Расчет основных параметров агрегатов трансмиссии, подвески и механизмов, обеспечивающих безопасность движения

6.1. Расчет параметров сцепления

6.1.1. Расчет муфты сцепления

Для расчета муфты сцепления необходимо задаться наружным D и внутренним d диаметром ведомых дисков, исходя из которых рассчитывается средний радиус R_cp.

Рассчитаем нажимное усилие пружин:

, (6.1)

где: М_max - максимальный момент двигателя, Н м (по заданию); - коэффициент запаса сцепления; =1,2...2,5; - средний радиус поверхности трения, равен:

(6.2)

где: - наружный диаметр поверхности трения, мм

- внутренний диаметр поверхности трения, мм

- коэффициент трения, = 0,2...0,35; z - число пар трения

Проверка дисков по прочности накладок:

(6.3)

Для различных материалов [ р ] = 0,14...0,25 МПа.

Меньшее значение давлений имеют сцепления грузовых автомобилей и автобусов, большие значения - сцепления легковых автомобилей.

Если условие прочности не соблюдается, то необходимо увеличить диаметры поверхностей трения, либо увеличить количество дисков.

Ниже приведены значения диаметров сцеплений отечественных автомобилей.

Число пар трения i =2 n _в._д. (n _в._д. - число ведомых дисков)

Работа буксования сцепления:

(6.4)

где - приведенный момент инерции;

(6.5)

где - коэффициент учета вращающихся масс;

— масса автомобиля, кг;

- радиус колеса;

— передаточное число первой передачи

— передаточное число главной передачи

- момент сопротивления движению автомобиля, приложенный к первичному валу КПП;

- угловая скорость коленчатого вала при начале движения автомобиля, ;

Таблица 6.1

Размеры ведомых дисков сцеплений различных автомобилей

Расчет производится для легковых автомобилей и автопоездов на первой передаче, а для грузовых одиночных автомобилей на второй передаче.

Радиус колеса:

(6.6)

Коэффициент учета вращающихся масс:

, (6.7)

Момент сопротивления движению автомобиля:

(6.8)

где - вес автомобиля, Н;

- коэффициент сопротивления движению, - к.п.д. трансмиссии

Угловая скорость коленчатого вала при начале движения:

для малооборотистых дизельных двигателей:

(6.9)

для бензиновых двигателей:

(6.10)

Нагрев нажимного диска за одно включение при трогании с места:

, (6.11)

где - поправочный коэффициент;

- масса диска, кг;

- теплоемкость диска, Дж/(кг°С), для железа с = 482 Дж/(кг°С);

Для наружных дисков двухдискового сцепления = 0,25; для внутренних дисков = 0,5.

Таблица 6.2

Коэффициент полезного действия трансмиссии

В однодисковом сцеплении нажимной диск передает половину крутящего момента двигателя, в двухдисковом сцеплении средний нажимной диск передает половину крутящего момента, а наружный нажимной диск – четверть крутящего момента. Это также следует учитывать при определении нагрузок в элементах связи нажимных дисков с маховиком двигателя. Нажимные диски выполняются массивными для поглощения теплоты соответственно передаваемой ими доле крутящего момента при буксовании сцепления. Нажимные диски выполняются из чугуна марок СЧ 21-40, СЧ 21-44. Допустимый нагрев за одно включение:

6.1.2 Расчет пружин муфты сцепления

Нажимное усилие одной пружины:

(6.12)

где - нажимное усилие пружин, Н

- отжимное усилие. Н (применяется только для многодискового сцепления)

Максимально допустимая нажимная сила [ ] = 700 Н для легковых автомобилей.

Максимальная нажимная сила пружины:

(6.13)

где - жесткость пружины, Н/мм;

- общая величина перемещения, мм

Жесткость пружин рассчитаем из выражения:

(6.14)

где - прижимная сила одной пружины, Н;

- износ накладок, мм; находится в пределах 1...2,5мм;

- коэффициент запаса сцепления (из л/р№1)

- коэффициент запаса сцепления при изношенных накладках.

Жесткость пружин должна быть минимальной в пределах 10...20 Н/мм. В некоторых конструкциях жесткость пружин доходит до 40...45 Н/мм, что приводит к сокращению срока их надежной эксплуатации.

Из следующих выражений рассчитываем диаметр пружин, задав диаметр проволоки:

(6.15)

где - модуль сдвига стали, МПа; для стали - 8... 9 10⁶ MПa

- диаметр проволоки, мм;

-число рабочих витков проволоки;

- жесткость пружины, Н/мм.

Напряжение цилиндрической пружины:

(6.16)

= 700...800 МПа - для пружинистой стали

6.1.3 Расчет пружин-гасителей крутильных колебаний

Нажимное усилие пружин гасителя

(6.17)

где - максимальный крутящий момент двигателя (по исходным данным)

- коэффициент запаса;

- средний радиус, на котором расположены пружины;

- количество пружин гасителя.

Принимая во внимание большую жесткость пружин гасителя, напряжение следует вычислять с учетом кривизны витка.

Выбор пружин по касательным напряжениям:

(6.18)

где -диаметр пружины;

-диаметр проволоки;

- поправочный коэффициент, учитывающий кривизну витка:

где:

,

Допустимое напряжение для пружинной стали [ ] 700...900 MПa

6.1.4 Расчет рычагов выключения сцепления

Для того чтобы начать рассчитывать рычаги, необходимо определиться, из какого материала и какого профиля будут они сделаны.

