 |
Главная Случайная страница Контакты | Мы поможем в написании вашей работы! | |
Определение основных размеров деталей муфты сцепления
|
|
Основной задачей расчета является выбор числа и размеров поверхностей трения муфты.
Расчетный статический момент трения Mм расч муфты может быть определен:
Mм расч = μ·Q·Rо·iф ,
где: Q - нажимное усилие, действующее на диски;
Rо - средний радиус трения;
iф - число пар поверхностей трения;
μ - расчетный коэффициент трения.
Rо = 0,5·(R1 + R2),
где: R1 – размер наружного радиуса поверхности трения (определяется
диаметром маховика двигателя);
R2 – внутренний радиус поверхности трения; R2 = (0,6…0,7) · R1.
Число пар поверхности трения:
iф = m + n – 1
где: m – число ведущих дисков;
n – число ведомых дисков.
Если допустить, что нажимное усилие Q воздействует на всю поверхность трения равномерно с одинаковым удельным давлением q,
то
Q =q·2π·Rо·в,
где: в = R1 - R2 - ширина поверхности трения.
Подставив это значение Q, получим:
Мм расч.= μ · q · 2π·R2о · в · iф.
В расчетах приближенно допускают, что коэффициент трения μ зависит только от материала трущихся поверхностей, хотя на самом деле он может меняться в значительных пределах в зависимости от относительной скорости скольжения дисков, состояния и температуры трущихся поверхностей, резко снижается при попадании масла на поверхность трения.
В муфтах сцепления применяются фрикционные накладки на асбестовой основе. Расчетный коэффициент трения для этих материалов принимают μ = 0,3 и допустимые удельные давления q = 2…3кгс/см2.
а) Основным фактором, определяющим износ трущихся поверхностей муфты сцепления, является их относительное скольжение (буксование), которое имеет место при каждом включении муфты.
Работа буксования переходит в тепло, вследствие чего фрикционные накладки работают при повышенной температуре. Износостойкость накладок с повышением температуры снижается, а когда температура выходит за пределы, допустимые для данного фрикционного материала, накладки теряют работоспособность.
б) На срок службы муфты сцепления большое влияние оказывает частота выключений. Если при движении автомобиля по хорошей дороге за городом на 100 км пути приходится не более 20…50 выключений, то в условиях интенсивного городского движения за такой же отрезок пути муфту приходится выключать несколько сот раз.
в) В последнее время существенно возросла также частота выключений муфт сцепления в связи с увеличением числа передач и маневрирования ими. Все это также приводит к повышению тепловой напряженности муфт сцепления. Поэтому в новых конструкциях уделяется особое внимание интенсивному охлаждениютрущихся поверхностей муфты и защите от нагрева нажимных пружин.
4.3. Расчет основных деталей коробок перемены передач и
задних ведущих мостов
Основными деталями КПП, определяющими ее срок службы, являются шестерни, валы и подшипники.
1. Шестерни выходят из строя главным образом из-за повреждения зубьев.
К основным видам повреждений зубьев шестерен относятся:
износ зубьев в результате истирания рабочей поверхности;
выкрашивание рабочих поверхностей вследствие действия высоких контактных напряжений;
поломки зубьев из-за недостаточной усталостной прочности в зоне закругления ножки зуба, где возникают местные концентрации напряжений;
разрушение и смятие торцов зубьев при включении передач.
Общие сведения о выборе геометрических параметров зубьев и методах их расчета на прочность и выносливость по изгибам и контактным напряжениям изучаются в курсе деталей машин. Вместе с тем имеются специальные методики по расчету шестерен, в которых учитываются специфические условия их работы и предлагаются уточненные формулы, содержащие ряд коэффициентов, отражающих влияние на работу шестерен различных конструктивных, технологических и эксплуатационных факторов.
Прямозубые цилиндрические шестерни применяются, главным образом, на передачах, работающих относительно редко (первая передача, задний ход); на остальных передачах преимущественно используются косозубые шестерни.
Шестерни гусеничных машин и наиболее нагруженных КПП грузовых автомобилей изготавливаются преимущественно из легируемых цементуемых сталей; зубья термообрабатываются до высокой твердости НRC 60 и выше при глубине слоя цементации, равном примерно 10…15 толщины зуба по начальной окружности.
На других автомобилях шестерни КПП изготавливаются из средне-углеродистых сталей и подвергаются цианированию или высокочастотной закалке.
