Расчет тягово-динамических и топливно-экономических характеристик автомобиля ГАЗ-53 с разработкой коробки перемены передач

Максимальные прогибы будут иметь место на ведомом валу из-за его большей, чем у ведущего, длинны и и при нагружении ведомого вала по середине его длинны. за расчетный случай примем нагружение на II передаче.
Составим аналитическое выражение прогибов по методу начальных параметров от усилий на II передаче.
Ведущий вал.
По оси Y:
fx = f0+Θ0*Х+1/EJ[(RAYХ3/6)- (RBY (Х-100)3/6)+(1972,3(X-132,5)3/6)-(1984,16*56,418(X-132,5)2/2)]=f0+Θ0*Х+1/EJ[(2732,66X3/6)-(7482,78(X-100)3/6)+(1972,3(X-132,5)3/6)-111942,34(X-132,5)2/2)];
При Х=0 f0 =0, при Х=100 fх =0, поэтому:
0=Θ0*100+1/EJ[(2732,66*1003/6)];
0=Θ0*100 + 455443333,3/ EJ= Θ0*100+455443333,3/2,1*105*J;
0=Θ0*100+2168,78/J ;
Θ0=2168,78/J*100=-21,6878/J;
В шарнире при Х=135 прогиб:
f=-21,6878*135/J+1/ЕJ[(2732,66*1353/6)-(7482,78-353/6)+(1972,3*2,53/6)-(111942,34*2,52/2)]=(-21,6878*135/J)+ 1/ЕJ(1120561391-53470698,75+5136,197917-349819,8125)==(2327,853/J)+(5079,743/J)=2151,89/J.
По оси Z:
fx = f0+Θ0*Х+1/EJ[(RAZХ3/6)- (RBZ(Х-100)3/6) +5042,54(X-132,5)3/6]=
=f0+Θ0*Х+1/EJ[(189,1*Х3/6)-(1089,56(Х-100)3/6)+(5042,54(Х-132,5)3/6)];
При Х=0 f0 =0, при Х=100 fх =0,тогда:
0= Θ0*100+1/EJ(189,1*1003/6);
0= Θ0*100+150,079/J;
Θ0=-0,150079/J;
Прогиб в шарнире при Х=135:
f=(-0,150079*135/J)+1/EJ[(189,1*1353/6)-(1089,56*353/6)+(5042,54*2,53/6)]=(-20,260665/J)+1/EJ(77542818,75-7785814,167+13131,61458)=(-20,260665/J)+(332,23874/J)=311,978/J;

