для каждой пары  сопряженных зубчатых колес числа зубьев, удовлетворяющих передаточным числам
 
 
    Статический расчет КП, который заключается в  расчете на прочность шестерен, валов  и т.п.
    Расчет элементов управления КП (синхронизаторов, тяг и т.п.)
 
    3.1.Расчет основных параметров КП 

    При проектирование коробок передач их основные размеры  предварительно выбирают на базе статистического  анализа существующих конструкций, а затем уточняют на основе прочностных и геометрических проверочных расчетов. 

    3.2.Расчет межосевого расстояния

    Где – коэффициент ; M – крутящий момент.

     

    3.3.Выбор основных параметров зубчатых колес
    - определение  ширины зубчатых венцов

    - выбор нормального  модуля зубчатой передачи
    - для легковых автомобилей
    - определение  угла наклона косозубых колес  ?;

    - определение  суммы чисел зубьев в паре зубчатых колеса

    - выбор направление  наклона зубьев в зубчатых  колесах 
    Для 2-х вальной  коробки передач ? = 25 градусов 


           Принимаем ближайшее рекомендуемое  количество зубьев для двухвальных коробок передач   = 48 
     

    3.4.Определение габаритных размеров и массы КП, диаметров валов, основных  размеров подшипников 

    Габаритный  осевой размер L картера для легковых а /м с 4-ступенчатой КП составляет L=(3,0…3,4) = 3,4*74 = 251,6 мм
    Осевые размеры  зубчатых муфт и синхронизаторов  зависят от конструктивных особенностей. Двухсторонняя ступенчатая муфта  с синхронизаторами обычно имеет  осевой размер H = (0,68…0,78) = 0,72*74 = 53,28
    Предварительный расчет массы синхронизированных  трехвальных КП при числе ступеней производится по следующему выражению:

    (В справочных  материалах данная масса составляет  примерно 30 кг.)
          Размер валов КП выбирают из  условий обеспечения достаточной  жесткости. У     шлицевой    части первичного вала ориентировочно принимают диаметр                                          
    В средней  части вторичного и промежуточного валов
    Предварительные габаритные размеры подшипников  в долях межосевого расстояния .
    D-диаметр наружного кольца; В-ширина кольца.         

    Подшипник                                                        
    Задний первичного вала                    0,45?0,90?0,22         (33,3?66,6?16,28)мм;
    Задний вторичного вала                    0,40?0,90?0,22         (29,6?66,6?16,28)мм;
    Передний промежуточного вала      0,30?0,65?0,20          (22,2?48,1?14,8)мм;
    Задний промежуточного вала           0,30?0,72?0,20         (22,2?54,28?14,8)мм; 

    Перемычка между  соседними отверстиями под подшипники в стенке картера должна быть около  = 14,8 мм.
    Диаметр шейки вторичного вала под передней подшипник принимают равным примерно
    = 17,02 мм.
    Подшипники  применяются как правило радиальные шарико-и роликоподшипники легкой и  средней серии. Радиально – упорные  подшипники применяют для одной из опор. 
     
     
     

    4.Кинематический расчет 

    Число зубьев ведущего зубчатого колеса j-ой передачи; число зубьев ведомого зубчатого колеса j-ой передачи.
                  

              
             
              
               

    5. Статический расчет КП
    5.1. Расчет зубчатых колес
    При проектировании выполняются следующие расчеты :
    - геометрический  расчет зубчатых колес;
    - расчеты на  усталость зубчатых колес;
    - расчеты на  прочность зубьев. 

    5.1.1.Геометрический расчет зубчатых колес
    - определение  номинальных размеров зубчатых  колес;
    - назначение  степени их точности и вида  сопряжения зубьев;
    - определение  предельных отклонений параметров  зацепления и выбор контрольного измерительного комплекса.
    Основные номинальные  размеры зацепления.
    Для косозубых  колес:

    Где – соответственно модуль, нормальный модуль, торцовый модуль в мм.
    Диаметры основной d и делительной окружности зубчатых колес
             
      При При При При
    27,72 мм. 40,04 мм. 58,52 мм. 73,92 мм.
    120,12 мм. 107,8 мм. 89,32 мм. 73,92 мм.
 
