Модернизация коробки передач автомобиля УАЗ-451М

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

автомобиль синхронизатор коробка передача

Автомобильный транспорт имеет важное значение для экономического роста любых отраслей промышленности и экономики государства в целом. Без него не мыслимо нормальное функционирование ни одной из отраслей народного хозяйства.

Можно выделить некоторые особенности автомобильного транспорта, заключающиеся в следующем:

1. Большая экономичность при перевозке определенных видов грузов на расстояние до 400 км, а также при перевозке срочных, ценных и скоро портившихся грузов;

2. Доставка грузов от двери к двери;

3. Большая мобильность;

4. Регулярность и хорошая маневренность перевозок;

5. Обеспечение сохранности, количества и качества перевозимого груза;

6. Высокая скорость доставки;

7. Приспособленность к дорожным условиям.

Последний показатель особенно актуален для нашей страны т.к. существуют места трудно доступные для других видов транспорта, таких как железная дорога, авиация, морское и речное судоходство, в силу особенностей каждого из вида транспорта.

На автомобильном транспорте можно реализовать различные требования предъявляемые в данных условия: скорость, проходимость, плавность хода, грузоподъемность, маневренность, типаж перевозимых грузов.

Седельные тягачи отличаются от других классов грузового парка автомобилей достаточно большой своей универсальностью. За счет наличия прицепного устройства на них возможна реализации разнообразного рода задачи требований. На них возможна быстрая смена навесного оборудования, начиная от обычного полуприцепа и заканчивая специализированным оборудованием. Машины такого типа могут использоваться намного продуктивней и с большей отдачей т.к. сам тягач не зависит от прицепного оборудования, тем самым уменьшается время простоя автомобиля без работы.

1.Характеристика автомобиля УАЗ-451М и анализ коробки передач

УАЗ-451М колесной формулы 4х2 выпускался на базе УАЗ-451ДМ. Кузов - цельнометаллический, вагонного типа, с тремя боковыми и задней двустворчатой дверьми. Грузоподъемность возросла до 1000 кг против 800 кг у предыдущих моделей. Внешние отличия до конца 70-ых годов (предположительно до 1979 года) отражались только в облицовке передка (и плюс дополнительная боковая дверь), задние же фонари ставились прежние - ФП-100. Впоследствии они были заменены на знакомые нам вертикальные фонари.

Рисунок 1 - Автомобиль УАЗ-451М

Короткая техническая характеристика автомобиля:

- Число мест для сиденья 2;

- Грузоподъемность, кг100;

- Масса автомобиля (без/с грузом), кг1540/2690;

- Модель двигателя ЗМЗ-451;

- Номинальная мощность в л.с при частоте

вращения коленчатого вала 4000 об/мин.72;

- Максимальный крутящий момент, Нм

(при n=2000 об/мин)170;

- Сцеплениесухое, однодисковое;

- Коробка передач механическая;

- Карданные валыодин, трубчатый;

- Передняя осьштампованная, балка;

- Задний мостразъемный, ведущий;

- Главная передачаодинарная (5,125);

Коробка передач автомобиля УАЗ-451М имеет три вала: первичный, вторичный и промежуточный. Все механизмы вмонтированы в чугунный картер, служащий одновременно и масляной ванной. Передним фланцем коробка передач крепится к картеру сцепления.

Первичный вал коробки передач установлен на двух шарикоподшипниках. Задний подшипник в картере коробки передач закреплен упорным кольцом и крышкой, а на валу гайкой с левой резьбой. Передний подшипник размещен в торце коленчатого вала. В передней части вала нарезаны шлицы для установки ведомого диска сцепления. Задняя часть вала имеет зубчатый венец для привода промежуточного вала, венец для включения четвертой передачи и конус синхронизатора. Внутри вала сделана полость, где размещается передняя опора вторичного вала.

Вторичный вал имеет также две опоры. Передняя опора состоит из четырнадцати роликов, расположенных в первичном валу и застопоренных проволочным пружинным кольцом. Задней опорой является подшипник, установленный в задней стенке картера. В корпусе коробки он закреплен упорным кольцом и крышкой, а на валу -- гайкой крепления фланца карданного вала.

