Расчет на износ. Тепловой Расчет

Удельную работу буксования сцепления рассчитывают по формуле:

.                                        (3.25)

Допустимая удельная работа буксования – [ ]= 10 ¸ 120 Дж/см².

При определении теплового режима сцепления рассчитывается нагрев ведущего диска. Маховик имеет значительно большую массу, чем нажимной диск, и поэтому температура его нагрева сравнительно невелика.

При расчете нагрева ведущего диска принимается допущение, что теплопередача в окружающую среду отсутствует и вся работа буксования используется на нагрев диска.  

Нагрев ведущего диска при одном трогании с места определяют по формуле

,                                                (3.26)

где  – доля теплоты, поглощаемая диском;  – масса нажимного диска;  – удельная теплоемкость стали.

Допустимый нагрев нажимного диска – [ ] = 10 ¸ 15° С.

Полученная расчетная температура является условной (определение ее проведено при одном трогании автомобиля с места) и используется при сравнительной оценке конструкций сцеплений различных типов. В действительности же процесс нагрева дисков значительно сложнее, и поэтому температура деталей сцепления в процессе работы автомобиля значительно выше.

Расчет элементов сцепления

Расчет нажимных пружин

Усилие цилиндрической нажим­ной пружины определяют по формуле:

,                                 (3.27)

где  – деформация пружины;  – модуль упругости;                     d – диаметр проволоки пружины;  – число рабочих вит­ков;  – средний диаметр витка пружины.

Допустимое усилие пружины – [ ] = 800 Н.

Жесткость пружины рассчитывают по формуле:

.                                          (3.28)

Напряжение кручения пружины определяют по формуле:

.                                              (3.29)

Допустимое напряжение кручения пружины – [ ] = 700 ¸ 900 МПа.

Упругие характеристики двух цилинд­рических пружин разной жесткости, сжатых до получения одинаковых нажимных усилий , приведены на рисунке. При уменьшении де­формации пружин на одну и ту же величину , соответствующую одинаковому изнашиванию фрикционных накладок ведомого дис­ка, пружина, имеющая меньшую жесткость, сохраняет большее нажимное усилие –  > .

Од­нако для размещения одной пружины малой жесткости, обеспечивающей не­обходимое нажимное усилие, необходимо значительно увеличивать размеры сцепле­ния. В этом случае предпочтительно при­менять несколько периферийно распо­ложенных пружин малой жесткости, в сумме обеспечивающих заданное на­жимное усилие

Двойные цилиндрические пружины могут располагаться парами (одна внутри другой) или по двум концентрическим окружностям.

При расчете двой­ных цилиндрических пружин исходят из следующих условий:

1. общее усилие всех пружин должно быть равно сумме усилий пружин наружного и внутреннего  рядов – ;

2. при одинаковой деформации пружин наружного и внутренне­го рядов напряжения в них должны быть одинаковыми –  = ,  = .

Вследствие указанных условий соотношения между параметра­ми пружин наружного и внутреннего рядов должны быть равны:

.                                       (3.30)

С учетом этого равенства и определяют необходимые параметры двойных цилиндрических пружин.

Нажимное усилие центральной диафрагменной пружины рассчитывают по формуле:

,                (3.31)

где ;  – модуль упругости 1-го рода;  – коэффициент Пуассона;          – толщина пружины; , b,  – размеры диафрагменной пружины;  – прогиб пру­жины;  – высота сплошной части пружины.

Усилие при выключении сцепления определяют по формуле:

.             (3.32)

Прогиб пружины рассчитывают по формуле:

,            (3.33)

где  – угловое перемещение;  – жесткость лепестков пружи­ны.

Наибольшие напряжения возникают в пружине в момент вы­ключения сцепления со стороны ее малого торца (в основании лепестков), когда пружина выпрямляется (становится плоской).

Суммарные напряжения можно определить по формуле:

,                                                (3.34)

где  – напряжения растяжения лепестков;  – напряжения изгиба.

Напряжения растяжения лепестков определяют по формуле:

,                                       (3.35)

где  – угол подъема лепестков пружины в свободном состоянии;  – число лепестков пружины.

Напряжения изгиба лепестков рассчитывают по формуле:

,                                             (3.36)

где  – момент сопротивления изгибу в опасном сечении.

Напряжения в диафрагменных пружинах составляют около 1000 МПа.

 

Расчет нажимного диска

Размеры маховика и нажимного диска определяются размерами фрикционных накладок сцепле­ния. Элементы, соединяю­щие нажимной диск с кожухом и маховиком, рассчитываются на смятие.

 

Напряжения смятия определяют по формуле:

,                                                (3.37)

где   – коэффициент, учитывающий распределение крутящего момента двигателя на дисках;  – расстояние от оси сцепления до связующего элемента;  – число связующих эле­ментов;  – площадь контакта связующего элемента.

