Výpočet převodovky
Vozidlo je určeno pro provoz při okolních teplotách od –45˚C do +40˚C, relativní vlhkosti vzduchu do 80 % při teplotě 20˚C, prašnosti do 1,5 g/m3, rychlosti větru do 20 m/s a v oblastech nacházejících se v nadmořské výšce do 3300 m nad mořem.
Účelem této práce je výpočet převodovky pro vozidla řady ZIL Bychok.
Práce obsahuje 1 soubor
Výpočet kontrolního bodu_ZIL.doc
Reakce podpěr hřídele
| přenos | Xb, kN | Xa, kN | Yb, kN | Ano, kN | Fa, kN |
| 1 | 63,928 | 7,972 | 27,289 | 19,14 | 19,835 |
| 2 | 36,03 | 0,48 | 16,443 | 22,054 | 12,166 |
| 3 | 25,13 | -0,098 | 11,947 | 22,823 | 10,438 |
| 4 | 10,887 | -0,556 | 6,034 | 23,53 | 6,275 |
| 5 | 4,911 | -4,64 | 3,65 | 22,45 | 2,415 |
| Z.H. | 25,556 | 25,864 | -62,298 | -0,79 | 19,835 |
Podpěrné reakce jsou radiální zatížení odpovídajících ložisek. Provozní teplota do 125 0 C.
Všechna ložiska bereme ze základního stolu převodovky. 3.4.1.
Tabulka 3.4.2.
Ložiska převodovky
| podpora | Ložisko | d, mm | D, mm | C, kN | C, kN |
| A1,3 | 50312 | 60 | 130 | 81,9 | 48 |
| А2 | 12315 | 75 | 160 | 183 | 125 |
| B1 | 80218 | 90 | 160 | 95,6 | 62 |
| В2, | 1318 | 90 | 190 | 108 | 58,5 |
| B3 | 42206 | 30 | 62 | 22,4 | 12 |
3.3.2 Ověřovací výpočet ložisek
Ekvivalentní dynamické zatížení na jeden převodový stupeň
X – koeficient radiálního zatížení;
Y – koeficient axiálního zatížení;
V – rotační koeficient;
Fr и Fa – radiální a axiální zatížení;
Kδ – bezpečnostní faktor;
КТ – teplotní koeficient.
V = xnumx, protože se vnitřní kroužek otáčí.
Kδ = 1, KТ = 1,05.
Х и У jsou vybrány z katalogu.
Příklad – 1. rychlostní stupeň převodovky.
Poznámka. V párech ložisek A1 – B1 a A2 – B2 axiální síla je podporována pouze kuličkovými ložisky A1 a A2. Na válečkových ložiskách B1 a B2 rovná se nule.
e = 0,424 – koeficient osového zatížení [11, tab. 12.26] 19,835 / 20,73 = 0,956 < e = 0,424, proto volíme
X = 0,56, Y = 1,03. [11, tabulka. [12.26]
Výsledky výpočtu pro všechna rychlostní stupně jsou uvedeny v tabulce 3.4.3.
Výpočet ložiska A1
| 1 | 2 | 3 | 4 | 5 | ZX | |
| FrH | 1122 | 2835 | 2990 | 3168 | 3784 | 2806 |
| FaH | 5407 | 3425 | 2974 | 2354 | 1907 | |
| Fa/VFr | 4,820 | 1,208 | 0,995 | 0,743 | 0,504 | 0,000 |
| Fa/C | 0,474 | 0,300 | 0,261 | 0,206 | 0,167 | 0,000 |
| e | -0,310 | -0,352 | -0,365 | -0,387 | -0,406 | |
| X | 0,428 | 0,386 | 0,373 | 0,364 | 0,338 | |
| Y | 0,56 | 0,56 | 0,56 | 0,56 | 0,56 | 1 |
| PrH | 1,02 | 1,13 | 1,18 | 1,22 | 1,32 | 0,00 |
| UTP | 6476 | 5745 | 5436 | 4890 | 4861 | 2946 |
| γi,% | 3,636 | 2,056 | 1,549 | 1,17 | 0,784 | 3,5 |
| Si, km | 1,5 | 7 | 12 | 53 | 26 | 0,5 |
| Li, milion rev. | 2250 | 10500 | 18000 | 79500 | 39000 | 750 |
Ekvivalentní dynamické zatížení při provozu na různé převodové stupně v období před většími opravami
p = 3 – exponent (pro kuličková ložiska).
