Главная Случайная страница Контакты | Мы поможем в написании вашей работы! | ||
|
Методические указания к практическим занятиям по курсу
²Требования к конструкции подвижного состава²
для студентов специальности 190701.01 ²Организация перевозок и управление на транспорте (Автомобильный транспорт)²
Составители А. В. Буянкин
В. Г. Ромашко
Рассмотрены и утверждены
на заседании кафедры
Протокол №76 от 26.10.2007
Рекомендованы к печати
методической комиссией
специальности 190701.01
Протокол №76 от 26.10.2007
Электронная копия
хранится в библиотеке
главного корпуса ГУ КузГТУ
Кемерово 2008
ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИЯ
Цель курса ²Требования к конструкции подвижного состава² – дать студентам инженерные знания, необходимые для объективной оценки конструкций автотранспортных средств (АТС), их агрегатов и систем.
В данном курсе решаются следующие задачи:
· знакомство с основными требованиями к конструкциям АТС, их агрегатов и систем, изучение выходных и оценочных параметров агрегатов и систем АТС;
· изучение условий эксплуатации и нагрузочных режимов агрегатов и систем АТС;
· изучение рабочих процессов агрегатов и систем АТС, оценка влияния конструктивных и эксплуатационных факторов на рабочие процессы и выходные параметры агрегатов и систем АТС;
· знакомство с основами расчета агрегатов и систем АТС на прочность и долговечность.
При изучении данного курса необходимо в первую очередь рассмотреть требования, предъявляемые к конструкции агрегатов и систем АТС, и проанализировать, как эти требования выполняются в существующих конструкциях. Основное внимание следует уделить изучению рабочих процессов и выходных параметров агрегатов и систем АТС. При этом необходимо выделить связи между рабочими процессами, нагрузочными режимами и требованиями к конструкции, а также отметить влияние конструктивных и эксплуатационных факторов на рабочие процессы и выходные параметры агрегатов и систем АТС.
Проектирование трансмиссии автомобиля обычно осуществляется в такой последовательности: в зависимости от назначения автомобиля определить принципиальную схему трансмиссии, рассмотреть основные характеристики, выбрать принципиальные схемы агрегатов, провести их конструирование и выполнить расчеты на прочность основных деталей. При этом конструктор анализирует существующие конструкции, оценивает их конструктивные, производственные и эксплуатационные достоинства и недостатки, учитывает преемственность, особенности производства и возможности широкой унификации между существующими и проектируемыми образцами.
1 РАСЧЕТ СЦЕПЛЕНИЯ
Сцепление – механизм трансмиссии автомобиля, передающий крутящий момент двигателя и позволяющий кратковременно отсоединить двигатель от ведущих колес и вновь плавно их соединить.
Классификация и требования к конструкции сцепления подробно рассмотрены в [3, 4, 5].
На большинстве современных АТС устанавливаются постоянно замкнутые сухие одно- или двухдисковые сцепления с периферийным расположением цилиндрических нажимных пружин или центрально расположенной диафрагменной пружиной с принудительным управлением.
Выбор размеров сцепления производится из условия передачи максимального крутящего момента двигателя посредством трения с некоторым запасом.
Статический момент трения сцепления , Н×м, определяют по формуле
, (1.1)
где – максимальный крутящий момент двигателя, Н×м; – коэффициент запаса сцепления.
Значение коэффициента запаса сцепления выбирается с учетом неизбежного уменьшения коэффициента трения накладок в процессе эксплуатации, усадки нажимных пружин, наличия регулировки нажимного усилия, числа ведомых дисков. С другой стороны, пиковые нагрузки в трансмиссии, независимо от их происхождения, должны ограничиваться пробуксовыванием сцепления. По этой причине коэффициент запаса сцепления не должен превышать определенного значения.
Сцепления с регулируемым давлением пружин и с диафрагменными пружинами имеют наиболее низкое значение коэффициента запаса сцепления. Большие значения имеют сцепления грузовых автомобилей и автобусов.