Короткая характеристика коробки передач автомобиля УАЗ-451М:

Межцентровое расстояние в мм........................................ 80,5

Максимальный крутящий момент на первичном валу в кгс-м ........ 17

Количество пар шестерен постоянного зацепления ..................3

Модуль косозубых шестерен .......................................3

Модуль прямозубых шестерен .............................. 3,5

Передаточные числа:

первая передача .....................................4,12

вторая передача ............................. 2,64

третья передача ........................... 1,58

четвертая передача ................................ 1,00

пятая передача……………………...0,86

задний ход................................... 5,23

Шлицы первичного вала коробки:

количество шлиц .................................. 10

наружный диаметр в мм...........................35_-0,075

внутренний диаметр в мм ...............

ширина шлица в мм....................... 5,385_-0,05

Масса коробки передач в кг..................................... 34

Заправочная емкость картера в л .................1,0

2. Разработка и обоснование схемы проектированного узла

В соответствии с заданием и автомобилем, который у нас является базовым, мы выбрали трёх вальную, четырех ступенчатую коробку передач.

Механическая коробка передач представляет собой набор шестерен, которые входят в зацепление в различных сочетаниях, образуя несколько передач или ступеней с различными передаточными числами. Чем больше число передач, тем лучше автомобиль «приспосабливается» к различным условиям движения.

Преимущества:

· Наименьшая по сравнению с другими типами КПП стоимость и масса;

· Высокие КПД, топливная экономичность и динамика разгона;

· Простота и отработанность конструкции, а следовательно - высокая надежность;

· Не требуют дорогостоящих расходных материалов, просты в обслуживании;

· Благодаря жесткой связи двигателя с ведущими колесами, водитель может более эффективно использовать автомобиль при передвижении в гололедицу, по грязи и бездорожью;

· МКПП допускает полное разобщение двигателя и трансмиссии, поэтому такой автомобиль легко пускается «с толкача» и может буксироваться на любое расстояние с любой скоростью.

Недостатки:

· Утомляющее водителя переключение передач, особенно в городском цикле и движении в пробках, необходимость навыка для правильного выбора передачи и плавного переключения передач без рывков;

· Ступенчатое изменение передаточного отношения;

· Малый ресурс сцепления.

Ступенчатые механические коробки передач выполняются по двум схемам: трехвальные и двухвальные. Трехвальная коробка передач устанавливается, как правило, на заднеприводные автомобили. Двухвальная механическая коробка передач применяется на переднеприводных и заднемоторных легковых автомобилях.

Рисунок 2 - Кинематическая схема коробки передач

1 - первичный вал; 2 - зубчатый венец первичного вала; 3 - муфта синхронизатора; 4 - зубчатый венец третьей передачи; 5 - зубчатый венец второй передачи; 6 - зубчатое колесо первой передачи; 7 - вторичный вал; 8, 12, 13 и 15 - зубчатые колеса промежуточного вала; 9 и 11 - зубчатые венцы блока передачи заднего хода; 10 - ось; 14 - промежуточный вал;

3. Подборка материала для основных деталей коробки передач

В соответствии с прототипом выбираем такой же материал для основных деталей коробки передач, а именно:

а) Картер коробки передач изготавливают с серого чугуна СЧ 18-36, ГОСТ 1412-70, с такими механическими свойствами:

- Предел прочности при растяжении - 18 кгс/мм²;

- Предел прочности при изгибе - 36 кгс/мм²;

- Стрела прогиба при расстоянии между опорами:

- 600 мм - 8 мм;

- 300 мм - 2,5 мм;

- Твердость - НВ 170-229.

б) Первичный, вторичный, промежуточный валы и вал заднего хода коробки передач изготавливают из стали 25ХГМ, 25ХГТ, ГОСТ4543-71

Таблица 2 - Химический состав

С	Si	Mn	Ni	S	P	Cr	Ті	Cu
0,22-0,29	0,17-0,37	0,8-1,1	до 0,3	до 0,035	до 0,035	1,0-1,3	0,03-0,09	до 0,3

Механические свойства:

- предел кратковременной прочности - 1270 МПа;

- предел пропорциональности - 980 МПа;

- относительное удлинение при разрыве - 10 %;

- относительное сужение -50 %;

- ударная вязкость - 690 кДж/м²;

- твердость HRС - 57-60.

