Элементы расчета 4 страница

A_Б – полная работа буксования,

W_K – кинетическая энергия, полученная автомобилем,

M_A – масса автомобиля,

V – минимально устойчивая скорость движения автомобиля.

Определив полную работу буксования A_Б, определяют удельную:

А_УД = A_Б / ∑ S_Н ≤ 2…4 МДж/м².

Если удельная работа превышает допустимый предел, увеличивают общую площадь поверхности трения накладок ∑ S_Н (берется вся площадь, по которой происходит трение с обеих сторон ведомого диска).

Площадь накладок увеличивается таким же образом, как и в первом случае.

3. Проверка теплонапряженности нажимного диска:

Маховик с одной стороны и нажимной диск с другой - впитывают тепловую энергию от поверхностей трения.

За одно трогание полностью груженого автомобиля с места по горизонтальному асфальту нажимной диск не должен нагреться от трения более, чем на 10⁰…15⁰:

≤ 10⁰…15⁰.

γ – коэффициент распределения тепла между дисками (маховиком и нажимным). У однодискового сцепления γ = 0,5, то есть половина тепловой энергии забирает маховик и половину – нажимной диск. У двухдискового γ = 0,25.

С – теплоемкость материала нажимного диска (≈ 482 Дж/кг∙градус).

m – масса диска.

Из этой формулы находится масса нажимного диска и, зная его наружный и внутренний диаметры (они соответственно равны диаметрам накладок) и плотность материала определяется толщина диска.

Температура нагрева нажимного диска за одно трогание автомобиля с места 10⁰…15⁰ берется из расчета тяжелого дорожного случая, когда придется трогаться подряд двадцать раз (выезд из грязи "в раскачку") и его фактическая температура достигнет ≈ 250⁰…300⁰.

Расчет деталей сцепления на прочность

Расчет цилиндрических пружин

Максимальная сила, которую должна создавать каждая пружина, определяется по формуле:

1000 Н,

При выключении сцепления пружина еще больше деформируется (на 20%) соответственно своей линейной характеристики (см. ЛЕКЦИЮ №7 стр. 40), поэтому числитель в формуле умножили на 1,2. Z – количество нажимных пружин. Р_Н – общая сила сжатия дисков, создаваемая всеми пружинами.

С целью уменьшения напряженности работы пружины, обусловленной кривизной витка (чем сильнее закручена проволока, тем напряженнее работа витка), а также для повышения поперечной устойчивости пружин от центробежной силы при вращении сцепления рекомендуется определенное отношение между средним диаметром пружины и диаметром проволоки:

D/d = m =4…5 –модуль пружины.

D

Р_пр

Напряжение кручения, которое испытывает каждый виток определяется по формуле:

Здесь: М_КР – крутящий момент, действующий в сечении витка,

W_P – момент сопротивления кручению круглого сечения,

- коэффициент, учитывающий влияние на прочность кривизны витка пружины.

Преобразуя формулу напряжения кручения с учетом D = d∙m, можно определить диаметр проволоки пружины:

.

Допускаемое напряжение кручения [τ] = 700…900 МПа.

Для определения числа рабочих витков можно воспользоваться формулой деформации цилиндрической витой пружины.

При выключении, как уже говорилось, пружина увеличивает усилие на 20%, т.е. на 0,2 ∙(Р_Н/Z). Деформируется же пружина на величину суммарного зазора между ведомым диском маховиком и нажимным диском в выключенном положении, т.е. у однодискового сцепления Δf_выкл =1,2мм+1,2мм = 2,4мм (у двухдискового - Δf_выкл = 0,5 ∙ 4 = 2,0мм).

Формула деформации пружины записывается так:

Из этой формулы определяется количество рабочих витков n_P. Все остальные величины уже известны. G – модуль упругости второго рода (на кручение). Для стали G = 8∙10⁴ МПа.

Существуют еще не рабочие поджатые опорные витки (1,5…2,0 шт.).

Полное число витков у пружины будет n = n_P + (1,5…2,0).