Ведомый вал

Условно прогибы в начале вала примем нулевыми.
По оси Y:
fx=Θ0*Х+1/EJ[(-YШХ3/6)+(3240,2(Х-147,5)3/6))+(3259,6*104,776*(Х--147,5)2/2)]= Θ0*Х+1/EJ[(-2777,82*Х3/6)+(3240,2(Х-147,5)3/6))+341527,85(Х-147,5)2/2)];
При Х=295 fx=0; Тогда
0=Θ0*295+1/EJ[(-2777,82*2953/6)+(3240,2*147,53/6)+(341527,82*147,52/2)]= Θ0*295+1/J[(-56597,80692+8252,344194+17691,34437)] = Θ0*295-30654,11836/J
Θ0=30654,11836/295*J=103,9123/J;
В шестерне II передачи при Х=147 прогиб
f=(103,9123*147/J)+(1/ЕJ(-2777,82*147,53/6))=(15275,1081/J)-(7074,258/J)=8200,382/J;
По оси Z:
fz = Θ0*Х+1/EJ[(ZшХ3/6)-(8284,15(Х-147,5)3/6)];
fz = Θ0*Х+1/EJ[(4142,08Х3/6)-(8284,15(Х-147,5)3/6)];
При Х=295 fz =0; тогда
0= Θ0*295+1/EJ[(4142,08*2953/6)-(8284,15*147,53/6)]= Θ0*295+1/J(84394,46908-21098,5918)= Θ0*295+63295,87728/J;
Θ0=-63295,87728/J*295=-214,5623/J;
В шестерне при Х=147,5
f=(-214,5623*147,5/J)+(1/ЕJ(4142,08*147,53/6))=(-10549,30863/J) +(7074,258/J)=-21098,63/J;
При переходе от условного нулевого перемещения начала ведомого вала в шарнире к перемещениям самого шарнира проанадизируем полученные выражения.
Прогибы по оси Y:
Прогиб ведущего вала в шарнире: 2151,89/J;
Прогиб середины ведомого вала: 8200,382/J.
Оба прогиба одинакового знака, то есть, прогибы вверх. Прогиб ведомого вала практически вчетверо больше прогиба ведущего вала. так как для ведомого вала реальная точка без прогибов – опора С (выходной подшипник коробки передач), то окончательный прогиб шестерни II передачи будет:
(8200,382/J)+(2151,86/2J) так как расстояние от опоры С до шарнира вдвое больше расстояния от опоры С до шестерни II передачи.
Итак, имеем fy = (8200,382/J)+(2151,86/2J)=9276,237/J
Прогибы по оси Z:
Прогиб ведущего вала в шарнире:311,978/J.
Прогиб середины ведомого вала: -21098,63/J.
Прогибы разного знака, то есть, они направлены в разные стороны. По изложенным выше пропорциям:
fz =(-21098,63/J)+(311,978/2J)=-20942,641/J;
Суммарный прогиб:
f=
f=1/J
При допустимом прогибе [f]=0,05 мм:
0,05=22905,12/J;
J=22905,12/0,05=458102,4 мм4;
Для круглого сечения Jx=πd4/64, тогда πd4/64=458102,4 мм4;
d==55,271≈60 мм.
Для полученного значения диаметра вала
Jx=πd4/64=π*604/64 = 636172,51 мм4;
WX= πd3/64= π*603/64=21205,75 мм3;
Определим угол перекоса валов в шарнире с роликовым подшипником.
Угол поворота сечения шарнира ведущего вала:
Вдоль оси Y (при Х=135)
Θ=Θ0+1/EJ[(2732,66*1352/2)-(7482,78*352/2)+(1972,3*2,52/2)--(111942,34*2,5)];
Θ=(-21,6878/J)+(1/J(118,577925-21,824775+0,029349702-1,332646905))=73,762/J=73,762/636172,5=0,000115946 рад;
По оси Z при Х=135:
Θ= Θ0+1/EJ[(189,1*1352/2)-(1089,56*352/25)+(5042,54*2,52/2)]=-0,150079/J+1/J(8,205589286-3,177883333+0,075037797)=4,95266/J=4,95266/636172,5=0,000007785 рад.
Угол поворота сечения шарнира ведомого вала:
Вдоль оси Y:
Θ=103,9123/J=103,9123/636172,5=0,000163339 рад;
Вдоль оси Z:
Θ=-214,5623/636172,5=-0,00033727 рад;
Угол перекоса:
Θ0=;
Θ0=
==0,000333 рад;
При допускаемых значениях [Θ]≤0,002 рад условие жесткости по углам поворотов сечений выполняется.

6.2. Расчет валов на статическую прочность

Проверка промежуточного вала валов на статическую прочность.
Эквивалентный изгибающий момент под правой шестерней I передачи (максимальный):
Мэкв = ;
Мэкв = =974520,73 Н*мм
Напряжение от прогиба и кручения:
σ = Мэкв/WX;
σ =974520,73/21205,75=45,955 Н/мм2;
При допускаемых напряжениях для хромированных сталей [σ]=250 Н/мм2 условие прочности выполняется.

Проверка ведущего и ведомого валов на статическую прочность
Максимальное значение моментов – под шестерней I передачи:
Мизг=767130,71 Н*мм; Мкр=1869501,6 Н*мм;
Эквивалентный момент:
Мэкв = ;
Мэкв = =2020773,555 Н*мм
Эквивалентные напряжения:
σ = Мэкв/WX;
σ =2020773,555/21205,75=95,3 Н/мм2;
При допускаемых напряжениях для хромированных сталей [σ]=250 Н/мм2 условие прочности выполняется.