L – životnost ložisek, miliony otáček;
UTP – převodový poměr z hřídele na kola;
Si – počet najetých kilometrů na i-tém rychlostním stupni
kde γi – relativní kilometrový výkon na tomto rychlostním stupni;
Сkočka = 28100 N (viz tabulka 3.4.2.). Ložisko neprošlo testem.
Příklad – 1. rychlostní stupeň převodovky.
> e = 0,416, proto volíme
X = 0,56, Y = 1,051. [11, tabulka. [12.26]
Výsledky výpočtu pro všechna rychlostní stupně jsou uvedeny v tabulce 3.4.5.
Tabulka 3.4.5.
Výpočet ložiska A2
| FrH | 5023 | 4239 | 3838 | 4353 | 4185 | 5429 |
| FaH | 4779 | 2329 | 1375 | 921 | 296 | 9737 |
| Fa/VFr | 0,951 | 0,549 | 0,358 | 0,212 | 0,071 | 1,794 |
| Fa/C | 0,419 | 0,204 | 0,121 | 0,081 | 0,026 | 0,854 |
| e | 0,420 | 0,352 | 0,308 | 0,278 | 0,217 | |
| X | 0,56 | 0,56 | 0,56 | 1 | 1 | 1 |
| Y | 1,041 | 1,260 | 1,409 | |||
| PrH | 8176 | 5574 | 4291 | 4570 | 4394 | 5700 |
| UTP | 3,636 | 2,056 | 1,549 | 1,17 | 0,784 | 3,5 |
| γi,% | 1,5 | 7 | 12 | 53 | 26 | 0,5 |
| Si, km | 2250 | 10500 | 18000 | 79500 | 39000 | 750 |
| Li, milion rev. | 4,8 | 22,5 | 38,6 | 170,3 | 83,6 | 1,6 |
Сkočka = 28100 N (viz tabulka 3.).
Ložisko neprošlo testem.
Příklad – 1. rychlostní stupeň převodovky.
Výsledky výpočtu pro všechna rychlostní stupně jsou uvedeny v tabulce 3.4.6.
Výpočet ložisek B1
| 1 | 2 | 3 | 4 | 5 | ZX | |
| Fr, H | 8224 | 3302 | 2169 | 475 | 746 | 6038 |
| Fa, H | 2704 | 1713 | 1487 | 1177 | 954 | |
| Fa/VFr | 0,329 | 0,519 | 0,685 | 2,480 | 1,278 | 0,000 |
| Fa/C0 | 0,100 | 0,063 | 0,055 | 0,044 | 0,035 | 0,000 |
| e | 0,287 | 0,263 | 0,245 | 0,230 | 0,226 | 0,000 |
| X | 1 | 1 | 1 | 1 | 1 | 1 |
| Y | ||||||
| Pr, H | 8635 | 3467 | 2278 | 498 | 784 | 6340 |
| UTR | 3,636 | 2,056 | 1,549 | 1,17 | 0,784 | 3,5 |
| γi, % | 1,5 | 7 | 12 | 53 | 26 | 0,5 |
| Si, km | 2250 | 10500 | 18000 | 79500 | 39000 | 750 |
| Li, milion rev. | 17,6 | 46,3 | 59,8 | 199,6 | 65,6 | 5,6 |
p = 3,33 – exponent (pro válečková ložiska)
Сkočka = 28600 N (viz tabulka 3.4.2.).
Ložisko prošlo testem.
Příklad – 1. rychlostní stupeň převodovky.
Výsledky výpočtu pro všechna rychlostní stupně jsou uvedeny v tabulce 3.4.7.
Výpočet ložisek B2
| FrH | 21609 | 11343 | 7220 | 4488 | 3174 | 18906 |
| PrH | 22689 | 11911 | 7581 | 4712 | 3333 | 19851 |
| γi, % | 1.5 | 7 | 12 | 53 | 26 | 0.5 |
| Si, km | 3000 | 14000 | 24000 | 106000 | 52000 | 1000 |
| Li, milion rev. | 6.4 | 30.0 | 51.4 | 227.1 | 111.4 | 2.1 |
Сkočka = 40200 N (viz tabulka 3.4.2.).