Подсчитанные размеры зубьев проверяются на контактную прочность в полюсе зацепления, где обычно, прежде всего, начинается выкрашивание рабочих поверхностей.
В КПП гусеничных машин устанавливаются так же конические шестерни; в частности, у большинства коробок на конце выходного вала помещается ведущая коническая шестерня главной передачи. Применявшиеся ранее прямозубые конические шестерни вытесняются шестернями с круговыми (спиральными) зубьями.
2. Валы коробок перемены передач в большинстве случаев работают на кручение и изгиб; расчет их ведется обычными методами сопротивления материалов по результирующему моменту. Величину его следует определять на всех передачах и брать для расчета наибольшее значение.
Напряжения в валах КПП относительно невелики: диаметры валов обычно приходится назначать не по прочности, а исходя из требуемых диаметров подшипников.
Большое влияние на срок службы и бесшумность работы шестерен и подшипников КПП оказывает жесткость валов, т.к. прогибы валов и их перекосы нарушают правильность зацепления зубьев и нормальный контакт рабочих элементов подшипников. Прогибы валов и углы поворота их осей подсчитываются по формулам сопротивления материалов.
Суммарный прогиб валов в плоскости расположения осей сопрягаемых шестерен не должен быть больше 0,2 мм при расчете по максимальному крутящему моменту двигателя.
Шлицевые соединения рассчитываются на смятие.
Неравномерное распределение нагрузок между шлицами происходит главным образом из-за того, что при передаче крутящего момента через зубчатое зацепление на вал действует не только окружная, но и радиальная сила; на неравномерность распределения нагрузок по длине шлицов наиболее неблагоприятное влияние оказывает несимметричное расположение зубчатого венца относительно шлицевой ступицы.
Подбор подшипников качения для трансмиссий производится по формуле, изученной по курсу деталей машин:
Lш = 
,
где: n – частота вращения вала;
С – динамическая грузоподъемность (берется из таблицы);
Р – эквивалентная нагрузка
Р = (х·К·FR + у·FА) Кб
α - шариковые подшипники (α = 3);
роликовые подшипники (α = 3,33);
х,у – табличные коэффициенты;
К – коэффициент вращения;
Кб – коэффициент безопасности (Кб = 1,2-1,5);
FR·FА- нагрузки (радиальная и осевая).
Расчетный срок службы подшипников трансмиссий гусеничных машин должен быть не менее 6000 часов.
Для грузовых автомобилей расчетный срок службы подшипников должен быть эквивалентен пробегу не менее 150…200 тыс.км.
4.4.1. Определение основных параметров коробки передач
и расчет зубчатых колес
Коробка передач служит для изменения тягового усилия на колесах автомобиля: трансформации момента двигателя, скорости движения, получение заднего хода, отключение двигателя от трансмиссии на стоянках.
Коробка передач представляет собой зубчатый механизм со ступенчато изменяемым передаточным числом.
В автомобилях могут применяться коробки трех видов: основные, дополнительные и раздаточные.
Требования, предъявляемые к коробкам передач, вы изучили при прохождении предмета «Конструкции многоцелевых гусеничных и колесных машин».
Коробки передач должны иметь достаточное число передач с правильно выбранными передаточными числами, высокий КПД, небольшие размеры и вес (массу). Они должны быть не сложными по конструкции, надежными и износостойкими в работе, простыми в управлении, удобными при обслуживании и ремонте.
Расчет коробки передач производят в следующем порядке:
задаются числом передач и выбирают схему коробки передач;
распределяют общее передаточное число трансмиссии, определенное
при тяговом расчете, между отдельными его механизмами;
определяют передаточные числа коробки передач на различных передачах;
устанавливают число зубьев шестерен, вычисляют их модуль и
основные размеры;
вычерчивают в масштабе компоновочную схему коробки передач;
определяют силы, действующие на валы, и реакции опор;
рассчитывают валы на прочность и жесткость;
подбирают подшипники.
При выбранной схеме коробки передач её основные размеры зависят от параметров шестерен, которые определяются расчетом на прочность и износ и уточняются при стендовых и дорожных испытаниях.
Если вспомнить классификацию коробок, то по схеме силового потока (СП) они бывают:
одноточечные;
двухточечные;
многоточечные.