Расчет демпферных пружин

Пружины демпфера крутильных колебаний рассчитываются аналогично нажимным. Поскольку демпферные пружины делают из условий компактности меньшего диаметра, то их модуль m = D/d будет около 4,0…4,5.

Силу, действующую на каждую пружину определяют разделив максимальный крутящий момент на средний радиус размещения пружин:

.

М _еmax – максимальный момент двигателя,

β – коэффициент запаса сцепления (см. ЛЕКЦИЮ № 7 стр. 43),

R_ср – средний радиус расположения пружин (определяется по месту, оставленному внутренним диаметром фрикционных накладок),

Z – количество пружин (4…8),

(1,2…1,3) – возможное увеличение момента при броске педали сцепления.

Жесткость демпферных пружин Н/м.

Расчет шлицевой части вала (первичный вал КП)

Вал рассчитывается на кручение в шлицевой части. Берется диаметр вала по впадинам – d_В. Из формулы напряжения на кручение:

.

Из этой формулы определяется диаметр вала d_В, с учетом τ_кр = [τ] = 100…150 МПа.

По рассчитанному диаметру вала определяются параметры шлицев по ГОСТ 6038 – 52. Выбранные шлицы проверяются на срез и смятие.

Если: Z – число шлицев,

h – высота шлица,

b – ширина шлица,

L – рабочая длина шлица (равна длине ступицы ведомого диска и составляет около 1,2…1,5 от диаметра вала по впадинам d_В).

,

.

Для расчета берется τ_ср = [τ] = 15 МПа, σ_см = [σ] =30 МПа (у подвижного шлицевого сопряжения допускаемые напряжения во много раз ниже, чем у неподвижного).

Способы передачи крутящего момента от маховика на нажимной диск

Ведомый диск принимает момент от маховика двигателя и от нажимного диска. На нажимной диск момент приходит также от маховика одним из перечисленных способов.

1. Выступами нажимного диска, входящими в пазы "глубокого" маховика. Так передается момент у двухдисковых сцеплений (автомобиль КамАЗ):

2. Приливами нажимного диска, входящими в окна кожуха.

Так передается момент у автомобилей ГАЗ

Место передачи момента

3.Пластинчатыми пружинами, соединяющими кожух с нажимным диском.

Так передается момент у автомобилей ВАЗ, ЗИЛ.

Тонкие стальные пластины собираются по нескольку в пакет. Такая сборная полоска одним концом крепится к нажимному диску, а другим – к кожуху. В поперечном направлении пластины упруго деформируются и не мешают нажимному диску отходить при выключении. Количество мест размещения пластин кратно количеству рычагов выключения.

Вид на пластины спереди и сзади

Пластина на дальнем плане, вид сбоку

В первом и втором случае производится расчет передающих момент поверхностей на смятие по площади контакта (выступов с маховиком, приливов с кожухом). В третьем случае пакет пластинчатых пружин рассчитывается на растяжение. Средний радиус контакта (в первых двух случаях) и размещения пластин (третий вариант) определяется конструктивно.

Материалы деталей

Ведомый диск изготавливается из высокоуглеродистой стали, не легированной (Ст 60, Ст 80) толщиной 1,3…2,0 мм. Закаливается в масле до твердости HRC 38 – 48.

Кожух – из малоуглеродистой не легированной стали.

Пластинчатые пружины – из высокоуглеродистой стали толщиной около 1,5 мм. Закаливается в масле.

Нажимной диск – из серого чугуна СЧ 18 – 36, СЧ 16 – 32.

Пружины из легированной стали марок 65Г…85Г. Закалка до твердости HRC 68…80.

ЛЕКЦИЯ № 10

Коробка передач (КП)

Необходимость применения коробки передач

Механическая коробка передач (КП) необходима для: изменения крутящего момента, идущего к колесам от двигателя; длительного отключения двигателя от трансмиссии; движения задним ходом; изменения скорости движения автомобиля.