в) Шестерни передач изготавливают из стали 25ХГТ, ГОСТ4543-71

Таблица 2 - Химический состав

С	Si	Mn	Ni	S	P	Cr	Ті	Cu
0,22-0,29	0,17-0,37	0,8-1,1	до 0,3	до 0,035	до 0,035	1,0-1,3	0,03-0,09	до 0,3

Механические свойства:

- предел кратковременной прочности - 1270 МПа;

- предел пропорциональности - 980 МПа;

- относительное удлинение при разрыве - 10 %;

- относительное сужение -50 %;

- ударная вязкость - 690 кДж/м²;

- твердость HRС - 57-60.

4.Расчет геометрических форм и размеров основных деталей

4.1 Выбор параметров зубчатых зацеплений коробки передач

Межосевое расстояние мм, определяется по формуле:

(1)

где: - максимальный крутящий момент двигателя, принимаем его из прототипа, Нм ()

Тогда

мм

Межосевое расстояние коробок передач легкового автомобиля находится в пределах 60 - 80 мм.

Предварительно выбираем значение нормального модуля: для косозубой шестерни мм.

Ширина венца зубчатых колес может быть найдена из следующей формулы:

мм(2)

Угол наклона зубьев

(3)

Разбивка передаточных чисел и определение числа зубьев зубчатых колес.

Суммарное число зубьев в паре:

(4)

Принимаем число зубьев первой передачи

Тогда число зубьев зубчатого колеса первой передачи

(5)

Значит передаточное отношение первой передачи в зубчатом зацеплении передающем крутящий момент с промежуточного вала на выходной:

(6)

Передаточное отношение промежуточной передачи (с первичного вала на промежуточный):

Тогда для промежуточной передачи

- число зубьев шестерни:



- число зубьев зубчатого колеса:

Для второй передачи:

- передаточное отношение

- число зубьев шестерни

- число зубьев зубчатого колеса:

Для третей передачи:

- передаточное отношение

- число зубьев шестерни



- число зубьев зубчатого колеса:

Для пятой передачи:

- передаточное отношение

- число зубьев шестерни

- число зубьев зубчатого колеса:

Для задней передачи

Выбираем число зубьев шестерни:

Действительные передаточные числа

(7)

4.2 Расчет геометрических параметров зубчатых колес коробок передач

В большинстве автомобильных коробок передач используется угол профиля зуба необходимого контура в нормальном сечении б = 20^о. Цилиндрические зубчатые колеса в коробках передач изготавливают со смещением в целях обеспечения не подрезания и незаострения зубьев, сохранения межосевого расстояния в соосных передачах и повышения прочности зубьев.

Без смещения выполняют зубчатые колеса третей, задней и четвертой передачи. Для первой и второй передачи смещение равно

В соответствии с ГОСТ 16532-70 х₁ = 0,3, а х₂ = - 0,3.

Основные размеры промежуточной передачи:

- окружной модуль:

(8)

- делительное межосевое расстояние:

(9)

, мм

- делительный диаметр

(10)

мм

мм

- диаметр вершины зубьев

(11)

мм

мм

- диаметр впадин зубьев

(12)

где с_n - радиальный зазор, мм

Тогда

мм

(13)



Коэффициент осевого перекрытия:

(14)

мм

Суммарный коэффициент перекрытия

(15)

Основные размеры задней передачи:

- окружной модуль:

- делительное межосевое расстояние:

, мм

- делительный диаметр

мм

мм

мм

- диаметр вершины зубьев

мм

мм

мм

- диаметр впадин зубьев

мм

мм

мм

Коэффициент торцевого перекрытия:

Коэффициент осевого перекрытия:

Суммарный коэффициент перекрытия

Основные размеры пятой передачи:

- окружной модуль:

- делительное межосевое расстояние:

, мм

- делительный диаметр

мм

мм

- диаметр вершины зубьев

мм

мм

- диаметр впадин зубьев

мм

мм

Коэффициент торцевого перекрытия:

Коэффициент осевого перекрытия:

Суммарный коэффициент перекрытия

Основные размеры третей передачи:

- окружной модуль:

- делительное межосевое расстояние:

, мм

- делительный диаметр

мм

мм

- диаметр вершины зубьев

мм

 мм

- диаметр впадин зубьев

мм

Коэффициент торцевого перекрытия:

Коэффициент осевого перекрытия:

Суммарный коэффициент перекрытия

Основные размеры второй передачи:

- делительное межосевое расстояние:

, мм

- угол профиля

(16)