Допустимые напряжения смятия – [ ] = 10 ¸ 15 МПа.

Упругие пластины, соединяющие нажимной диск с ко­жухом сцепления, рассчитываются на изгиб.

 

Расчет ведомого диска

Расчет фрикционных накладок ведомого диска выполняется по удельному дав­лению (формула (3.4)), при этом допустимое давление на фрикционные накладки –   [ ] = 0,15 ¸ 0,25 МПа.

Длина ступицы обычно вы­бирается равной наружному диаметру шлицов ведущего (первичного) вала коробки передач. Шлицы ступицы ведомого диска рассчитывают на смятие и на срез.

Напряжения смятия определяют по формуле:

,                                         (3.38)

где ,  – наружный и внутренний диаметры шлицев;  – число шлицев;          – длина шлицев.

Напряжения среза рассчитывают по формуле:

,                                     (3.39)

где  – ширина шлицев.

Допускаемые напряжения – [ ] = 15 ¸ 30 МПа; [ ] = 5 ¸ 15 МПа.

При расчете гасителя крутиль­ных колебаний определяются напряжения в его пружинах, угло­вая жесткость и момент замыкания гасителя, момент трения в гасителе и крутящий момент, передаваемый гасителем.

Максимальное усилие сжатия одной пружины гасителя рассчитывают по формуле:

,                                         (3.40)

где r – радиус приложения усилия к пружине;  – число пружин гасителя.

Напряжения кручения пружин гасителя, с учетом кривизны витков, определяются по формуле:

,                                       (3.41)

где  – средний диаметр витков пружины гасителя;  – диаметр проволоки пружин гасителя;  – коэффициент кривизны витков пружин.

Угловая жесткость гасителя равна значению крутящего момен­та, который необходимо приложить к ведомому диску сцепле­ния, чтобы повернуть диск относительно ступицы на один градус, и рассчитывается по формуле:

,                                     (3.42)

где  – средний радиус расположения пружин гасителя;  – жесткость одной пружины;  – число пружин.

Момент замыкания гасителя крутильных колебаний определя­ется деформацией его пружин. Этот момент выбирают таким об­разом, чтобы гаситель не выключался из работы в различных до­рожных условиях:

.                                      (3.43)

Момент трения гасителя крутильных колебаний определяют по формуле:

.                                          (3.44)

 

Момент трения в гасителе можно проверить по выражению:

.                                   (3.45)

Крутящий момент, передаваемый гасителем крутильных коле­баний:

,                                        (3.46)

где  – момент от усилия пружин гасителя.

Окончательные значения параметров гасителя крутильных ко­лебаний устанавливаются экспериментально, так как их выбор зависит от крутильных колебаний трансмиссии и двигателя авто­мобиля.

Расчет рычагов выключения

При выключении сцепления на рычаги действует изгибающий момент от силы , приложенной к внутрен­ним концам рычагов.

Этот момент вызывает напряже­ния изгиба в опасном сечении рычагов:

,                             (3.47)

где  – расстояние до опасного сечения;  – передаточное число рычага;  – число рычагов.

Допустимые напряжения изгиба – [ ] = 320 ¸ 400 МПа.

Расчет привода сцепления

Основными требованиями, предъявляемыми к приводу, являются:

1. удобство и легкость управления;

2. высокий КПД;

3. следящее действие;

4. общие требования.

При управлении сцеплением физические усилия водителя распределяются по трем этапам:

1. выключение сцепления;

2. удержание сцепления в выключенном состоянии;

3. включение сцепления.

Рассчитать работу водителя можно только для первого и третьего этапов (на втором этапе перемещение отсутствует). Эта работа эквивалентна отмеченной площади трапеции на рисунке:

,           (3.48)

где  – суммарное усилие пружин во включенном сцеплении;  – суммарное усилие пружин в выключенном сцеплении;  и  – деформация пружин в выключенном и включенном сцеплении;  – КПД привода.

Удобство управления сцеплением обеспечивается правильным выбором передаточного числа привода, чтобы иметь:

1. Оптимальную величину перемещения педали: для легковых автомобилей –  ≤ 160 мм; для грузовых  ≤ 190 мм;

2. Максимальную величину усилия на педали: сцепления с усилителем –          ≤ 150 Н; без усилителя –  ≤ 250 Н.

Механический привод в настоящее время применяются только на легковых автомобилях особо малого класса; на грузовых автомобилях, автобусах и легковых автомобилях малого класса и выше применяют гидропривод.

При расчете привода рассчитываются его передаточное число, усилие на педали и ход педали.