Узкий диапазон крутящего момента и угловой скорости двигателя не позволяет использовать их без значительных преобразований во многих режимах движения автомобиля.

В качестве примера рассмотрим уравнение силового баланса легкового автомобиля:

Р_k = Р_f + P_i+P_w+P_j

где Р_k - сила тяги на ведущих колесах;

- сила сопротивления качению;

- сила сопротивления уклона;

- сила сопротивления воздуха;

- сила сопротивления инерции.

Графическое представление силового баланса показано на рис. При движении по горизонтальному асфальту на прямой (четвертой) передаче (КП не меняет крутящего момента и угловой скорости от двигателя) максимальная сила тяги ведущих колес соответствует кривой Р_k4. На этой передаче достигается наибольшая скорость движения. Однако, для трогания с места четвертая передача не пригодна по двум причинам. Первая – на этой передаче автомобиль имеет высокую минимально устойчивую скорость, что приводит к росту работы буксования сцепления с выделением большого количества тепловой энергии. Вторая причина заключается в недостаточном запасе силы тяги, идущей на преодоление сил инерции автомобиля, что дает малое ускорение. Следовательно, трогаться лучше на низшей передаче с большим передаточным числом (например на первой), которая позволит значительно увеличить тяговую силу на колесах P_{k 1}.

При движении в гору по асфальтированной дороге кривая сил сопротивления «Асфальт» поднимается на величину силы сопротивления уклона и занимает место кривой «Уклон» выше кривой P_{k 4}. Из чего следует, что движение на прямой передаче невозможно. Также требуется увеличить момент, подводимый к ведущим колесам при движении по сухому песку (кривая «Песок»), когда сила сопротивления качению вырастает до значения P_{f 1}.

V _1min

Р

Р_{k 1}

Р_k2

Р_{k 3}

Р_{k 4}

Р_k5

Асфальт

Уклон

Песок

Р_i

P_{f 1}

P_j

P_w

P_f

V _4min

V _5max

V _max

V

Для экономичного расхода топлива можно использовать повышенную (пятую) передачу с наименьшим передаточным числом. Однако, максимальная скорость движения автомобиля уменьшится до величины V _5max.

Специальные требования к КП

1. Должна обеспечить необходимый диапазон изменения передаточных чисел (от 3…4 у легковых, до 20…25 – вездеходы).

2. Должна обеспечить минимально возможный интервал между передаточными числами соседних передач, для рациональной загрузки двигателя.

3. Сближение передаточных чисел наиболее ходовых передач.

4. Минимальную работу буксования сцепления при трогании автомобиля с места путем обеспечения низкой минимально устойчивой скорости.

5. Минимальное время для переключения передач.

6. Минимальные затраты энергии водителем на управление коробкой.

7. Возможность отбора мощности для использования вспомогательных агрегатов (кран, лебедка и т.д.).

8. Произвольный характер изменения передаточного числа, а не как на мотоциклах – только последовательно.

9. Устранение ошибок при включении передачи заднего хода и невозможность включения двух передач одновременно.

10. Надежная фиксация включенной передачи при любых режимах эксплуатации.

11. Бесшумность работы КП.

Классификация КП

1. По характеру изменения передаточного числа:

1) ступенчатые,

2) бесступенчатые.

2. Ступенчатые по способу изменения передаточного числа:

1) с подвижными шестернями (прямозубые),

2) с подвижными муфтами синхронизированного и несинхронизированного типов (при постоянно зацепленных косозубых шестернях).

3. По кинематике движения валов:

1) простые (закрепленные в пространстве валы),

2) планетарные.

4. По автоматизации:

1) не автоматические КП,

2) полуавтоматические,

3) автоматические.

Бесступенчатые трансмиссии

Ступенчатые коробки передач имеют некоторые недостатки. Водителю приходится постоянно (особенно в условиях городского движения) управлять КП, по своему опыту подбирая передачу. Меняются передачи всегда через нейтральную, во время которой ДВС отсоединен от ведущих колес. При движении в гору или по болоту потеря времени на переключение передач не позволяет изменить передачу, угрожая полной остановкой в самой невыгодной ситуации.