рад

^о

- угол зацепления

(17)

рад

^о

- делительный диаметр

(18)

мм

мм

- коэффициент воспринимаемого смещения

(19)

- коэффициент уравнительного смещения

- диаметр вершины зубьев

(20)

мм

мм

- диаметр впадин зубьев

(21)

мм

мм

Коэффициент торцевого перекрытия:

Коэффициент осевого перекрытия:

Суммарный коэффициент перекрытия

Основные размеры первой передачи:

- делительное межосевое расстояние:

, мм

- угол профиля

рад

^о

- угол зацепления

рад

^о

- делительный диаметр

мм

мм

- коэффициент воспринимаемого смещения

(22)

- коэффициент уравнительного смещения



- диаметр вершины зубьев

мм

мм

- диаметр впадин зубьев

мм

мм

Коэффициент торцевого перекрытия:

Коэффициент осевого перекрытия:

Суммарный коэффициент перекрытия

5. Расчет на прочность деталей коробки передач

5.1 Расчет зубчатых колес

5.1.1 Расчет зубчатых колес на прочность

Напряжение изгиба в опасном сечении

(23)

где - расчетный момент силы, подводимый к первичному валу коробки передач, = 170Нм;

- коэффициент нагрузки;

- коэффициент наклона зуба, для прямозубых передач=1,0, для косозубых =0,8;

- передаточное число пар зубчатых колес;

- число пар зубчатых колес;

- диаметр делительной окружности зубчатого колеса, мм;

- коэффициент формы зуба, град;

Для цилиндрической передачи со смещением величину коэффициента формы зуба можно определить по формуле

(24)

Коэффициент нагрузки

(25)

где:- коэффициент динамичности нагрузки: для прямозубых колес = 1,2…1,3; для косозубых = 1,1;

- коэффициент силы трения: для ведущего колеса =1,1; для ведомого = 0,9;

- коэффициент концентрации напряжения у корня зуба.

(26)

где:- коэффициент относительной ширины, ;

- коэффициент расположения колеса: при консольном расположении =0,5; при расположении между опорами = 0,1; при расположении вблизи опоры =0,2;

- коэффициент степени использования длины зуба зависит от точности изготовления

Во всех передачах более нагруженным является ведущее колесо. Для обеспечения прочности зубьев на изгиб достаточно рассчитать только ведущее колесо.

Тогда

- для зубчатого колеса первой передачи

Нм

- для зубчатого колеса второй передачи

Нм

- для зубчатого колеса третей передачи

Нм

- для зубчатого колеса пятой передачи

Нм

- для зубчатого колеса задней передачи



Нм

Максимальная нагрузка на зубьях шестерни возникают в момент трогания автомобиля с места при резком включении фрикционного сцепления. В этом случае на первичному валу может возникнуть инерционный момент Мj, превышающий в 2,4-2,5 раза максимальный момент двигателя. Трогания автомобиля с места осуществляется на первой или задней передачах. Поэтому:

Для первой передачи

Нм

Для задней передачи

Нм

Величина контактного напряжения

(27)

где: М_в - расчетный крутящий момент на ведущем зубчатом колесе, Нмм;

К'_н - коэффициент нагрузки

и - передаточное число рассчитываемой пары;

К_в - коэффициент наклона зуба: для прямозубых колес К_в =1,0; для косозубых - К_в =0,8.

В_раб - рабочая ширина зуба, мм (первой передачи в_раб = 31,9 мм; второй в_раб = 32,1 мм; для третей в_раб = 32,4м, для пятой в_раб = 32,4м)

- коэффициент нагрузки ().

Тогда:

- для первой передачи

Нмм

- для второй передачи

Нмм

- для третей передачи

Нмм

- для пятой передачи

Нмм

- для задней передачи

Нмм

5.1.2 Расчет зубчатых колес на усталость

Расчет зубчатых колес на усталостную прочность по изгибу и по контактным напряжениям производиться по эффективному крутящему моменту с учетом коэффициента трансформации и коэффициента полезного действия.

Срок службы коробки передач составляет 200000 км пробега.

Общий час движения вперед

(28)

где: L - срок службы коробки передач, км;

v_с.р. - средняя скорость движения автомобиля, км/час (v_с.р. = 40 км/час)

ч.

Время движения автомобиля на первой передачи

ч.

Время движения автомобиля на второй передачи

ч.