    Где индексами  вм и вщ обозначены ведомое и ведущее зубчатые колеса сопряженной пары. 
     
     
     

    Диаметры  окружностей выступов
    Для косозубых колес:
     

      При  
    При  
    При  
    При
    33,88 мм. 46,2 мм. 64,68 мм. 86,24 мм.
    126,28 мм. 113,96 мм. 95,48 мм. 80,08 мм.
 
 
    Где (коэффициент высоты зуба в нормальном сечении) 

    5.1.2.Расчет зубьев шестерен на прочность
    Основными видами повреждения зубьев являются выкраивания и смятие активной поверхности, а также поломки. Повреждения могут быть результатом усталости материала при длительном действии циклически изменяющихся напряжений или однократного действия максимальной (пиковой) динамической нагрузки. Поэтому выполняются расчеты на:
    Контактную  усталость активных поверхностей;
    Усталости при  изгибе;
    Достаточность сопротивления зубьев однократным  пиковым нагрузкам.
    Расчет зубьев шестерен на усталость должен проводиться  в соответствии с ГОСТ 21354-75 и отраслевых стандартов.
    Для проверочных расчетов можно пользоваться упрощенными методиками и формулами. 

    Напряжение  изгиба для косозубых колес определяется по формуле: 


    Где M- крутящий момент, передаваемый рассчитываемым колесом , Н*м;
    c – скоростной коэффициент (для косозубых передач с = 1+0,11v); , м/с;
    n – частота вращения, рассчитываемого колеса, мин ; - коэффициент режима работа; Z-число зубьев; - соответственно модуль и нормальный модуль,мм;
          b = 16,28мм - ширина венца, мм; y – коэффициент формы зуба, для наших вычислений был выбран y = 0,13, в зависимости от числа зубьев колеса.
      
       Для  косозубых колес  ;  
     
     
     
     
     
     

    Расчет  v;скоростной коэффициент с; крутящий момент М: на каждой из передач, отдельно на ведомом и ведущем колесах: 

С = 1+0,15=1,15 72,21
С = 1+0,37=1,37 75,39
С = 1+0,88=1,88 75,59
С = 1+1,83=2,83 61,75
С = 1+0,67=1,67 72,21
С = 1+0,99=1,99 75,39
С = 1+1,36=2,36 75,59
С = 1+1,83=2,83 61,75
V (м/с) C (скор. коэффициент.) М (Н*м)
 
    Расчет  напряжения изгиба для  косозубых колес (ведомого и ведущего для  j-ой передачи): 

Для ведомого (МПа):  Для ведущего (МПа):
 
 
    6. Расчет реакций опор валов КП
    Окружная  сила j-ой ступени

    *76,56*4,32*0,908/(2,8*13,86) =15,476
    *76,56*2,6*0,908/(2,8*20,02) =6,448
    *76,56*1,58*0,908/(2,8*29,26) =2,681
    *76,56*0,96*0,908/(2,8*36,96) =1,289 

    Осевая  сила на j-ой ступени

     
     

    Радиальная  сила на j-ой ступени

    Для определения  реакций валов необходимо выполнить  следующие расчетные схемы: 
     


    Рис.1. Расчетная  схема по определению реакции опор вторичного вала. 


    Рис.2. Расчетная схема по определению реакции опор промежуточного вала. 


    Рис.3. Расчетная схема по определению реакции опор первичного вала КП. 

    Сумма моментов относительно одной из опор в плоскости  действия окружной силы и в плоскости действия сил радиальной и осевой .В результате определяются реакции на опорах.

