КАТЕГОРИИ: Архитектура-(3434)Астрономия-(809)Биология-(7483)Биотехнологии-(1457)Военное дело-(14632)Высокие технологии-(1363)География-(913)Геология-(1438)Государство-(451)Демография-(1065)Дом-(47672)Журналистика и СМИ-(912)Изобретательство-(14524)Иностранные языки-(4268)Информатика-(17799)Искусство-(1338)История-(13644)Компьютеры-(11121)Косметика-(55)Кулинария-(373)Культура-(8427)Лингвистика-(374)Литература-(1642)Маркетинг-(23702)Математика-(16968)Машиностроение-(1700)Медицина-(12668)Менеджмент-(24684)Механика-(15423)Науковедение-(506)Образование-(11852)Охрана труда-(3308)Педагогика-(5571)Полиграфия-(1312)Политика-(7869)Право-(5454)Приборостроение-(1369)Программирование-(2801)Производство-(97182)Промышленность-(8706)Психология-(18388)Религия-(3217)Связь-(10668)Сельское хозяйство-(299)Социология-(6455)Спорт-(42831)Строительство-(4793)Торговля-(5050)Транспорт-(2929)Туризм-(1568)Физика-(3942)Философия-(17015)Финансы-(26596)Химия-(22929)Экология-(12095)Экономика-(9961)Электроника-(8441)Электротехника-(4623)Энергетика-(12629)Юриспруденция-(1492)Ядерная техника-(1748) |
Тормозной привод: механический, гидравлический, пневматическийэлектрический, комбинированный Схема (а) и статическая характеристика (б) барабанного тормозного механизма с гидравлическим приводом с равными приводными силами и односторонним расположением опор: 1-первичная колодка; 2-вторичная колодка; 3-тормозной цилиндр. Для этого тормозного механизма характерным является следующее. Приводные силы P1 и P2, прижимающие колодки 1 и 2 к барабану равны (P1=P2), так как площади поршней тормозного цилиндра 3 одинаковы. Нормальные реакции барабана N1 b N2 на колодки не равны между собой (N1>N2). Момент, создаваемый силой трения F1 и действующий на колодку 1, совпадает по направлению с моментом приводной силы P1, вследствие чего колодка захватывается барабаном, а сила трения F1 способствует прижатию колодки к барабану. Момент силы трения F2, действующий на колодку 2, противоположен по направлению моменту приводной силы P2, и поэтому сила трения F2 препятствует прижатию колодки 2 к тормозному барабану. Колодка 1 называется первичной (активной, самоприжимной), а колодка 2 – вторичной (пассивной, самоотжимной). Первичная колодка нагружается больше, чем вторичная. При вращении колеса в противоположную сторону функции колодок изменяются и колодка 2 работает кА первичная, а колодка 1 – как вторичная. Тормозной момент, создаваемый тормозным механизмом:
Мтор=(F1+F2)rб
Mтор=µ(N1+N2)rб,
Из условия равновесия тормозящего колеса имеем: P1(a+c)+ F1rб-N1a=0 – для первичной колодки; P2(a+c)+ F2rб-N2a=0 – для вторичной колодки.