Время движения автомобиля на третей передачи

ч.

Время движения автомобиля на четвертой передачи

ч.

Время движения автомобиля на пятой передачи

ч.

Время движения накатом

ч.

Время движения автомобиля задним ходом:

(29)

ч.

Тяговая сила на автомобиля

(30)

где: - максимальный крутящий момент двигателя, Нм;

- передаточное число соответствующей передачи коробки передач.

- передаточное число от коробки передач до ведущий колес, =5,125;

- коэффициент полезного действия трансмиссии, (для первой, второй, третей и четвертой передач =0,83; для четвертой = 0,8; для задней =0,77);

- полный вес автомобиля, Н (Н)

- радиус качения ведущих колес автомобиля, м (м)

Тяговая сила:

- на первой передаче

Н/м

- на второй передаче

Н/м

- на третей передаче

Н/м

- на четвертой передаче

Н/м

- на пятой передаче

Н/м

- на задней передаче

Н/м

Эквивалент работы времени на каждой передаче

(31)

- для первой передачи

- для второй передачи

- для третей передачи

- для четвертой передачи

- для пятой передачи

- для задней передачи

Эквивалентное число циклов нагружения

(32)

где: a - число зубчатых колес, входящих в зацепление с рассчитываемым.

n - частота вращения зубчатого колеса, об/мин

Частоту вращения рассчитываемой шестерни рассчитывается по средней частоте вращения первичного вала и соответствующему передаточному числу. Среднею частоту вращения первичного вала рассчитывают по формуле

(33)

где: а_L, а_t, - длительность использования передач соответственно в процентах пройденного пути или в процентах времени.

u_общ - общее передаточное число трансмиссий автомобиля на соответствующий передачи. (на первой передачи u_общ = 21,09; на второй u_общ = 13,41; на третей u_общ = 8.14; на четверной u_общ = 5,125; на пятой u_общ = 4,305; на задней u_общ = 21,59)

Для первой передачи

об/мин.

об/мин.

Для второй передачи

об/мин.

об/мин.

Для третей передачи

об/мин.

об/мин.

Для четвертой передачи

об/мин.

об/мин.

Для пятой передачи

об/мин.

об/мин.

Для задней передачи

об/мин.

об/мин.

При расчете шестерни на усталость от многократного изгиба на первичном валу коробки передач следует сравнить с величиной , которая рассчитывается по формуле:

(34)

где: - длительный предел выносливости, МПа.

(35)

где: К_ц - коэффициент, зависящий от Р_уд: при Р_уд > 0,25 - К_ц = 1,3; при 0,15<Р_уд<0,25 - К_ц = 1,22; при Р_уд<0,15 - К_ц = 1,15.

К_обр - коэффициент обработки.

- предел текучести

Для первой передачи

МПа

МПа

Для второй передачи

МПа

МПа

Для третей передачи

МПа

МПа

Для четвертой передачи

МПа

МПа

Для пятой передачи

МПа

МПа

Для задней передачи

МПа

Мпа

Величину контактных напряжений необходимо сравнивать с величиной , определяемой по выражению

(36)

где: Nд - число циклов нагружения.

- длительный предел выносливости по контактным напряжениям.

Тогда

- для первой передачи

МПа

- для второй передачи

МПа

- для третей передачи

МПа

- для четвертой передачи

МПа

- для пятой передачи

МПа

- для задней передачи

МПа

5.2 Расчет валов

При предварительном выборе диаметра вала обычно пользуются эмпирическими зависимостями:

- для промежуточного и вторичного вала

(37)

- для первичного вала

(38)



Рисунок 1 - Схема сил, действующих на элементы автомобильной коробки передач

Действующие силы на всех передачах:

- окружная сила

(39)

где: - расчетный крутящий момент на данной передаче, Нм;

- делительный радиус шестерни, м.

- радиальная сила

(40)

- осевая сила

(41)

1. От промежуточной передачи

Н

Н

Н

2. На первой передаче

Н

Н

Н

3. На второй передаче

Н

Н

Н

4. На третей передаче

Н

Н

Н

4. На пятой передаче

Н

Н

Н

6. На задней передаче

Н

Н

Н

Опорные реакции на вторичном валу:

Рисунок 2 - Схема сил, действующих на вторичный вал коробки передач

(42)

(43)

(44)

(45)

Суммарный изгибающий момент

(46)

где: М_ИВ - изгибающий момент в вертикальной плоскости;

М_ИГ - изгибающий момент в горизонтальной плоскости.