Ložisko neprošlo testem.
Výpočet převodovky
Velikost maximálního točivého momentu, který může ozubené kolo daných rozměrů přenést, je úměrná třetí mocnině jeho lineárních rozměrů, tedy přímo úměrná druhé mocnině tloušťky zubu na jeho základně, vynásobené délkou zubu a průměrem roztečné kružnice ozubeného kola a nepřímo úměrná výšce zubu. Vypočítaný točivý moment převodovky libovolné konstrukce a účelu se tedy mění úměrně třetí mocnině jejích hlavních lineárních rozměrů. Jedním z hlavních rozměrů převodovky je vzdálenost mezi středy hnacího a mezihřídele.
Při volbě stoupání a určování požadované délky zubů pro různé páry ozubených kol lze místo vzorců pro výpočet síly zubů (uvedených v kapitole „Principy řazení ozubených kol“) použít zjednodušenou metodu na základě následujícího: vezmeme-li převodovky určitého typu, například převodovky amerických osobních automobilů, pak se počet zubů tohoto typu nebude lišit v mezích zohlednit faktor tvaru zubu. Na druhou stranu obvodová rychlost (na počátečním obvodu) každého páru ozubených kol odpovídající určitému ozubenému kolu bude mít pro všechny skříně daného typu přibližně stejnou hodnotu, což umožňuje zanedbat vliv obvodové rychlosti ozubených kol na volbu dovoleného napětí.
Při volbě hodnoty součinitele c ve stanovených mezích je třeba zohlednit kvalitu materiálu ozubení, tuhost konstrukce atd.
Propagační nabídky na základě vašich zájmů:
Další související materiály:
- Převodovky autobusů
- Převodovky pro nákladní automobily
- Převodovky pro různé aplikace
- Převodovky s proměnnou rychlostí
- Inerciální převody
- Diferenciální (dvouproudové) převodovky
- Stupňovité převodovky s kapalinovými spojkami
- Pole předběžného výběru
- Automaticky a mechanicky řízené stupňovité převodovky
Může vyvstat otázka, proč by měl být dotyčný koeficient větší pro první převodový stupeň než pro druhý a pro oba vyšší než pro převody s konstantním záběrem. Jedním z důvodů je, že obvodová rychlost prvního ozubeného kola je nejnižší a obvodová rychlost ozubených kol s konstantním záběrem je nejvyšší a přípustné zatížení zubu je tím větší, čím nižší je obvodová rychlost. Kromě toho jsou ozubená kola s konstantním záběrem v provozu přibližně stejnou dobu jako první a druhý převod dohromady. A konečně, pravděpodobnost častého použití plného točivého momentu motoru na první rychlostní stupeň je poměrně nízká, protože na rovné, rovné silnici s tvrdým povrchem to poskytuje příliš velké zrychlení, což je pro cestující nepříjemné.
Diametrální rozteč. Požadované diametrální stoupání je určeno středovou vzdáleností, převodovými poměry požadovanými pro různá ozubená kola a úhlem šroubovice. Dále musí být splněn požadavek, aby žádný z převodů, snad s výjimkou zpátečky, neměl méně než 15 zubů.
Počet zubů různých ozubených kol se zjistí výběrem a následným nastavením. Pokud je například požadováno získat převodové poměry: na prvním převodovém stupni – 2,63 a na druhém převodovém stupni – 1,54, což odpovídá typické převodovce diskutované v úvodu, pak to s dostatečnou přesností uspokojí následující kombinace počtu zubů ozubených kol: ozubená kola s konstantním záběrem – 4 a 21 zubů, druhá ozubená kola – 27 a 22 zubů – 26 zubů a 16 zubů. Skutečné převodové poměry odpovídající těmto kombinacím budou 32 pro první rychlostní stupeň a 2,58 pro druhý rychlostní stupeň.
Je třeba poznamenat, že součet počtu zubů každého páru ozubených kol je stejný. To ukazuje, že buď jsou ozubená kola čelní ozubená kola, nebo je úhel stoupání šroubovice stejný pro všechny tři páry ozubených kol (pokud mají spirálové zuby), nebo je diametrální stoupání zvoleno tak, aby bylo různé, aby se kompenzoval vliv různých úhlů šroubovice různých párů ozubených kol.