В бесступенчатой трансмиссии передаточное число меняется плавно и, если угловая скорость двигателя из-за растущих сил сопротивления движению падает, сила тяги на колесах также плавно, соответственно росту передаточного числа, увеличивается. Это соответствие отражено на рисунке:

Р_К

V

На рисунке кривые с цифрами 1,2,3 – силы тяги ведущих колес на соответствующих передачах в трехступенчатой КП. Непрерывной линией (гиперболой) показана характеристика силы тяги у автомобиля с бесступенчатой трансмиссией. Такая характеристика считается идеальной.

1. Клиноременный вариатор (фрикционная передача)

Клиноременные вариаторы уже давно применяются на сельхоз машинах (комбайнах), и снегоходах. Применение в автомобильном транспорте сдерживал быстрый износ клинового ремня. Сейчас эта проблема решена. Продолжительность работы ремней превышает 60 тыс. км пробега, после чего его не трудно сменить на новый.

Требуемое передаточное число поддерживает либо механическая система регулирования, либо – электронный блок управления.

D₂

ДВС

Раздвижные шкивы

D₁

Блок управления шкивом

Момент из двигателя переходит на верхний раздвижной шкив, положением которого управляет механический или электронный блок, которым, в свою очередь, управляет водитель и датчики. Например для уменьшения крутящего момента блок управления сдвигает правую чашку верхнего шкива влево. Клиновой ремень выдавливается из шкива к наружному диаметру. Поскольку ремень практически не растяжим, он врезается в нижний шкив, преодолевая сдвижную пружину и раздвигает нижний шкив. Таким образом, клиновой ремень охватывает верхний шкив по большому диаметру D₁, а нижний - по малому D₂. Передаточное число u = D₂/D₁ уменьшается.

2. Гидромеханическая передача ГМП (гидродинамическая)

ДВС

Гидро- трансформатор

Механическая КП

Фрикционы

К заднему мосту

Насосное колесо

Турбинное колесо

Реактор

Момент от ДВС попадает на насосное колесо. Насосное колесо своими лопатками разгоняет жидкость, которая динамическим напором давит на лопатки турбинного колеса, передавая ему кинетическую энергию.

Когда автомобиль стоит на месте, турбинное колесо неподвижно. В таком случае при работающем двигателе напор жидкости с насосного колеса на турбинное наибольший. Силовое передаточное число (коэффициент трансформации) также наибольшее (около 3,5). Однако такое передаточное число для грузовых автомобилей и автобусов недостаточно (требуется около 7,0). Поэтому, за гидротрансформатором в одном корпусе с ним располагают механическую КП (на рисунке 2-х ступенчатая КП). При трогании с места в КП включается низшая передача (верхний фрикцион разблокирован, нижний – заблокирован).

Момент с турбинного колеса идет по КП через две пары шестерен, увеличиваясь примерно в два раза. По мере разгона автомобиля (и турбинного колеса) коэффициент трансформации гидротрансформатора уменьшается. Происходит переключение на прямую передачу (верхний фрикцион блокируется, нижний – разблокируется). Момент с турбинного колеса через верхний фрикцион проходит КП насквозь не изменяясь (прямая передача). Поскольку передаточное число уменьшилось, турбинное колесо снизило во столько же раз скорость вращения и напор жидкости на него с насосного колеса резко возрос, увеличивая силовое передаточное число гидротрансформатора.

Характеристика тяговой силы, если в трансмиссии установлена ГМП с двухступенчатой КП показана на рисунке:

Р_К

V_A

Момент переключения

Гидротрансформатор с пониженной передачей в КП

Гидротрансформатор с прямой передачей в КП

Для оптимизации характеристики трансмиссии в коробке передач ГМП могут быть и 3, и 4 передачи (у иномарок). Кроме того, имеется фрикцион, блокирующий насосное и турбинное колеса, когда разница скоростей между ними мала (на высокой скорости движения автомобиля).