Рассчитываем опорные реакции:

- для первой передачи:

Н

Н

Н

Н

Нм

Нм

Нм

Нм

Нм

- для второй передачи:

Н

Н

Н

Н

Нм

Нм

Нм

Нм

Нм

- для третей передачи:

Н

Н

Н

Н

Нм

Нм

Нм

Нм

Нм

- для пятой передачи:

Н

Н

Н

Н

Нм

Нм

Нм

Нм

Нм

- для задней передачи:

Н

Н

Н

Н

Нм

Нм

Нм

Нм

Нм

Опорные реакции на промежуточном валу:

Рисунок 3 - Схема сил, действующих на промежуточный вал коробки передач

(42)

(43)

(44)

(45)

Рассчитываем опорные моменты:

- для первой передачи:

Н

Н

Н

Н

Нм

Нм

Нм

Нм

Нм

- для второй передачи:

Н

Н

Н

Н

Нм

Нм

Нм

Нм

Нм

- для третей передачи:

Н

Н

Н

Н

Нм

Нм

Нм

Нм

Нм

- для пятой передачи:

Н

Н

Н

Нм

Нм

Нм

Нм

Нм

- для задней передачи:

Н

Н

Н

Н

Нм

Нм

Нм

Нм

Нм

Суммарный изгибающий момент на первичном валу

Рисунок 4 - Схема сил, действующих на первичный вал коробки передач

(46)

(47)

(48)

(49)

Для первой передачи:

Н

Н

Н

Н

Нм

Нм

Нм

Нм

Нм

Для второй передачи:

Н

Н

Н

Н

Нм

Нм

Нм

Нм

Нм

Для третей передачи:

Н

Н

Н

Н

Нм

Нм

Нм

Нм

Нм

Для пятой передачи:

Н

Н

Н

Н

Нм

Нм

Нм

Нм

Нм

Для задней передачи:

Н

Н

Н

Н

Нм

Нм

Нм

Нм

Нм

Напряжение от изгиба и кручения:

(50)

(51)

где: - момент сопротивления вала при изгибе;

- момент сопротивления вала при кручении.

(51)

(52)

Тогда для моменты сопротивления при изгибе и кручении:

- для первичного вала

мм³

мм³

- для вторичного и промежуточного вала

мм³

мм³

Напряжение от изгиба и кручения:

1. Для первичного вала

- на первой передаче:

Мпа

МПа

- на второй передаче:

Мпа

МПа

- на третей передаче:

Мпа

МПа

- на пятой передаче:

Мпа

МПа

- на задней передаче:

Мпа

МПа

2. Для промежуточного вала

- на первой передаче:

Мпа

МПа

- на второй передаче:

Мпа

МПа

- на третей передаче:

Мпа

МПа

- на пятой передаче:

Мпа

МПа

- на задней передаче:

Мпа

МПа

2. Для вторичного вала

- на первой передаче:

Мпа

МПа

- на второй передаче:

Мпа

МПа

- на третей передаче:

Мпа

МПа

- на пятой передаче:

Мпа

МПа

- на задней передаче:

Мпа

МПа

Момент инерции

(53)

Для первичного вала

мм⁴

Для вторичного и промежуточного

мм⁴

5.3 Расчет синхронизатора

Требования к узлу: При анализе и оценке конструкции коробки передач, как и других механизмов, следует руководствоваться предъявляемыми к ним требованиями:

· обеспечение оптимальных тягово - скоростных и топливно - экономических свойств автомобиля при заданной внешней характеристики двигателя;

· бесшумность при работе и переключении передач;

· легкость управления;

· высокий КПД;

Кроме того, к коробке передач, как и ко всем механизмам автомобиля, предъявляют такие общие требования:

· обеспечение минимальных размеров и массы;

· простота устройства и обслуживания;

· технологичность;

· ремонтопригодность;

Коробка передач с синхронизаторами для второй - третей, четвертой - пятой передачах переднего хода.

Передаточные числа:

первая передача - 4,12

вторая передача - 2,61;

третья передача - 1,58;

четвертая передача - 1;

главная передача - 5,125;

n - максимальная частота вращения коленчатого вала двигателя, n - 4000 об/мин

Определение момента трения в синхронизаторе.Для выравнивания угловых скоростей соединяемых элементов необходимо на поверхностях конусов создавать момент трения М_тр

(54)

где:t - время синхронизации, t = 1 с.