Средние значения коэффициента запаса сцепления можно принять по рекомендациям [5]:
· для легковых автомобилей – = 1,2 ¸ 1,75;
· для грузовых автомобилей – = 1,5 ¸ 2,2;
· для АТС повышенной проходимости – = 1,8 ¸ 3,0.
Ориентировочно наружный диаметр дисков , см, определяют по формуле
, (1.2)
где – максимальный крутящий момент двигателя, кг×см; А – эмпирический коэффициент.
Величина эмпирического коэффициента выбирается в зависимости от типа транспортного средства [2]:
· для легковых автомобилей – А= 4,7;
· для грузовых автомобилей – А= 3,6;
· для АТС повышенной проходимости – А= 1,9.
При этом внутренний диаметр , см, фрикционных накладок ориентировочно составляет:
. (1.3)
Рассчитанные величины необходимо привести в соответствие с требованиями ГОСТ 12238 – 76 (таблица 1.1) [5].
Таблица 1.1 – Диаметры фрикционных накладок
D, мм | |||||||
d, мм | 100, 120, 125 | 120, 130, 140 | 140, 150, 160 | 160, 180 | 155, 180 | 165, 180, 200 | 165, 175, 200 |
Продолжение табл. 1.1
D, мм | ||||||
d, мм | 185, 200, 220, 230 | 185, 195, 210 | 195, 200, 210, 240, 290 | 200, 220, 230 | 220, 240, 280 | 220, 240, 280 |
Средний радиус дисков , м, определяют по формуле
. (1.4)
Нажимное усилие пружин , Н, рассчитывают по формуле
(2.5)
где – расчетный коэффициент трения; i – число пар трения.
Расчетный коэффициент трения зависит от ряда факторов: параметров фрикционных материалов, состояния и относительной скорости скольжения поверхностей трения, давления, температуры.
Расчетный коэффициент трения – = 0,25¸0,3 [3].
Число пар трения [5]:
· для однодисковых сцеплений – i = 2;
· для двухдисковых сцеплений – i = 4.
Для сцепления с периферийными цилиндрическими пружинами (рисунок 1.1) нажимное усилие пружин , Н, рассчитывают по формуле
(1.6)
где – диаметр проволоки пружины, м; – напряжение кручения пружины, Па; – число нажимных пружин; – диаметр пружины, м.
Рисунок 1.1 – Схема цилиндрической нажимной пружины
Обычно сцепление проектируется так, чтобы при выключении нажимное усилие пружин увеличивалось на 20 %, то есть:
(1.7)
где – усилие пружины при выключении сцепления, Н; – максимальное напряжение кручения, Па.
Максимальное напряжение кручения
– = 700¸900 МПа [4].
Число пружин выбирается в зависимости от наружного диаметра фрикционных накладок (таблица 1.2) [2] и должно быть кратно числу рычагов выключения.
Таблица 1.2 – Число нажимных пружин
D, мм | 180 – 250 | 300; 325 | 350; 380 | 400; 420 | |
Нагрузка на пружину не должна превышать = 800Н [4].
Принимается = 3¸10 [4].
После выбора отношения по формуле определяются диаметры проволоки и пружины, после чего согласовываются в соответствии с [5]:
– 1,0; 1,2; 1,6; 2,0; 2,5; 3,0; 4,0; 5,0; 6,0; 7,0; 8,0; 9,0; 10,0.
– 16,0; 18,0; 20,0; 22,0; 25,0; 28,0; 32,0; 36,0; 40,0; 45,0; 50,0; 55,0; 60,0; 70,0.
После согласования уточняют нажимное усилие пружин по формуле (1.6).
Диафрагменная пружина (рисунок 1.2) представляет собой пружину Бельвиля, модифицированную для использования в автомобильных сцеплениях.
Рисунок 1.2 – Расчетная схема диафрагменной пружины
Нажимное усилие , Н, диафрагменной пружины определяют по формуле
, (1.8)
где Е – модуль упругости первого рода, Па; d – толщина диафрагменной пружины, м; – перемещение пружины в месте приложения силы, действующей со стороны ведомого диска, м; k1, k2 – коэффициенты; h – высота сплошного кольца диафрагменной пружины, м; m – коэффициент Пуассона; – наружный диаметр сплошного кольца диафрагменной пружины, м.