При этом, планетарные коробки могут быть с последовательным и с параллельным силовым потоком, простые – только с последовательным.
Одноточечной называется коробка (простая или планетарная), которая в схеме силового потока описывается одной механической обобщенной узловой точкой (УТ) с двумя степенями свободы (в выключенном положении).
Двухточечной называется коробка, описывающая силовыми потоками с двумя обобщенными узловыми точками.
Многоточечная– несколькими узловыми точками.
Простая одноточечная коробка
В простой коробке внутренние передаточные числа равны внешним, а последние определены в тяговом расчете. Таким образом, внутренние передаточные числа коробки являются известными. Тогда геометрические параметры коробки определяются следующим образом.
Величину межцентрового расстояния валов Аw ориентировочно находят по эмпирическим формулам:
для четырехступенчатых коробок передач грузовых автомобилей:
Аw ≈ 40 
мм;
для коробок грузовых автомобилей с большим числом ступеней:
Аw ≈ 83 мм;
где: Мд мах - максимальный крутящий момент двигателя, кг∙м.
По рекомендации СЭВ можно предварительно выбирать значения межосевого расстояния для коробок передач грузовых автомобилей, исходя из следующей зависимости:
Максимальный входной крутящий
момент Ммах кгс∙м 34-42 70-85 90-115
Ам, мм 125 140 160
Число передач 5 5 10
Рабочая ширина зубчатых венцов, мм в ≈ (0,18-0,24) Аw, причем большие значения рекомендуются для более нагруженных зубчатых колес.
Таблица 4.1
Окружной делительный модуль зубчатых колес коробок передач
| Мдмах, кг∙м | Модуль, мм |
| 5-10 | 2,25-2,5 |
| 10-20 | 2,75-3,0 |
| 20-40 | 3,0-3,75 |
| 40-80 | 3,75-4,5 |
| 80-100 | 4,5-6,0 |
Большие значения относятся к коробкам передач с большим входным крутящим моментом, а также к более нагруженным зубчатым колёсам (например, первой передачи).
Обычно все зубчатые колеса имеют одинаковые модули. В некоторых коробках (''Кировец'') колёса низших передач имеют больший модуль на 0,25-0,5 мм.
Для передач переднего хода рекомендуется принимать в одной паре зубчатых колёс сумму чисел зубьев Z1 ≈ 58-78.
Для ведущего зубчатого колеса пары первой передачи принимают число зубьев 12-17. Для основной коробки передач, входящей в состав многоступенчатой в варианте с дополнительным редуктором за основной коробкой передач, это число зубьев может быть значительно большим, например, в пределах до 30.
Зная передаточные числа и сумму чисел зубьев в паре, определяют число зубьев всех зубчатых колес коробки передач.
Число зубьев колёс определяется по известному передаточному числу на t –й передаче при одинаковых модулях:
Нечетные индексы (1, 3, …) принадлежат ведущим колесам, четные – ведомым. Здесь некоторым числом зубьев надо задаться. Зубчатое колесо первичного (ведущего) вала Z1 обычно имеет 17-27 зубьев. Передаточное число между парой колес постоянного зацепления первичного и промежуточного валов составляет 1,6-2,5. Тогда определяется Z2.
Число зубьев колеса первой передачи промежуточного вала, например Z3, выбирается минимальным и составляет 12-17 зубьев; тогда определяется Z4 – число зубьев колеса первой передачи вторичного вала, которое обычно равно 40-65.
Для одноточечных двухвальных коробок минимальным числом зубьев на ведущем валу на первой передаче задаются в пределах 12-17.
Передаточное число пары зубчатых колес должно быть: на низшей передаче – не более 3,5-4,0, на высших передачах – 0,6-0,8.
Далее определяется диаметр начальной окружности колес:
До = mZ
и проверяется межцентровое расстояние:
Аw = 
Исходный контур зубчатых колес выбирают по ГОСТ, согласно которому для цилиндрических зубчатых колес установлены следующие значения:
угол профиля зуба α = 20о
высота зуба h = 1,0
радиальный зазор c = 0,25
радиус колеса r = 0,38 mn
причем, нормальный модуль mn должен иметь одно из значений, предусмотренных ГОСТ, указанных выше в таблице.
Для коробок передач грузовых автомобилей среднее значение применяемых углов наклона β ≈ 22 ± 5о.
