Силовой расчет трансмиссии автомобиля

8. Силовой расчет трансмиссии автомобиля.

Трансмиссия автомобиля (рис. 1) включает в себя фрикционную муфту сцепления 3, коробку перемены передач 4, главную передачу 5 заднего моста, дифференциал 6 и полуоси 7.

Коробка перемены передач состоит из двух пар шестерен: первая пара с числом зубьев Z₁ и Z₂, вторая пара с числом зубьев Z₃ и Z₄.

Шестерня Z₂ – подвижная по промежуточному валу и может выходить из зацепления с Z₁. Прямая передача может включаться с помощью кулачковой муфты при разъединении шестерен Z₁ и Z₂.

Передаточное отношение коробки перемены передач вычисляется по выражению:

i_p = i₁*i₂.

Передаточное отношение первой зубчатой пары

i₁ =Z₂ / Z₁,

а второй i₂ =Z₄ / Z₃, т.е. i_p = (Z₂ / Z₁) * (Z₄ / Z₃).

i_p =(60/20)*(100/25)=12

Передаточное отношение конических шестерен главной передачи:

i_к =Z₆ / Z₅. i_к =80/20=4

Общее передаточное отношение

i_общ =i_р * i_к .

i_общ =12*4=48

Частота вращения выходного вала коробки передач

П_вых = П_g / i_p; а ведомого вала П_ведом = П_вых / i_к.

П_вых =2500/12=208,33 об/мин П_ведом =208,33/4=52,08 об/мин

Крутящий момент на ведомом валу:

М_кр=М_ведом=М_g*i_общ.

М_кр=0*48=0

М_кр=-0,00019*48=-0,00912

М_кр=-0,00019*48=-0,00912

М_кр=0,00012*48=0,00576

М_кр=0,00024*48=0,01152

М_кр=0,00015*48=0,0072

М_кр=0*48=0

М_кр=-0,00017*48=-0,00816

М_кр=-0,0003*48=-0,0144

М_кр=-0,0002*48=-0,0096

М_кр=0*48=0

М_кр=0,00005*48=0,0024

М_кр=0*48=0

М_кр=-0,00104*48=-0,04992

М_кр=-0,00113*48=-0,05424

М_кр=-0,00103*48=-0,04944

М_кр=-0,00071*48=-0,03408

М_кр=-0,00039*48=-0,01872

М_кр=0*48=0

М_кр=0,00036*48=0,01728

М_кр=0,00052*48=0,02496

М_кр=0,0003*48=0,0144

М_кр=-0,00019*48=-0,00912

М_кр=-0,00019*48=-0,00912

М_кр=0*48=0

9. Прочностной расчет узлов и деталей двигателя

9.1 Поршень

Поршень рассчитывается на сжатие от силы давления газов Р_г по наименьшему сечению, расположенному выше поршневого пальца, на удельное давление тронка, на прочность днища, а поверхность опорных гнезд пальца (бобышек) проверяется на наибольшее удельное давление (рис. 7).

Напряжение сжатия определяется из выражения:

s_сж = Р_г/F_min £ [s_сж] Н/мм²,

где F_min – наименьшее сечение поршня над пальцем (в большинстве конструкций проходит по канавке последнего кольца), мм².

F_min= (π*Д² / 4)- (π*Д₁² / 4)= π / 4*( Д²- Д₁²)

Д₁=Д-(0,05…0,07)*Д=Д*(1-0,06)=82*0,94=77,08 мм

F_min=3,14/4*(82²-77,08²)=614,4 мм²

т.к. Р_г = Р_г^max * (π*Д² / 4);

P_г=5*(3,14*82²/4)=26391,7 Н.

s_сж =263917/614,4=42,96 Н/мм² £ [s_сж]

Допустимое напряжение для поршней из алюминиевых сплавов [s_сж] = 50,0 … 70,0 Н/мм², и для стальных [s_сж] = 100 Н/мм².

Расчет тронка поршня на удельное давление и определение длины направляющей части производится по формуле

L_p = P_{н. max} / Д*к,

где P_{н. max} = (0,07…0,11) P_г; [к] = 2…7 кг/см².