Модуль упругости 1-го рода – Е = 2·105 МПа [4].
Толщина диафрагменной пружины – d = 2,0¸2,5 мм [4].
Перемещение пружины в месте приложения силы –
= 1,5¸2,0 мм [2].
Коэффициент Пуассона = 0,25 [4].
Коэффициенты определяют по формулам (1.9), (1.10):
, (1.9)
где – внутренний диаметр сплошного кольца диафрагменной пружины, м.
Поскольку в расчетах можно принять » D, то из рекомендуемого соотношения = 1,2¸1,5 [5] можно найти внутренний диаметр сплошного кольца.
, (1.10)
где – средний диаметр сплошного кольца диафрагменной пружины, м.
Средний диаметр , м, сплошного кольца диафрагменной пружины можно приближенно вычислить по формуле
. (1.11)
Усилие при выключении , Н, отличается от нажимного усилия передаточным числом диафрагменной пружины:
, (1.12)
где – внутренний диаметр лепестков диафрагменной пружины, м.
Внутренний диаметр лепестков , м, диафрагменной пружины можно определить из рекомендованного соотношения [4]:
.
Высоту сплошного кольца диафрагменной пружины можно найти, задаваясь значением из рекомендованного соотношения [4]:
= 1,5 ¸ 2,0.
Отношение высоты сплошного кольца диафрагменной пружины к ее толщине определяет нелинейность пружины. При на характеристике пружины имеется большая область с постоянной осевой силой; при возможно "выворачивание" пружины.
Давление на фрикционные накладки , Па, рассчитывают по формуле
, (1.13)
где F – площадь поверхности одной стороны фрикционной накладки, м2.
Допустимые давления на фрикционные накладки – [P0] = 0,15¸0,25 МПа [4].
Меньшие значения имеют сцепления грузовых автомобилей и автобусов или автомобилей, работающих в тяжелых дорожных условиях; большие значения – сцепления легковых автомобилей.
К показателям нагруженности деталей сцепления относятся удельная работа буксования (отражающая также износостойкость сцепления) и нагрев деталей сцепления при одном трогании с места.
Удельную работу буксования сцепления , Дж/м2, рассчитывают по формуле
, (1.14)
где – работа буксования, Дж.
Работу буксования , Дж, определяют по формуле
, (1.15)
где – момент инерции приведенного к коленчатому валу двигателя маховика, заменяющего поступательно движущуюся массу автомобиля, кг×м2; – угловая скорость коленчатого вала, рад/с; – момент сопротивления движению автомобиля, приведенный к коленчатому валу двигателя, Н×м.
При определении работы буксования следует иметь в виду, что формула (1.15) выведена при следующих допущениях:
· для исключения влияния водителя предполагается, что сцепление включается мгновенно;
· угловая скорость коленчатого вала двигателя в процессе включения постоянна;
· крутящий момент двигателя, равный передаваемому сцеплением моменту, растет пропорционально времени;
· момент сопротивления движению – величина постоянная.
Такая идеализация процесса включения сцепления позволяет проводить лишь ориентировочные расчеты. Для повышения точности результатов следует учитывать упругие свойства трансмиссии как колебательной системы и изменение переменных, входящих в формулу (1.15) в реальных условиях эксплуатации.
Момент инерции условного маховика , кг×м2, заменяющего собой поступательно движущуюся массу автомобиля, рассчитывают по формуле
, (1.16)
где – момент инерции маховика двигателя, кг×м2; – момент инерции условного маховика, приведенного к ведущему валу коробки передач, кг×м2.
Величины момента инерции маховиков приведены в таблице 1.4 [6].