J - момент инерции, соответствующий деталям, вращающимися вместе с шестерней передачи.

- угловая скорость включаемой шестерни более высокой передачи

- угловая скорость вторичного вала до переключения передачи.

і_к+1 - передаточное число включаемой передачи

і_к - передаточное число выключаемой передачи

- угловая скорость коленчатого вала.

с^-1(55)

Для синхронизатора первой передачи:

с^-1

Для синхронизатора второй - третей передачи:

с^-1

с ^-1

Для синхронизатора четвертой - пятой передачи:

с^-1

с ^-1

Момент инерции ведущего вала определяется из соотношения

(56)

где: H - ширина диска сцепления. Принимаем H=3 мм;

R - радиус диска сцепления. Принимаем R=350 мм.

с - плотность материала. Принимаем с=0,0072 г/мм³

Тогда

Тогда момент трения для синхронизатора первой передачи:

Нмм

Тогда момент трения для синхронизатора второй - третей передачи:

Нмм

Момент трения для синхронизатора второй - третей передачи:

Нмм

В свою очередь, нормальная сила может быть выражена через усилие Q, создаваемое водителем при включении передачи

(57)

где: Д = 6^о

Q - усилие, создаваемое водителем при включении передачи определяется за формулой

(58)

где: - сила, прикладываемая к ручке переключения передач; =60Н

- передаточное отношения привода, =5.

Н

Н

Окружная сила, прижимающая блокирующие детали:

Н

где: r_б - радиус блокировки.

Для синхронизатора первой передачи:

Н

Для синхронизатора второй - третей передачи:

Н

Для синхронизатора третей - четвертой передачи

Н

Эта сила вызывает силу на блокирующих поверхностях.

(59)

где: в - угол блокировки

Для синхронизатора первой передачи:

Н

Для синхронизатора второй - третей передачи:

Н

Для синхронизатора третей - четвертой передачи

Н

Для того, чтобы передача не могла быть включена до полного выравнивания угловых скоростей, сила Q, приложенная к муфте синхронизатора, должна быть меньше Р_х

Q? Р_х

Поверхности блокирующих элементов выполняют под углом в удовлетворяющий условию

(60)

Исходя из расчетов выбираем материал для синхронизатора. Блокирующие кольца изготавливаем из бронзы. Сам синхронизатор с среднеуглеродистой стали.

6. Сравнительный анализ прототипа и спроектированного узла

Таблица

Параметры	УАЗ-451М	Спроектированная КПП
Межцентровое расстояние в мм	80,5	64
Максимальный крутящий момент на первичном валу, Нм.	170	170
Количество пар шестерен постоянного зацепления	3	5
Модуль косозубых передач	3	3
Передаточные числа: - первая передача - вторая передача - третья передача - четвертая передача - пятая передача - задняя передача	4,12 2,64 1,58 1,0 - 5,23	4,104 2,622 1,57 1,0 0,84 5,23

Заключение

В ходе выполнения курсового проекта нами было рассчитано коробку передач на базе автомобиля УЗА-451М.

Было проведено расчет по выбору основных параметров, и размеров элементов коробки передач. Расчет, этих элементов на прочность и подбор материала для изготовления основных деталей.

Литература

1.Теория автомобиля. Элементы расчета технико-эксплуатационных свойств автомобиля. Учебное пособи/ И.Ф. Дьяков - 2-е изд. - Ульяновск, 2002

2.Теория автомобилей. Учеб. пособие/ И.С. Туревский. - М.: Высшая школа, 2005

3.Автомобили: Конструкция и элементы расчета: учебник для студ. высш. учеб. заведений / В.К. Вахламов. - М.: «Академия», 2006.

4.Колчин А.И., Демидов В.П. - Расчет автомобильных и тракторных двигателей: учеб. пособие для вузов. - М.: Высшая школа, 1980

5.Гаспарянц Г.А. Конструкция, основы теории и расчета автомобиля: М.: «Машиностроение», 1978

6.Автомобили: Конструкция, конструирование и расчет./ А.И. Гришкевич, В.А. Вавуло - Мн.: Высшая школа, 1985

Размещено на Allbest.ru