Углы наклона зубьев желательно выбирать такими, чтобы осевые нагрузки на промежуточном валу уравновешивались. При этом направление линии зуба для всех шестерен промежуточного вала должно быть одинаковым.
Направление линии зуба выбирают обычно левым для всех косозубых колес первичного и вторичного вала. В этом случае все косозубые зубчатые колеса промежуточного вала имеют правое направление линии зуба.
Скользящие зубчатые колеса первой передачи и передачи заднего хода делают прямозубыми, хотя при этом промежуточный вал не разгружается от осевой силы. Такое решение допустимо, поскольку эти передачи включаются редко. При частом использовании первой передачи применяют зубчатые пары постоянного зацепления.
Таблица 4.2
Допустимые напряжения для зубьев колес коробок передач
| Зубчатые колеса | Типы автомобилей | |||
| Грузовые автомобили малой и средней грузоподъемности | Грузовые автомобили большой грузоподъемности | |||
| σд1 кг/см2 | σк1 кг/см2 | σд кг/см2 | σк кг/см2 | |
| Первой передачи и передачи заднего хода | 6000-9000 | 15000-20000 | 5000-10000 | 30000-40000 |
| Высших передач привода промежуточного вала | 3000-8000 | 10000-14000 | 2000-3000 | 20000-28000 |
В таблице (4.2) приведены допустимые напряжения от изгиба и сжатия для зубьев колес с эквивалентным профилем σд и контактное напряжение σк для зубчатых колес автомобильных коробок. Меньший предел контактных напряжений на высших передачах соответствует косозубым колесам, больший – прямозубым.
4.4.2. Расчет валов, подбор и расчет подшипников
Валы автомобильных коробок рассчитываются на прочность и жесткость. Диаметр вала предварительно определяется по эмпирической формуле:
для первичного вала: d ≈ 12,8 мм,
где: Мдмах – максимальный крутящий момент, кг·м;
для промежуточного и вторичного валов: d ≈ 0,45 Аw,
где: Аw - 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
Валы рассчитывают в такой последовательности:
1. Вычерчивают схему сил, приложенных к зубчатым колесам, с опорами
вала.
Определяют действующие силы на всех передачах.
2. Определяют реакции опор на всех передачах, действующие в
вертикальной и горизонтальной плоскостях и геометрически их складывают.
3. Строят эпюры изгибающих моментов и определяют наибольшие
изгибающий и крутящий моменты.
4. Определяют напряжение от изгиба и кручения в сечении:
,
где: d – диаметр вала в рассчитываемом сечении;
для шлицованных валов принимается внутренний диаметр шлицов.
Для валов изготовленных из хромоникелевых сталей, допустимое напряжение σ = 2500-4000 кг/см2, где меньший предел – для длинных валов, больший – для коротких.
5. Определяют стрелу прогиба и угол переноса зубчатого колеса под
нагрузкой в двух плоскостях: в вертикальной, проходящей через ось вала, и перпендикулярной к ней – горизонтальной. По величине прогиба и углу переноса оценивают жесткость вала.
Допустимыепрогибы валов:
Ув – вертикальное смещение (0,05-0,1) мм;
Уг – горизонтальное смещение (0,1-0,15) мм.
Суммарный прогиб равен:
У = 
0,2 мм.
Допустимое значение перекоса зубчатых колес:
θв - в вертикальной плоскости 0,002 рад
θг – в горизонтальной плоскости 
0,002 рад.
6. Длинные валы коробок передач проверяются на скручивание.
Допустимый угол скручивания равен 0,25-0,35о на 1 пог.м вала.
7. Шлицы валов рассчитывают на смятие по общеизвестным формулам. Допустимое напряжение принимают на смятие для подвижных шлицевых соединений 700-1000 кг/см2; для неподвижных1200-2000 кг/см2. Расчет валов подробно рассматривался при прохождении предмета ''Детали машин''.
Подбор подшипников
Подшипники коробки передач подбираются по коэффициенту работоспособности.
Расчет подшипников и их подбор подробно рассматривался при прохождении предмета ''Детали машин''.
Определив коэффициент работоспособности, по ГОСТ подбирают подшипники.
По нормам долговечность подшипников коробок передач составляет:
для легковых автомобилей – 100 000 км;
для грузовых автомобилей - 160 000 км.
Расчет картеров коробок передач производят, учитывая, что они должны иметь высокую жесткость; в соответствии с характером распределения усилий картеры снабжаются ребрами жесткости.