15,476*20/100=3,095
6,448*20/100=1,297
2,681*20/100=0,536
1,289*20/100=0,257
15,476-3,095=12,381
6,448-1,297=5,151
2,681-0,536=2,145
1,289-0,257=1,032
(6,18*20-7,13*13,86)/100=0,247
(2,59*20-2,99*20,02)/100= -0,08
(1,07*20-1,23*29,26)/100= -0,153
(0,51*20-0,594*36,96)/100=  -0,117
6,18-0,247=5,933
2,59-(-0,08)=2,67
1,07-(-0,153)=1,223
0,51-(-0,117)=0,627
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
              Суммарные радиальные реакции на опорах вторичного вала:
      
                                          
 
 
 
 
 
 
 
 
    Так как осевая сила на j-ой передаче действует в осевом направлении только на одну опору (например B,D и F), а другие являются плавающими, то общая реакция на опоре, например B, составит .
    При j = 1,2,3,4:
 
 
 
    5.1.3.Расчет подшипников
    Подшипники  применяют, как правило однорядные радиальные шарико- и роликоподшипники легкой и средней серии. Радиально-упорные подшипники применяют для одной из опор.
    Основными причинами выбраковки подшипников  являются: усталостное выкрашивание на рабочих поверхностях деталей; истирание  основных деталей до величины, препятствующей дельнейшей работе подшипника; чрезмерное смятие рабочих поверхностей; задиры и изломы. Общепринятый метод расчета, по которому производится выбор подшипников, основан на учете усталостного износа и отчасти на учете смятия рабочих поверхностей. Истирание и задиры могут быть исключены за счет эффективного уплотнения и надлежащей смазки. Таким образом, имеет два вида расчета подшипников качения: на долговечность и статическое нагружение. Первый является основным для подшипников, вращающихся под нагрузкой ; второй - для подшипников воспринимающих внешнюю нагрузку без относительного вращения колец. Например, в условиях статического нагружения работают подшипники ступиц зубчатых колес постоянного зацепления вторичного вала КП.
    Для выбора типа и размеров подшипника необходимо знать  следующее:
    Величину и направление, действующей нагрузки (радиальная, осевая, комбинированная);
    Характер нагрузки (постоянная, переменная, ударная);
    Частоту вращения вращающегося кольца подшипника;
    Необходимая долговечность (желаемый срок службы в часах);
    Требования, предъявляемые к подшипнику конструкцией узла и окружающей среды;
    Приемлемая стоимость подшипника.
 
 
 
6.Выбор подшипников и расчет их на долговечность.
    Выбор подшипников  рекомендуется проводить в следующем  порядке:
    Определяются по расчетной схеме вала фактические нагрузки на подшипник: радиальные и осевые;
    Выбирается тип подшипника, исходя из условий его работы и конструктивных требований узла;
    Определяют частоту вращения подшипника n и выбирают его долговечность h по условиям работы узла, Затем рассчитывают величину или определяют ее по таблице в справочниках, например, [6] стр. 375 табл. 4.
    Проводят выбор по справочникам ГОСТ 18855-82 коэффициентов Км; К6т и др.
    Определяют приведенную нагрузку Fпр, при приложении которой к подшипнику долговечность его та же, что. и в реальный условиях работы в подшипниковом узле.
    Рассчитывают требуемый коэффициент работоспособности по формуле
        С=Fпр(nh)0,3
    По найденному коэффициенту работоспособности С и таблицам ГОСТа 
    устанавливают окончательные размеры выбранного подшипника.

 
 
 
 
6.1.Расчет подшипников на долговечность.
    Подшипники  трансмиссии работают при переменной частоте вращения, которая зависит  не только от изменения частоты вращения двигателя, но и от
номера включенной передачи, а также при переменных нагрузках, которые зависят от величины  крутящего  момента развиваемого двигателем,  номера включенной передачи и вала, на котором они находятся. Все это необходимо учесть при расчете подшипников на долговечность.
    При определении радиальных и осевых нагрузок, действующих на подшипники (опоры) в качестве передаваемого крутящего момента ранее бралось максимальное значение крутящего момента двигателя. При расчете подшипников на долговечность необходимо принимать так называемый расчетный крутящие момент равный
и т.д.................


Перейти к полному тексту работы


Скачать работу с онлайн повышением оригинальности до 90% по antiplagiat.ru, etxt.ru


Смотреть полный текст работы бесплатно


Смотреть похожие работы


* Примечание. Уникальность работы указана на дату публикации, текущее значение может отличаться от указанного.