P1=N1 ; P2=N2 ;
При служебных торможениях давление жидкости в тормозном приводе лежит в пределах 4...10 МПа. В случае экстренного торможения давление жидкости может до 15 МПа и выше. Усилие на педали можно вычислить исходя из максимального давления в
приводе:
где pґж - давление жидкости в приводе при экстренном торможении; dг.ц -диаметр главного цилиндра; uп.п - передаточное число педального привода (uп.п =а/b); зп.п - коэффициент полезного действия привода (зп.п = 0,92...0,95). При этом усилие, создаваемое рабочим цилиндром на тормозные колодки
С какой целью проводят стендовые испыт.агрегатов, мех-ов, и ав-ей в целом Стендовые испытания агрегатов, механизмов и автомобилей в целом проводятся с целью получения данных для расчёта каких-либо характеристик (мощностных, экологических и др.) или с целью проверки соответствия тому, что указано в паспорте агрегата, автомобиля. С какой целью проводят дорож.,эксплуат, заводские и госуд.испыт.ав-ей. Заводские и государственные испытания (государственный контроль) автомобилей, как и техосмотр, проводятся с целью проверки соответствия ГОСТам и стандартам. Проверяется экологичность и техническое состояние. Расчетные режимы и обоснование их выбора Для расчёта отдельных узлов и агрегатов автомобиля могут быть использованы разные расчётные режимы. Важно правильно оценить эти режимы для обоснованного выбора применительно к поставленной задаче. Трансмиссия. На основании анализа нагрузочных режимов трансмиссии могут быть установлены расчётные режимы. Первый расчётный режим – по максимальному моменту двигателя
M=(Mт)max*I,
где M – момент на валу трансмиссии, соответствующий максимальному моменту двигателя; (Mт)max – максимальный момент двигателя; I – передаточное число, считая от вала двигателя до соответствующего вала трансмиссии. Второй расчётный режим – по максимальному сцеплению ведущих колёс с грунтом цmax. Третий расчётный режим – по максимальной динамической нагрузке, имеющей место при резком включении сцепления. Четвёртый расчётный режим – принимается по действительным эксплуатационным нагрузкам (расчёт на выносливость). Тормоза. Выбор расчётного режима для тормозов должен предусматривать возможность торможения автомобиля с наибольшей эффективностью, что может быть достигнуто в случае полного использования силы сцепления заторможенных колёс с дорогой до юза или состояния близкого к юзу. В качестве расчётного режима для расчёта на прочность деталей тормозов и тормозных приводов (барабаны, колодки и их опоры, привод к разжимным кулакам и другие) принимаются максимальные силы, приложенные к соответствующим деталям.
Расчет сцепления на износ Требуемое нажимное усилие на поверхностях трения вычисляется по формуле
где b - коэффициент запаса сцепления, принимаем b = 1,5; m - коэффициент трения, принимаем m = 0,3; i – число поверхностей трения, у однодискового сцепления i = 2 Удельное давление на фрикционные накладки
Величина q оказывает существенное влияние на интенсивность износа накладок и не должна превышать рекомендуемых значений (0,15…0,25 МПа) Для расчета работы буксования используют формулы, базирующиеся на статической обработке экспериментальных данных. Для практических расчетов может быть использована следующая формула
где Ja – приведенный момент инерции автомобиля, Н×м×с2; wе – угловая скорость вращения коленчатого вала, с-1; Мy - момент сопротивления движению автомобиля, приведенный к коленчатому валу двигателя, Н×м Момент инерции Ja определяют по формуле
где ik и i0 – передаточные числа коробки перемены передач и главной передачи, по заданию ik = 3,8 и i0 = 4,4; ma – полная масса автомобиля, по заданию ma = 1650 кг r - радиус колеса =0,38 Угловая скорость коленчатого вала двигателя при максимальной скорости
Угловая частота вращения коленчатого вала двигателя в момент включения сцепления
Приведенный момент сопротивления движению
где y - коэффициент суммарного сопротивления дороги = 0,04 hтр – коэффициент полезного действия трансмиссии =0,93 Расчет работы буксования Удельная работа буксования
Массу нажимного диска находим из формулы
где g - доля теплоты, приходящаяся на рассчитываемую деталь, g = 0,5; с – удельная массовая доля чугуна, с = 481,5 (Дж/(кг×град)) Исходя из массы диска и плотности материала определим толщину нажимного диска. Р - плотность материала (чугун) = 7400кг/м.куб
5. РАСЧЕТ ЗУБЬЕВ ШЕСТЕРЕН 5.1 Выбор расчетного момента Шестерни коробки передач работают на неустановившихся режимах, так как воспринимают действие переменных нагрузок в результате непрерывного изменения сопротивлений движению автомобиля. В результате этого напряжения изгиба в основании зубьев шестерен и контактные напряжения изменяются по величине в широком диапазоне. Поэтому для оценки прочности и долговечности шестерен КПП важно правильно выбрать расчетный момент. Первый расчетный режим (по максимальному моменту двигателя): Мр = М е mах × , (8) где М е mах ─ максимальный крутящий момент двигателя, Н× м; ─ передаточное число от двигателя до ведущей шестерни рассматриваемой передачи. Второй расчетный режим (по максимальному сцеплению ведущих колес с дорогой и приведенный к трансмиссии): , (9) где S RZ ─ сумма нормальных реакций на ведущих колесах автомобиля, Н; j mах ─ максимальный коэффициент сцепления шины с дорогой, j =0,7...0,9; UK, . ─ передаточные числа коробки передач, дополнительной коробки, главной передачи; r k ─ радиус колеса. Третий расчетный режим (по максимальным динамическим нагрузкам): M p = M e max × K д, (10) где Кд ─ коэффициент динамичности. Кд = 1,5...2,0 для легковых автомобилей и автобусов; Кд = 2.0...2,5 для грузовых автомобилей; Кд = 2,5...3,0 для автомобилей высокой проходимости.