При конструировании картера должны быть обеспечены достаточные зазоры между внутренними поверхностями картера и шестернями, так как в противном случае возрастают потери на перебалтывание масла.
Картеры коробок передач изготовляют из серого чугуна СЧ 15-32 СЧ 21-40 или ковкого чугуна КЧ 18-38. Применяют также картеры из алюминиевого или магниевого сплава.
Для ползунков и вилок переключения применяют углеродистые стали 20, 35 45.
4.4.3. Расчет главных передач
Главная передача служит для увеличения крутящего момента на ведущих колесах и передачи его к полуосям под прямым углом.
Увеличивая передаточное число силовой передачи на постоянную величину, главная передача обеспечивает:
согласование скоростной характеристики двигателя с тягово-динамической характеристикой автомобиля на расчетной (обычно прямой) передаче в коробке передач, в частности, получение при данных оборотах двигателя требуемой максимальной скорости автомобиля;
изменение крутящего момента, как по величине, так и по направлению его действия при передаче энергии от двигателя, расположенного вдоль продольной оси автомобиля к колесам под углом 90о;
уменьшение крутящего момента в агрегатах трансмиссии, стоящих до
главной передачи, что способствует уменьшению веса и габаритов последних.
В связи с тем, что автомобильные двигатели являются высокооборотными, редукторы главной передачи с большим передаточным числом имеются на всех современных автомобилях независимо от типа и компоновки их трансмиссии.
По числу и месту редукторов главные передачи разделяются на четыре вида:
мостовые центральныепередачи, представляющие собой центральный (межколесный) редуктор, установленный в средней части моста: к этому виду относятся (Зил-131, Урал-375, Урал-4320, КамАЗ-740, КрАЗ-255Б(260);
мостовые разнесенныепередачи, состоящие из одного центрального и двух конечных бортовых или колесных редукторов (БТР-60П и др.);
бортовыепередачи, состоящие из одного центрального межбортового редуктора и нескольких колесных бортовых редукторов, расположенных около каждого ведущего колеса (''Колхида'' и др.);
раздельно-бортовыепередачи, состоящие только из конечных бортовых и колесных редукторов (Зил и др.).
Мостовые центральные передачи классифицируются по следующим признакам:
по числу ступеней – на одноступенчатые (односкоростные) и двухступенчатые (двухскоростные), последние иногда применяются на седельных тягачах и грузовых автомобилях большой грузоподъемности, полезная нагрузка которых изменяется в широких пределах;
по числу пар шестерен, находящихся в зацеплении, - одинарные и двойные.
Одинарные передачи, в свою очередь, в зависимости от вида зацепления зубчатых колес могут быть конические с прямым или спиральным зубом – КрАЗ-255Б(260), гипоидные и червячные.
Двойные передачи обычно представляют собой сочетание конической или гипоидной пары с парой цилиндрических зубчатых колес.
По взаимному расположению валов и шестерен они делятся на непроходные передачи и проходные. На входе передач с непроходным ведущим валом обычно устанавливается коническая пара, а на выходе – цилиндрическая с ведомой шестерней, прикрепленной к корпусу межколесного дифференциала. В передачах с проходным валом первая пара шестерен может быть или конической (Урал-375) или цилиндрической.
К основным требованиям, предъявляемым к ведущему мосту, относятся:
высокая надежность для заданных мощности и полной массы автомобиля (автопоезда);
возможность получения необходимых передаточных чисел, соответствующих оптимальным динамическим и экономическим характеристикам семейства автомобилей при высокой степени унификации;
небольшие габаритные размеры для возможности удобной компоновки на автомобиле и получения небольшого дорожного просвета;
минимальная масса неподрессоренных частей;
по возможности полное использование тяговых усилий при различных коэффициентах сцепления колес ведущих мостов;
бесшумная работа;
отсутствие пульсации угловой скорости при передаче крутящего
момента к ведущим колесам;
высокий и малоизменяющийся КПД при различных нагрузках и
частоте вращения;
достаточная прочность и жесткость балки моста для восприятия
усилий, передаваемых между колесами и подвеской;
ремонтопригодность;
технологичность.
Дата публикования: 2014-11-04; Прочитано: 1327 | Нарушение авторского права страницы | Мы поможем в написании вашей работы!