Общее передаточное число привода от педали до нажимного диска можно определить по формуле:

,          (3.49)

где  – передаточное число педали сцепления;  – передаточное число вилки выключения; – передаточное число рычагов выключения;       a, b – плечи педали; , d – плечи вилки выключения; ,  – плечи рычагов.

Полный ход педали механического привода складывается из свободного хода педали, рабочего хода и упругих деформаций элементов привода.

Полный ход педали механического привода рассчитывается по формуле:

,                            (3.50)

где  – свободный ход педали;  – рабочий ход педали;  – зазор в механизме выключения (между муфтой и рычагами выключения);  – ход нажимного диска.

Передаточное число гидропривода определяют по формуле:

,                                                    (3.51)

где – диаметр главного цилиндра, мм; – диаметр исполнительного цилиндра, мм.

Диаметры главного и исполнительного цилиндров выполняются обычно равными:

1,0.

Полный ход педали сцепления при гидроприводе рассчитывают аналогично.

Выполненные конструкции приводов имеют обычно следующие значения передаточных чисел:           = 30 ¸ 45; = 3,8 ¸ 5,5; = 1,4 ¸ 2,2.

Усилие на педали определяют по формуле:

.                                                 (3.52)

Если усилие на педали больше регламентированного, то в привод устанавливают усилитель.

 В некоторых приводах установлена сервопружина, которая, по сути, не является усилителем, т.к. не облегчает работу водителя. Однако максимальное усилие на педали при удержании ее в выключенном положении, может быть снижено до 30%.

При перемещении педали в пределах свободного хода  происходит дополнительное сжатие сервопружины и некоторое повышение усилия на педали (0 - d). При дальнейшем перемещении педали ось пружины проходит через центр поворота педали и усилие снижается.

Изменение усилия на педали с сервопружиной происходит по линиям (о - d - a - b - e), без нее – по линиям (о - а - b - c). Отрезок (с - е) характеризует снижение усилия на педали; отрезок (о - а) – деформацию возвратных пружин привода. Данная характеристика построена без учета упругих деформаций деталей привода.

Усилители устанавливают обычно на тяжелых грузовых автомобилях. Основы расчета усилителей гидравлического привода можно показать на примере гидропневматического усилителя автомобилей семейства КамАЗ.

При нажатии на педаль усилие на штоке складывается из усилия  в гидролинии, создаваемого водителем, и усилия , создаваемого усилителем:

;                                               (3.53)

.                                     (3.54)

Одним из основных требований к любому усилителю является следящее действие – пропорциональность между усилием водителя и уси­лием, создаваемым усилителем. Следящее действие данного усилителя обеспечивается способностью следящего элемента (мембраны) устанавливаться в равновесное положение, при котором оба клапана (впускной и выпускной) закрыты.

Условие равновесия мембраны можно записать в виде:

,                                  (3.55)

тогда

,                                     (3.56)

где  – давление жидкости в гидролинии.

Давление жидкости в гидролинии можно определить как

.                                                 (3.57)

Таким образом

,                                 (3.58)

и, следовательно

.                               (3.59)

Из выражения (3.59) видно, что усилие, создаваемое усилителем прямо зависит от усилия на педали. Таким образом обеспечивается силовое следящее действие.

Полное усилие на штоке:

.                (3.60)

Суммарное усилие  будет увеличиваться, пока давление  не станет равным предельному, т.е. давлению воздуха в ресивере (точка ). Дальнейшее увеличение суммарного усилия  может быть достигнуто только за счет увеличения усилия .

Трение в усилителе и реакции клапанов и пружин обуславливают некоторую нечувствительность (включение усилителя произойдет при  > ).

КОРОБКА ПЕРЕДАЧ

 

Назначение. Классификация. Требования

Коробка передач предназначена для преобразования крутящего момента на ведущих колесах автомобиля путем изменения передаточного числа, осуществления движения автомобиля задним ходом и длительного отсоединения двигателя от ведущих колес.

Необходимость преобразования крутящего момента определяется характером изменения крутящего момента ДВС, особенностью которого является относительно малая приспосабливаемость к изменению внешней нагрузки. Задний ход требуется для совершения автомобилем определенных маневров. Двигатель и ведущие колеса необходимо разъединять на длительное время при работе двигателя на стоянке и движении автомобиля накатом.

В зависимости от типа и назначения автомобилей на них применяются различные типы коробок передач:

Сту­пенчатые коробки передач обладают рядом преимуществ с бесступенчатыми. Поэтому они получили широкое примене­ние на автомобилях различных типов.