Převodovky moderních osobních automobilů mají obvykle spirálová ozubená kola, přičemž úhel šroubovice druhého ozubeného kola je menší než u ozubených kol s konstantním záběrem a ještě menší úhel šroubovice zubů prvního ozubeného kola.
Úhel spirály se volí na základě následujících podmínek: za prvé je žádoucí, aby posun šikmých zubů, (oblouk podél počáteční kružnice, o který jsou části zubů posunuty v koncových rovinách) byl alespoň roven stoupání, což zajistí konstantní záběr v zóně počáteční kružnice; zadruhé, aby axiální síla vytvářená ozubenými koly druhého nebo prvního ozubeného kola byla velikostí přibližně stejná jako axiální síla ozubených kol s konstantním záběrem, což by v důsledku opačných směrů těchto sil mělo vést k jejich vzájemnému vyvážení na mezihřídeli. Dále je nutné provést spojení mezi počtem zubů, diametrálním stoupáním podél normály a úhlem šroubovice ozubeného kola, aby byly zajištěny požadované převodové poměry, koncový posuv šroubových zubů a směr zbytkové axiální síly.
Samozřejmě není nutné používat stejné diametrální stoupání pro všechny páry ozubených kol, i když se to běžně praktikuje. Také není nutné mít stejné diametrální stoupání podél normály.
Výše uvedené vzorové údaje pro počet zubů pro přímá kola a středovou vzdálenost 76,2 mm odpovídají diametrální rozteči.
Je-li požadováno zachovat stejnou středovou vzdálenost u spirálových ozubených kol, musí být buď snížen počet zubů, nebo musí být použito větší diametrální stoupání, aby se zabránilo zeslabení zubů. Zvětšení rozteče vyžaduje zvětšení šířky ozubeného kola, takže byste se měli pokusit problém vyřešit snížením počtu zubů. Následující kombinace čísel zubů poskytnou převodové poměry blízké požadovaným: ozubená kola s konstantním záběrem – 18 a 24 zubů; pastorky druhého ozubeného kola — 20 a 24 zubů (převodový poměr 1,60); pastorky prvního ozubeného kola 15 a 30 zubů (převodový poměr 2,66). Celkový počet zubů pro tři páry ozubených kol je nyní 42, 44 a 45 zubů namísto dřívějších 48 zubů u kol s přímým řezem se stejnou diametrální roztečí a středovou vzdáleností.
Pro dané diametrální stoupání podél normály je kosinus úhlu spirály dvojice ozubených kol se šroubovitými zuby roven poměru celkového počtu zubů této dvojice k celkovému počtu zubů dvojice ozubených kol s přímými zuby se stejnou středovou vzdáleností.
Rýže. 1. Schéma třístupňové převodovky pro osobní automobily.
Získané úhly spirály je nutné kontrolovat jak ve vztahu k výslednému posunu zubů v koncových rovinách, tak velikosti osových sil.
Aplikujeme-li to na náš příklad, zjistíme, že minimální požadovaná šířka ozubeného kola je 20,6 mm pro ozubená kola s konstantním záběrem, 25 mm pro druhý rychlostní stupeň a 29,2 mm pro první rychlostní stupeň.
Zjištěná hodnota šířky ozubených kol není pro první ozubená kola bezpodmínečně nutná, protože, jak bude ukázáno dále, není potřeba je počítat pro plné zatížení a není tak důležité vyžadovat, aby fungovaly zvlášť tiše.
Je třeba poznamenat, že výsledná axiální síla na druhé a první ozubené kolo může působit v opačných směrech, a proto je nutné zajistit přítlačná zařízení na obou koncích mezilehlého hřídele, což lze snadno provést.
Uvedený příklad výpočtu byl zamýšlen pro ilustraci metod používaných k získání vhodných kombinací počtu zubů a úhlů šroubovice. Nalezené hodnoty parametrů si nečiní nárok na to, aby byly považovány za nejlepší pro dané podmínky. Pozitivní je, že úhly spirály všech ozubených kol mají nízké hodnoty, v důsledku čehož axiální zatížení ložisek hnacího a hnaného hřídele nebude při počtu zubů zvolených v příkladu srovnatelně malé.