Изгибающий момент от действия силы, приложенной на концах рычагов, вызывает напряжение изгиба:

(6.19)

где - нажимное усилие пружин, Н;

- большое плечо рычага

- отношение плеч рычага, т.е i _р = l/

- количество рычагов (кратно числу нажимных пружин)

— момент сопротивления профиля (выбрать по таблице 6.3, 6.4).

Таблица 6.3

Материалы, применяемые для рычагов выключения сцепления

Материал	МПа
Сталь Ст 10
Сталь Ст 15
Ковкий чугун КЧ-40

а) б) в)

Рис.6.1 Схемы сечений: а) квадрат, б) прямоугольник, в) трапеция.

Таблица 6.4

Моменты сопротивления профилей различного сечения

Профиль	Момент сопротивления
Квадрат	Wc =0,118 а3
Прямоугольник	Wc =0,167 b а2
Трапеция

Если напряжение изгиба не удовлетворяет условию, тогда изменим геометрию рычагов. Необходимо учитывать, что мы ограничены габаритными размерами.

6.1.5 Расчет шлицевой втулки (соединения) ведомого диска

Рассчитывается только втулка, так как в отличие от шлицев на вале шлицы втулки невозможно закалить поверхностно, а при общей закалке они становятся довольно хрупкими и подвержены срезу.

Шлицы рассчитывают на смятие и на срез.

Расчет шлицов на смятие:

(6.20)

где - сила, действующая на шлицы; - площадь шлицев; - коэффициент точности прилегания шлиц; = 0,72...0,78.

Сила смятия определяется по формуле:

(6.21)

где - максимальный крутящий момент;

- коэффициент запаса, = 1,2...2,5;

- средний радиус шлицев.

Средний радиус шлицев:

(6.22)

где - наружный радиус шлицев;

- внутренний радиус шлицев.

Площадь шлицев:

, (6.23)

где - длина шлицев;

- количество шлицев.

Учитывая, что шлицевое соединение обеспечивает свободное перемещение ступицы, напряжение на смятие [ _см] = 30 МПа, напряжение на срез [ ]=17 МПа. Материал ступиц сталь 40 или 40Х.

Расчет шлицев на срез:

(6.24)

где ширина шлица.

6.2. Коробка передач

Межосевое расстояние:

(6.25)

где:

К – коэффициент, зависящий от типа автомобиля (для легковых автомобилей К=8,9-9,3; для грузовых К=8,6-9,6)

Полученные данные используются в дальнейших вычислениях.

6.3. Расчет валов, подбор и расчет подшипников

Валы автомобильных коробок рассчитываются на прочность и жесткость. Диаметр вала предварительно определяется по эмпирической формуле:

для первичного вала:

(6.26)

где: – максимальный крутящий момент, Н·м;

для промежуточного и вторичного валов:

, (6.27)

где: С - межцентровое расстояние, мм.

Отношение диаметра вала d к расстоянию между опорами ℓ может быть в пределах:

для первичного и промежуточного валов

= 0,16-0,18%;

для вторичного вала

= 0,18-0,21.

Полученные данные используются в дальнейших вычислениях.

6.4. Карданная передача

Максимальная угловая скорость карданного вала

(6.28)

где:

- максимальная скорость движения автомобиля, м/с (по зада­нию);

- передаточное число высшей передачи трансмиссии, соответствующее передаточным числам агрегатов трансмиссии, расположен­ных между рассчитываемым карданным валом и ведущими колеса­ми автомобиля;

г - радиус колеса, м.

Полученные данные используются в дальнейших вычислениях.

6.5. Главная передача

Число зубьев шестерен главной передачи.

Приняв количество зубьев ведущей шестерни (для легковых автомобилей =5-10; для грузовых автомобилей и автобусов =6-14), определяют количество зубьев ведомой шестерни

. (6.29)

Конусное расстояние

(6.30)

Где - передаточное число первой передачи коробки передач

Полученные данные используются в дальнейших вычислениях.

6.6 Подвеска

Техническая частота колебаний:

. (6.31)

Расчет проводиться для передней и задней подвески.

где - статический прогиб упругого элемента подвески, см:

Техническая частота колебаний определяется для передней и задней подвесок. Для этого выбирают статический прогиб передней подвески =8-12 см.

Статический прогиб задней подвески определяют из соотноше­ний:

для автобусов =(1,0-1,2) ;

Определенное значение технической частоты колебаний под­вески должно лежать в следующих пределах 70-100 колеб/мин;

6.7. Рулевое управление

Момент сопротивления повороту:

(6.32)

где:

- полный вес, приходящийся на управляемые колеса, Н;

- коэффициент сопротивления качению ( =0,02);

- плечо обкатки, м ( =0,06-0,1);

- радиус колеса, м;

- коэффициент сцепления шин с дорогой ( =0,8);

- к.п.д. рулевого управления ( =0.78-0.8).

Полученные данные используются в дальнейших вычислениях.

6.8. Тормозное управление

Максимальный тормозной момент рассчитывают для передних и задних тормозов по следующей формуле:

(6.33)

Расчет производят для переднего моста и задней тележки.

где: - вес, приходящийся на тормозящее колесо, Н;

- коэффициент сцепления шин с дорогой ( =0,8);

- радиус колеса, м;

- коэффициент перераспределения масс (для передних тормозов =1,5.,.2,0; для задних тормозов -0,5...0,7).

Для определения веса, приходящегося на тормозящее колесо пользуются формулой:

(6.33)

Где – полный вес на мост автомобиля;

– кол-во колес на мосту автомобиля;

– номер моста

На этом теоретический материал для расчета заканчивается.

Дата добавления: 2014-11-16; Просмотров: 521; Нарушение авторских прав?; Мы поможем в написании вашей работы!