Таблица 1.4 – Момент инерции маховика двигателя
Автомобиль | ЗАЗ- | ВАЗ-2101 | ВАЗ-2121 | М- | ГАЗ- |
, кг·м2 | 0,118 | 0,130 | 0,130 | 0,170 | 0,310 |
Продолжение табл. 1.4
Автомобиль | УАЗ- | РАФ-2203 | ПАЗ-3201 | ЛиАЗ- | ЛАЗ-695Е |
, кг·м2 | 0,360 | 0,314 | 0,510 | 1,070 | 0,991 |
Продолжение табл. 1.4
Автомобиль | ЛАЗ-699Н | ГАЗ- | ГАЗ-3307 | ЗИЛ- 4 31410 | ЗИЛ- |
, кг·м2 | 1,740 | 0,491 | 0,510 | 0,991 | 0,991 |
Продолжение табл. 1.4
Автомобиль | КамАЗ –5320 | Урал –375 | КрАЗ –257 | МАЗ – | МАЗ – |
, кг·м2 | 2,070 | 1,740 | 4,61 | 2,60 | 4,61 |
Момент инерции условного маховика , кг×м2, приведенного к ведущему валу коробки передач, рассчитывают по формуле
, (1.17)
где – полная масса автомобиля, кг; – радиус качения колеса, м; – передаточное число главной передачи; – передаточное число первой ступени коробки передач.
Угловую скорость коленчатого вала двигателя , рад/с, для автомобилей с бензиновыми двигателями рассчитывают по формуле
, (1.18)
где – угловая скорость при максимальном крутящем моменте, рад/с.
Для автомобилей с дизелями угловую скорость коленчатого вала двигателя , рад/с, определяют по формуле
, (1.19)
где – угловая скорость при максимальной мощности, рад/с.
Угловую скорость коленчатого вала двигателя , рад/с, определяют по формуле
, (1.20)
где – частота вращения коленчатого вала двигателя, об/мин.
Момент сопротивления движению автомобиля, приведенный к коленчатому валу двигателя , Н×м, рассчитывают при допущении о равенстве радиусов качения всех колес автомобиля по формуле
, (1.21)
где g – ускорение свободного падения, м/с2; – коэффициент общего дорожного сопротивления; – КПД трансмиссии.
Ускорение свободного падения – g = 9,8 м/с2 [5].
Коэффициент общего дорожного сопротивления – = 0,02 [4].
КПД механической трансмиссии принимают согласно данным таблицы 1.5 [5] в зависимости от типа АТС и типа главной передачи.
Таблица 1.5 – КПД механической трансмиссии
Легковые АТС | Грузовые АТС и автобусы | Много- приводные АТС | ||
классической компоновки | передне-приводные | с одинарной главной передачей | с двойной главной передачей | |
0,92 | 0,95 | 0,9 | 0,86 | 0,84 |
Допустимая удельная работа буксования [4]:
· для легковых автомобилей – [ ]= 50¸70 Дж/см2;
· для грузовых автомобилей – [ ]= 15¸120 Дж/см2;
· для автопоездов – [ ]= 10 ¸ 40 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 , °С, при одном трогании с места рассчитывают по формуле
, (1.22)
где – доля теплоты, поглощаемая диском; – масса нажимного диска, кг; – удельная теплоемкость стали, Дж/(кг×град).
Доля теплоты, поглощаемая диском [4]:
· для ведущего диска однодискового сцепления и среднего диска двухдискового – = 0,5;
· для наружного нажимного диска двухдискового сцепления – = 0,25.
Радиальные размеры дисков выбираются, исходя из размеров фрикционных накладок. Толщина нажимного диска , м, предварительно принимается в зависимости от наружного диаметра накладок и затем уточняется по результатам теплового расчета сцепления:
. (1.23)
Удельная теплоемкость стали – = 481,5 Дж/(кг×град) [5].
Плотность стали – = 7600 ¸ 7800 кг/м3 [5].
Допустимый нагрев нажимного диска – [ ] = 10¸15 °С [4].
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 из-за большого числа включений сцепления на единицу пройденного пути, особенно в условиях городского движения. Поэтому температура деталей сцепления в процессе работы автомобиля значительно выше.
При выборе основных параметров сцеплений и их приводов могут быть использованы данные таблицы 1.6 [5].