5.2 Расчет зубьев шестерен на прочность
Прочность шестерен оценивают по напряжениям изгиба в опасном сечении их зубьев. Напряжение изгиба определяется по формуле: для прямозубых шестерен , (11) для косозубых шестерен , (12) окружное усилие , (13) где М р ─ момент, рассчитанный по формуле (8, 9 или 10), Н× м; z ─ число зубьев ведомой шестерни; m = ─ торцовый модуль, мм. Для прямозубых шестерен рабочая ширина зуба b равна ширине венца, для косозбых равна . Коэффициент формы зуба у определяют по табл.3 Приложения, для прямозубых шестерен по числу зубьев z, а для косозубых по приведенному числу зубьев. . Вычисленные напряжения сравниваются с допускаемыми (табл.5 Приложения) для соответствующих передач.
5.3 Расчет зубьев шестерен на износ На общий срок службы шестерен оказывают влияние усталость материала в основании зубьев, интенсивность контактных напряжений в полюсе зацепления, жесткость конструкции валов и их опор. Износостойкость шестерен оценивают по величинам контактных напряжений: , (14) где a ─ угол зацепления равный 20о;Е = 2×1011 Н /м 2 ─ модуль упругости I рода, ─ длина линии контакта зубьев, выбирается как в формуле (4); Р ─ окружное усилие, определяемое по формуле (13). В формуле (13) величина расчетного момента: М р = k× М е mах× k, (15) где k ─ коэффициент использования максимального крутящего момента двигателя. Для грузовых автомобилей k = 0,5; для легковых автомобилей k = 0,6...0,7. r1, r2 ─ радиусы начальных окружностей ведущей и ведомой шестерен (знак плюс для внешнего, минус ─ для внутреннего зацепления), м: (для прямозубых шестерен); (для косозубых шестерен). (16) Результаты расчета контактных напряжений сравниваются с допускаемыми величинами из табл. 5 приложения, вычисленными при значении коэффициента использования момента двигателя равным 0,5. Марка стали шестерен выбирается с учетом типа автомобиля. Для шестерен КПП легковых и грузовых автомобилей, грузоподъемностью до 2,0 т применяют сталь 45, 15 ХА, 15ХГНТ, 20Х, 30ХГТ, 35Х, 40Х, 40ХНМА с цианированием, для шестерен автобусов и грузовых автомобилей грузоподъемностью свыше 2 т применяют сталь 12ХНЗА, 12Х2Н4А, 18ХГТ, 18ХНВА с последующей цементацией. Расчет считается удовлетворительным, если контактные напряжения не превышают максимальных напряжений табл.5 приложения и не ниже, чем на 5...10 % минимальных значений.
Дата добавления: 2015-06-29; Просмотров: 862; Нарушение авторских прав?; Мы поможем в написании вашей работы! Нам важно ваше мнение! Был ли полезен опубликованный материал? Да | Нет |