7. Расчет подшипников вторичного вала

7.1. Расчет динамической грузоподъемности подшипников

Долговечность подшипников Т должна соответствовать пробегу до капитального ремонта.
Т=S/vср, где
S – пробег до капитального ремонта, для грузовых автомобилей 250000 км;
vср – средняя техническая скорость движения, для грузовых автомобилей 50 км/час;
Т=250000/50=5000 часов.
При статическом радиусе колеса rк = 0,58 м и средней скорости движения 50 км/час=13,88 м/с скорость вращения колеса
ωк= vср/ rк;
ωк=13,88/0,58=23,496 рад/сек = 228,7 об/мин.
При главной передаче i=6,17 скорость вращения выходного вала коробки
ωвых = ωк*i;
ωвых =228,7*6,17 = 1411 об/мин.
Среднюю скорость отнесем к третьей передаче. В этом случае скорость вращения промежуточного вала
nпром = ωвыхd05/d06;
nпром =1411*201,818/158,182 = 1800 об/мин.
Усилие в опорах (максимальное для I передачи):
радиальное в опоре А = 4131,51 Н;
радиальное в опоре В = 11099,78 Н;
Осевое в опоре В = 1984,16 Н (в сторону опоры А).
По динамической грузоподъемности
Исходя из того, что Lh=L*106/60n следует, что
L=60*n*Lh/106
так как L=(с/Рэ)m, то
с=Рэ=Рэ;
Правый подшипник:
Fr=11099,78 Н;
Fа=1984,16 Н (шариковый)
Рэ=(Х*V*Fr+Y*Fа)Кδ*Кт;
где Х=1, Y=0, так как Fа/ Fr=1984,16 /11099,78=0,178<0,19 – emin.
V=1 – вращение внутреннего кольца.
Кδ=1,3 – перегрузка до 125%;
Кт=1,05 – температура до +125° С.
Рэ=1*1*11099,78*1,3*1,05=15151,2 Н;
С=15151,2=123380 Н=123,38 кН;
По полученному значению «С» выбираем сдвоенные радиально-упорные шариковые подшипники по ГОСТ 832-66 типа 246000 средней серии №446313 со значениями С=140,28 кН и С0=150,09 кН.
Левый подшипник
Fr=4131,51 Н (роликовый).
Рэ=1*1*4131,51*1,3*1,05=5639,5 Н;
С=5639,5=37306 Н=37,3 кН;
По полученному значению «С» выбираем роликовый радиальный подшипник с короткими цилиндрическими роликами по ГОСТ 8328-75 легкой серии диаметров 2, узкой серии ширин 0 №2210 со значениями С=37,96 кН и С0=28,65 кН.


7.2. Расчет статической грузоподъемности подшипников

Правый подшипник (сдвоенный)
Для α=26° сдвоенного подшипника Х0=1; Y0=0,74.
Эквивалентная статическая нагрузка
Р0=Х0*Fr+Y0*Fa
Р0=1*11099.78+0.74*1984.16=12568 Н, или
Р0= Fr=11099,78 Н
Наибольшее значение Р0=12,568 кН, статическая грузоподъемность
С0=fsР0, где
fs=2,5 – коэффициент для высоких требованиях надежности при нагружении.
С0=2,5*12,568=31,42 кН<150,09 кН выбранного полшипника.
Левый подшипник - α=0°;
Эквивалентная нагрузка Р0=Fr=4131,51 Н;
Fа=0;
Статическая грузоподъемность:
С0=2,5*4131,51=10328,775 Н=10,33 кН<28,65 кН выбранного подшипника.











Заключение

В данном разделе курсовой работы была разработана конструкция механической коробки передач проектируемого автомобиля. Для этого нами были определены межосевое расстояние, рассчитаны параметры зубчатой передачи, а шестерни проверены на изгибную и контактную прочность.
Затем по полученным даны был произведен расчет на жесткость и статическую прочность валов, определены их перемещения и углы поворотов, а так же найдены потребные диаметры и построены эпюры.
Для определенных нагрузок нами были подобранны подшипники вторичного вала и выполнен их расчет на динамическую и статическую грузоподъемность.
Основываясь на полученных результатах, нами выполнен сборочный чертеж спроектированной коробки передач. Таким образом, в выполненной работе, нами были выполнены все необходимые расчеты для проектирования коробки передач грузового автомобиля.














Список использованной литературы

Чмиль В.П., Чмиль Ю.В. Автотранспортные средства: Учебное пособие. - СПб. :Издательство «Лань», 2011.-336 с.
Лукин П.П. и др. Конструирование и расчет автомобиля. Учебник для студентов вузов, обучающихся по специальности «Автомобили и тракторы». -М.: Машиностроение, 1984.- 376 с.
Проектирование трансмиссий автомобиля: Справочник. Под общей ред. А.И.Гришкевич. – М.: Машиностроение. 1984. 270 с.
Автомобиль. Анализ конструкций, элементы расчета. В.В.Осепчугов, А.К.Фрумкин. М.: Машиностроение. 1989. -270 с.
Нарбут А.Н. Автомобили: Рабочие процессы и расчет механизмов и систем: учебник для студ. высш. учеб. заведений / А.Н.Нарбут. - М.: Издательский центр «Академия», 2007.- 256 с.