L_p =0,09*26391,7/(8,2*5)=57,933

Днище поршня рассчитывается на изгиб. При плоском днище условие прочности (максимально-допустимое напряжение изгиба) имеет вид

s_и = P_{г. max} / 4d² £ [s_и],

где d - толщина днища поршня, мм.

Допустимое напряжение на изгиб днищ для алюминиевого поршня

[s_и] = 70 н/мм², а для стальных - [s_и] = 100 н/мм².

При проектировании пользуются эмпирическими зависимостями, установленными практикой.

Толщина днища алюминиевых поршней d = (0,1 … 0,12) Д и стальных (0,06 … 0,1) Д.

Для алюминиевых: s_и = 26391,7/ 4*(0,12*82)² =68,14£ [s_и]

Для стальных: s_и = 26391,7 / 4*(0,1*82)²=98,125 £ [s_и]

Толщина стенки поршня за кольцами принимается равной (0,05 … 0,07) Д;

Общая длина поршня L = (1,2 … 1,8)S,

Где S – ход поршня, S = 2R, [мм] S=2*75=150 мм

Расстояние от нижней кромки поршня до оси пальца

С = (0,7 … 1,2) Д. С=0,9*82=73,8

Поверхность опорных гнезд пальца (бобышек) проверяется на наибольшее удельное давление.

Р_max = (P_{г. max} /d_п )* l_п, н/мм²

Где d_п – наружный диаметр поршнего пальца, мм, d_п / Д = 0,4.

d_п=0,4*Д=0,4*82=32,8 мм

l_п – длина гнезд пальца, мм, l_п = 2 d_п .

l_п=2*32,8=65,6 мм

Р_max =(5/32,8)*65,6=10 н/мм²

Допускаемые удельные давления составляют [р] = 20 … 40, н/мм²

9.2 Поршневой палец

Поршневой палец проверяется по наибольшему давлению сгорания Р_{г. max} = Р₄ на изгиб и на срез.

Палец рассматривается как балка с равномерно распределенной нагрузкой и концами, лежащими на опорах.

Изгибающий момент относительно опасного сечения I –I:

М_и = P_г/2 (L/2 - а/4), Н*мм,

Где L – расстояние между опорами, мм,

L = Д – d_п=82-32,8=49,2 мм

а – длина подшипников верхней опоры шатуна, мм,

а = d_п=32,8мм

Следовательно:

М_и = 26391,7/2(49,2/2 – 32,8/4)=216406,2 Н*мм

Напряжение изгиба

s_и = М_и / W_и , н/мм² ; £ [s_и],

где W_и – момент сопротивления изгибу

W_и = 0,1 * ((d⁴_п – d⁴_в) / d _п), мм³,

Где d_в – внутренний диаметр поршневого пальца, мм; d_в = 0,5*d_п d_в=0,5*32,8=16,4 мм

W_и =0,1*((32,8⁴-16,4⁴)/32,8)=3308,208 мм³

s_и =216406,2/3308,208=65,415 н/мм² ; £ [s_и],

[s_и] = 120 н/мм² для углеродистой стали.

Срезывающие напряжения пальца s_ср = P_г / 2F < [s_ср]

F – поперечное сечение пальца, мм²,

F = (π/4) * (d²_п – d²_в)=(3,14/4)*(32,8²-16,4²)=633,4 мм²

s_ср =216406,2/(2*633,4)=170,83 Н/мм²< [s_ср]

[s_ср] = 500…600 Н/см².

Литература

1.  Е.Росляков, И.Кравчук, В.Гладкевич, А.Дружинин. «Энергосиловое оборудование систем жизнеобеспечения». Учебник – СПб: Политехника, 2004. – 350 с.: ил.

2.  «Многоцелевые гусеничные и колесные машины.» Под ред. Акад., докт. техн. наук,проф. Г.И.Гладкова – М: Транспорт, 2001. – 214 с.

3.  Скойбеда А.Т. и др. «Детали машин и основы конструирования.» Учебник М:, Высшая школа, 2000. – 584 с.