3. Дизель-электрическая трансмиссия (электромеханическая)

Применяется в тепловозах и автомобилях особо большой грузоподъемности (автомобили БелАЗ полной массой более 100 тонн).

ДВС

Генератор

Мотор

Левое ведущее колесо

Провода

Характеристика крутящего момента генератора постоянного тока представляет собой идеальную. Такая характеристика передается на ведущие колеса автомобиля через моторы, встроенные прямо в колеса.

У троллейбуса ДВС и генератор отсутствуют, а электромоторы питаются прямо из контактной сети.

ЛЕКЦИЯ № 11

Механическая коробка передач (КП)

Кинематическая схема

Наибольшее распространение на грузовых автомобилях, а также легковых классической компоновки получили трехвальные коробки передач. Примерная схема такой КП показана на рис. (автомобиль МАЗ).

Крутящий момент от двигателя передается на ведомый диск сцепления 1 и далее по первичному валу коробки 2 на шестерню 3. Все шестерни в данной КП косозубые, за исключением шестерен первой передачи. Косозубые шестерни работают с меньшим шумом, однако, ввести их в зацепление между собой путем относительного перемещения, например, как прямозубые первой передачи, невозможно.

Поэтому, они введены в зацепление постоянно при сборке, а со вторичным валом 7 в крутильном направлении жестко не связаны (установлены на подшипнике относительно вала). Для их соединения со вторичным валом служат синхронизаторы. При включении, к примеру, второй передачи, водитель, перемещая рычаг 11, передвигает ползуном 9 синхронизатор 6 вдоль вала 7 налево к шестерне. Синхронизаторы 4 и 6 устанавливаются на вторичном валу 7 с помощью шлицев. У косозубых шестерен вторичного вала имеется еще один зубчатый венец для соединения с синхронизатором (здесь этот венец не показан, подробнее на рис. синхронизатора ниже). Подойдя к шестерне, синхронизатор 6 соединяется с ней своим зубчатым венцом, обеспечивая связь этой шестерни с вторичным валом через себя. Момент с первичного вала 2 через первую пару шестерен (она принимает участие во всех, кроме прямой передачах и называется поэтому "постоянная") переходит на промежуточный вал 5 и далее через вторую пару шестерен (эти пары шестерен меняются в зависимости от выбранной передачи и называются "сменные") и синхронизатор 6 на вторичный вал 7. Проходя зубчатые зацепления, момент меняется пропорционально их передаточному числу. Таким же образом включаются третья и пятая передачи. При включении первой передачи водитель ползуном 8 перемещает прямозубую шестерню по шлицам вторичного вала до вхождения ее в зацепление с соответствующей прямозубой шестерней промежуточного вала.

При включении прямой (четвертой) передачи синхронизатор 4 ползуном 10 перемещается вправо до зацепления с шестерней 3 первичного вала. В этом случае момент с первичного вала через синхронизатор 4 переходит сразу на вторичный вал 7, не изменяясь, т.е. напрямую.

Передаточное число каждой передачи, кроме прямой, вычисляется путем перемножения передаточных чисел обеих пар шестерен, принимающих участие в данной передаче. Передаточное число пары шестерен можно определить отношением диаметра ведомой шестерни к диаметру ведущей.

Работа инерционного синхронизатора

Работа инерционного синхронизатора показана на примере включения второй передачи. Синхронизатор с блокирующим корпусом.

Водитель рычагом из кабины передает усилие на палец 8 (рис. а) в сторону шестерни 2. Ступица 10 вместе с корпусом 6, соединенным со ступицей фиксатором 11 переместится к шестерне 2 до соприкосновения корпуса с конической поверхностью 4 шестерни.

В общем случае угловая скорость шестерни 2 отличается от угловой скорости вторичного вала 1 и синхронизатора на нем, поскольку вторичный вал вращается со скоростью соответствующей предыдущей, только что отключенной передаче. По выравнивающей поверхности 4 начинается скольжение между шестерней и корпусом синхронизатора. Возникающий момент трения захватывает корпус синхронизатора и стремится повернуть его за шестерней 2. Однако корпус 6 поворачивается в окружном направлении лишь на величину зазора «а» между корпусом и пальцем 8 (рис. б, в).