Таблица 1.6 – Основные параметры фрикционных дисковых сцеплений
Параметр, размерность | МеМЗ-968 | АЗЛК-412 | ВАЗ-2101 | ВАЗ-2103 | ВАЗ-2121 | ГАЗ-24 | ГАЗ-53 | ЗИЛ-130 | ЯМЗ | ||
236К | |||||||||||
Максимальный крутящий момент двигателя, Н·м | 74,5 | 111,8 | 87,3 | 105,9 | 121,6 | 186,3 | 284,4 | 402,1 | 637,4 | 666,9 | 882,6 |
Число ведомых дисков | |||||||||||
Коэффициент запаса сцепления | 2,08 | 1,57 | 2,05 | 1,62 | 1,44 | 1,55 | 1,81 | 2,15 | 2,0 | 2,35 | 2,14 |
Допустимая частота вращения, об/мин | |||||||||||
Фрикционные накладки, мм: наружный диаметр внутренний диаметр толщина | 3,5 | 3,3 | 3,3 | 3,3 | 3,3 | 3,5 | 4,0 | 4,0 | 4,5 | 4,0 | 4,0 |
Максимальный диаметр кожуха сцепления, мм |
Продолжение табл. 1.6
Число рычагов выключения | 181 | 181 | 181 | 181 | |||||||
Нажимные пружины: число | 1 | 9 2 | 14 2 | 12 2 | |||||||
усилие в выключенном сцеплении, кН | 4,07 | – | – | – | – | 5,50 | 8,39 | 12,00 | 13,30 | 11,84 | 13,78 |
усилие во включенном сцеплении, кН | 3,72 | – | – | – | – | 5,14 | 7,54 | 10,90 | 11,18 | 11,06 | 12,90 |
радиус установки, мм | 1942 | 1952 | 187,52 | 187,52 | 168 и 128 | 168 и 128 | |||||
Параметры нажимной пружины: жесткость, Н/мм | 40,2 | – | – | – | – | 5,7 и 10,1 | 28,5 | 38,1 | 21,2 | 14,4 | 14,4 |
диаметр проволоки, мм | 4,0 | 2,293 | 2,23 | 2,23 | 2,323 | 3,0 | 4,2 | 4,5 | 5,5 | 4,5 | 4,5 |
средний диаметр, мм | – | – | – | – | 28,5 и 21,5 | 24,8 | 25,5 | 38,5 | 31,5 | 31,5 | |
усилие в рабочем состоянии, Н | 33404 | 34944 | 30894 | 36204 | 257 и 314 | ||||||
число рабочих витков | 4,0 | – | – | – | – | 7 и 9,5 | 8,5 | 7,5 |
Продолжение табл. 1.6
Давление на фрикционные накладки, МПа | 0,235 | 0,210 | 0,224 | 0,198 | 0,200 | 0,233 | 0,153 | 0,165 | 0,167 | 0,140 | 0,115 |
Расчетный коэффициент трения | 0,3 | 0,3 | 0,3 | 0,3 | 0,3 | 0,3 | 0,3 | 0,3 | 0,22 | 0,25 | 0,25 |
Передаточные числа: рычагов | 4,5 | 3,5 | 3,5 | 2,43 | 2,43 | 3,79 | 4,68 | 5,33 | 4,85 | 4,7 – 5,4 | 4,7 – 5,4 |
вилки | 1,69 | 1,8 | 2,5 | 2,45 | 2,45 | 1,44 | 1,68 | 2,12 | 1,67 | 1,86 | 1,86 |
Ход муфты выключения, мм: холостой | 2 – 3 | 4,5 – 5,5 | 2,5 | 3 – 4 | 3,6 | 3,6 | 3,6 | ||||
рабочий | 7,1 | 8 – 9 | 8 – 9 | 11,7 | 9,6 | ||||||
Масса сцепления (без маховика, картера и механизма привода), кг | 4,1 | 6,1 | 4,38 | 5,52 | 5,55 | 14,0 | 20,0 | 20,5 | – | 63,8 | 64,2 |
Примечание:
1число лепестков диафрагменной пружины.
2диаметр приложения нагрузки диафрагменной пружины.
3толщина диафрагменной пружины.
4рабочее усилие на нажимном диске.
Дата публикования: 2015-07-22; Прочитано: 7740 | Нарушение авторского права страницы | Мы поможем в написании вашей работы!