Potřebné převodové poměry by se samozřejmě daly získat i s větším převodovým poměrem ozubených kol s konstantním záběrem a odpovídajícím způsobem menšími převodovými poměry mezi ozubenými koly mezilehlého a hnaného hřídele, ale zvolené poměry mají tu výhodu, že poskytují srovnatelně velký průměr hnacího konstantního záběrového kola, což usnadňuje umístění předního ložiska hnaného hřídele. Na druhou stranu, čím větší je průměr pastorku s konstantním záběrem, tím větší je obvodová rychlost této nejrychleji se otáčející dvojice ozubených kol, což je nežádoucí, proto by rozměry pastorku neměly být větší, než je nutné.
Požadovaná šířka ozubeného kola. Předpokládejme, že vypočtená převodovka má být použita s motorem, který vyvíjí maximální točivý moment (29,9 kgm), což odpovídá osové vzdálenosti převodovky 76,2 mm. Pro stanovení potřebné šířky ozubených kol různých ozubených kol je nutné nejprve vypočítat obvodové síly ozubených kol při plném točivém momentu motoru. Pastorek s konstantním záběrem s 18 zuby, normálním průměrem stoupání 8 a úhlem šroubovice 29° má poloměr roztečné kružnice
Pro ozubená kola s konstantním záběrem bude požadovaná šířka ozubeného kola 2,28 cm s hodnotou koeficientu c a 1,95 cm s hodnotou koeficientu c 3750. Na základě toho lze u kvalitní oceli brát šířku ozubení jako 20,6 mm (13/16 palce) a u materiálu průměrné kvality by šířka měla být brána jako 23,8 mm (15^2,15 palce). Podobně se zjistilo, že šířka druhých ozubených kol je v rozsahu od 22,2 cm (7 mm—2,45/s“) do 24,5 cm (1 mm—2,21″) a šířka ozubených kol prvního ozubeného kola je v rozsahu od 22,2 cm (7 mm—2,51/s“) do 25,4 cm (XNUMX cm). Tyto údaje se vztahují na celou šířku ozubených kol bez ohledu na to, zda jsou konce zubů zaoblené. U páru prvního převodového stupně je však obvyklé udělat malé (přední) ozubené kolo o něco širší než hnané kolo a vypočítaná šířka se v tomto případě vztahuje na hnané kolo. Vysvětluje se to tím, že pokud by malé a velké ozubené kolo daného páru mělo stejnou šířku, pak by zuby prvního byly výrazně slabší. Současně může být šířka malého ozubeného kola zvětšena, aniž by se zvětšila celková délka převodovky, což bude vyžadovat velmi nevýznamné zvýšení nákladů na materiál a zpracování.
Další způsob konstrukce převodovky. Již dříve bylo stanoveno, že pokud má být čelní převodovka nahrazena spirálovou převodovkou se stejnou osovou vzdáleností, pak je nutné buď snížit počet zubů, nebo použít zuby s menší roztečí. Snížení rozteče má obvykle za následek snížení síly zubů, ale „obtočení“ zubů kolem těla spirálového ozubeného kola vytváří kompenzační účinek a názor, že při stejné středové vzdálenosti a stejné šířce ozubeného kola může převodovka se spirálovými ozubenými koly přenášet stejné maximální zatížení jako převodovka s čelními ozubenými koly, se zdá být „obecně akceptován na tak malý, že původní počet zubů ozubení může být tak malý, že může být zvětšující se rozteč ozubení“. zůstává jedinou možností. Výše bylo ukázáno, že pro udržení středové vzdálenosti musí být normální stoupání spirálového kola zmenšeno v poměru jedna ku kosinusu spirálového úhlu, a proto musí být normální diametrální stoupání zvětšeno ve stejném poměru. Označením diametrálního stoupání podle norem spirálového kola jako pnd a diametrálního stoupání čelního kola jako pd, máme
Potřebný úhel stoupání šroubovice pro další dva páry ozubených kol je určen z podmínky, že axiální síly vyvolané působením dvou párů ozubených kol, které jsou současně zatíženy, jsou v podstatě vzájemně vyváženy. Označíme-li obvodovou sílu na roztečné kružnici ozubeného kola F, pak bude axiální síla způsobená obvodovou silou rovna
Obvodové síly na ozubených kolech mezihřídele jsou nepřímo úměrné průměrům jejich počátečních obvodů, které jsou zase přímo úměrné počtu zubů na ozubených kolech.