А

У

а.

ВИД А 12 в 8 В   Р Р а   F б. в. г.

Палец 8 попадает в паз 12 корпуса 6 и блокируется там силой трения «F». Любое усилие «Р» от пальца 8 передается через блокирующую поверхность 13 с блокирующим углом «В» на корпус 6 и далее на поверхность 4 (рис. а) шестерни 2, что приводит к еще большему росту силы трения «F» и надежному удержанию пальца в пазу корпуса.

Работа трения по поверхности 4 (рис. а) преобразует кинетическую энергию шестерни 2 и связанных с ней деталей КП и сцепления в энергию тепловую до тех пор, пока угловые скорости шестерни 2 и корпуса 6 не сравняются.

При отсутствии относительного проскальзывания корпус 6 перестает давить на палец 8 силой трения «F». Палец под действием силы «Р» на поверхность 13 отталкивает корпус 6 в окружном направлении назад на величину «а» (рис. б), выходит из паза 12 и продвигается к шестерне 2 вместе со ступицей 10. Шарик фиксатора 11 утопает, сжимая пружину, и не препятствует перемещению ступицы относительно корпуса синхронизатора 6. Перемещаясь на величину «в» (рис. г), ступица вводит в зацепление зубчатые венцы 5 и 7 (рис. а).

Крутящий момент с шестерни промежуточного вала переходит на шестерню 2 по зубчатому венцу 3, далее через венцы 5 и 7, ступицу 10 на вторичный вал 1.

Синхронизирующая поверхность 4 с углом наклона «У» служит для выравнивания угловых скоростей шестерни и вторичного вала с помощью работы сил трения.

Блокирующая поверхность 13 с углом наклона «В» служит для удержания от соприкосновения зубчатых венцов 5 и 7 до устранения их относительной скорости.

Для того, чтобы не произошло преждевременного включения должно выполняться условие:. Коэффициент трения μ = 0,1…0,15.

Еще широкое распространение получили синхронизаторы с блокирующими пальцами (КамАЗ) и с блокирующими кольцами ("Жигули"). Принцип их работы точно такой же, как и у рассмотренного синхронизатора с блокирующим корпусом.

Основы расчета КП

1. На основе требований к КП обосновывается минимально потребный диапазон передаточных чисел и количество ступеней КП.

2. На основе тягово-динамического и –экономического расчетов определяется передаточный ряд. Передачу с передаточным числом "1" обычно принимают в качестве скоростной и это значение передаточного числа подставляют в формулу на место u_K для расчета передаточного числа главной передачи:, здесь r – радиус качения ведущих колес, ω_emax – максимальная угловая скорость двигателя, V _max - максимальная скорость движения автомобиля из мощностного баланса, u_K - передаточное число, при котором достигается максимальная скорость движения. Передаточное число первой передачи u_{K 1} рассчитывается из условия максимального динамического фактора, соответствующего данному типу автомобилей. Ограничивается u_{K 1} по условиям отсутствия пробуксовки ведущих колес при трогании автомобиля с места по сухому асфальту.

Передаточные числа остальных передач подбирают, считая их членами ряда геометрической прогрессии.

Кроме того, добавляется еще "экономичная" передача с передаточным числом меньше единицы. Это число может выпадать из ряда геометрической прогрессии. Значение его лежит обычно в диапазоне 0,7…0,8. Максимальная скорость на этой передаче не достигается.

3. Поскольку в каждой передаче, кроме прямой, участвует постоянная пара зацепления и сменная (см. выше кинематическую схему КП), производится разбивка передаточного числа каждой передачи между и. Постоянная пара для всех передач одна и она сразу определяется из практического опыта по передаточному числу первой передачи:. Соответственно передаточное число любой сменной пары:.

Дата добавления: 2014-01-15