К коробкам передач предъявляют следующие требования:

1. обеспечение оптимальных тягово-скоростных и топливно-экономических свойств автомобиля при заданной внешней скоростной характеристике двигателя;

2. высокий КПД;

3. бесшумность при работе и переключении передач;

4. простота и удобство управления;

5. отбор мощности для привода дополнительного оборудования (в коробках передач специальных и грузовых специализированных автомобилей);

6. общие требования.

Необходимые тягово-скоростные свойства и топливная экономичность автомобиля, оптимальные для заданных условий эксплуатации, достигаются путем правильного выбора числа передач, диапазона передаточных чисел и соотно­шения (плотности ряда) передаточных чисел промежуточных пе­редач.

Увеличение числа передач повышает степень использования мощности двигателя, топливную экономичность, среднюю скорость движения, производительность автомобиля и снижает себестоимость перевозок. Однако при увеличении числа передач усложняется кон­струкция коробки передач, увеличиваются ее масса, размеры, сто­имость и затрудняется управление автомобилем. Кроме того, с увеличением числа передач возрастает время разрыва потока мощ­ности от двигателя к ведущим колесам, что может привести к ухудшению тягово-скоростных свойств и топливной экономично­сти автомобиля.

Диапазон передаточных чисел представляет собой отношение передаточного числа низшей передачи коробки передач к пе­редаточному числу высшей передачи. Чем меньше удельная мощность двигателя автомобиля, тем больше должен быть диапазон передаточных чисел коробки пере­дач автомобиля.

Плотность ряда передаточных чисел коробки передач опреде­ляется соотношением передаточных чисел промежуточных пере­дач. Плотность ряда выше у коробок передач, имеющих большое число передач. Эти коробки обеспечивают автомобилю более вы­сокие тягово-скоростные свойства и топливную экономичность, чем коробки с меньшим числом передач. Высокая плотность ряда передаточных чисел коробки передач кроме повышения тягово-скоростных свойств и топливной эко­номичности автомобиля создает более благоприятные условия работы синхронизаторов, так как для переключения передач тре­буется меньшая работа трения. Благодаря этому размеры синхро­низаторов могут быть уменьшены при сохранении достаточной их надежности.

В механических ступенчатых коробках передач высокий КПД обеспечивается минимальным числом зацеплений для передач переднего хода (одно для двухвальных и два для трехвальных соосных), высоким качеством изготовления зубьев ше­стерен, применением подшипников качения, повышением жест­кости основных деталей. В гидромеханических коробках передач – применением планетарных механизмов, блокированием гидро­трансформатора, мероприятиями, снижающими величину отбо­ра мощности на систему управления.

КПД может служить оценочным параметром уровня шума, со­здаваемого при работе коробкой передач, так как шум всегда свя­зан с потерей энергии. Чем меньше значение КПД коробки пере­дач, тем она более шумная при работе.

Требование минимальных вибраций и шума при работе прежде всего относится к коробкам передач легковых автомобилей. Выполнение данного требования обеспечи­вается увеличением межосевого расстояния, оребрением картера, уменьшением расстояния между опорами валов, увеличением диаметров валов и другими мерами, повышающими жесткость

Рис. 2.1. Основные типы конструкций механических коробок передач:

трехвальная девятиступенчатая с демультипликатором грузового автомо­

а

биля; б — двухвальная пятиступенчатая легкового автомобиля: вал; 2 — ведомый вал; 3 —

— ведущии промежуточ- межколесный

з — планетарный демультипликатор; ный вал; 5 — насос для смазки шестерен и подшипников;

дифференциал; 7

ведомая шестерня повышающей

главная передача; 8

(пятой) передачи

 основных деталей, а также повышением качества изготовления шестерен.

Удобство, как и для любого органа управления, определяется обычно двумя факторами: удоб­ным расположением рычага переключения передач (рукоятки кон­троллера), величиной его полного хода, который не должен пре­вышать 100 ÷ 200 мм в двух взаимно-перпендикулярных направле­ниях. Однако при использовании раздаточных коробок и допол­нительных коробок передач (делителей, демультипликаторов) при­меняют дополнительные органы управления. Часто автоматичес­кие коробки передач имеют дополнительные органы управления для изменения режимов переключения передач. Легкость опреде­ляется невысокими значениями усилия (не выше 100 Н), необхо­димого для перемещения рычага переключения передач.

В коробках передач отбор мощности предус­матривается для привода дополнительного оборудования (лебедки, насосы, подъемные механиз­мы и др.) на автомобилях высокой проходимости, специализиро­ванных (самосвалы, цистерны, рефрижераторы, самопогрузчики) и специальных автомобилях (коммунальные, пожарные, автокра­ны и др.) и осу­ществляется обычно от дополнительной прямозубой шестерни на промежуточном валу через левый или правый люки в картере ко­робки передач, к которым присоединяется коробка отбора мощ­ности.