Описание кинематической схемы трансмиссии

1.2.1 Описание сцепления

Сцепление автомобиля однодисковое, сухое, фрикционного типа, с диафрагменной пружиной, помещённой между нажимным диском и кожухом сцепления, прикреплённом к маховику шестью. Картер сцепления крепится четырьмя винтами к двигателю. Крутящий момент от двигателя передаётся через маховик и нажимной диск на ведомый диск сцепления, а от него через пружины демпфера, ступицу ведомого диска и шлицевое соединение – ведущему валу коробки передач.

При нажатии на педаль муфта выключения, перемещаясь вместе с подшипником в сторону маховика, давит через опорный фланец, к которому приклеено фрикционное кольцо, на лепестке диафрагменной пружины. При этом наружная кромка пружины, перемещаясь в обратном направлении, отходит от кольцевого выступа на нажимном диске и через фиксаторы отводит его от ведомого диска, освобождая последний от крутящего момента двигателя.

Привод выключения сцепления – гидравлический, включает в себя главный и рабочий цилиндры, трубопроводы, резервный бачок и рычаги.

Гидравлическая система заправляется жидкостью для гидравлических тормозов, которую нельзя длительное время держать открытой, поэтому пробка бачка снабжена гофрированной прокладкой, предотвращающей контакт жидкости с атмосферным воздухом.

1.2.2 Описание конструкции коробки передач

Коробка передач механическая, 5 ступенчатая, 3х-ходовая с синхронизаторами на всех передачах переднего хода.

Коробка передач имеет 3 вала: первичный, вторичный и промежуточный. Все механизмы находятся в чугунном картере являющимся и масляной ванной. Передним фланцем коробка передач крепится к картеру сцепления.

Первичный вал установлен на двух шарикоподшипниках. Вторичный вал также имеет две опоры. Передняя опора состоит из 14 роликов, расположенных в первичном валу и застопоренных проволочным пружинным кольцом. Промежуточный вал лежит в двух шарикоподшипниках.

Основной деталью синхронизатора является ступица, которая внутренними шлицами посажена на вторичный вал. На наружные шлицы ступицы установлена муфта синхронизатора. Кроме того, механизм синхронизатора имеет 2 бронзовых блокирующих кольца с зубчатым венцом. Внутренняя поверхность колец – конусная, служит для соединения с коническими поверхностями шестерен включенных передач.

Зубья шестерён передач переднего хода – косозубые, с постоянным зацеплением, а заднего хода – прямые.

1.2.3 Описание конструкции карданной передачи

Крутящий момент от коробки передач к заднему мосту передаётся карданной передачей, включающей в себя два трубчатых вала, соединённых между собой карданом. Передний карданный вал соединён с ведомым валом коробки передач через эластичную муфту и фланец, перемещающийся вдоль карданного вала на шлицах, задний конец переднего вала установлен в прикреплённой к поперечине упругой опоры с шариковым подшипником. Промежуточная опора поддерживает среднюю часть карданной передачи и поглощает её вибрацию. Задний карданный вал, оканчивающийся приваренными к нему карданными вилками, соединён через кардан и фланец с задним мостом. Карданы позволяют передавать крутящий момент к заднему мосту, несмотря на его колебания из-за неровности дороги.

1.2.4 Описание конструкции ведущего моста

Задний мост с полуразгруженными полуосями; колеса прикреплены непосредственно к полуосям, которые подвергаются изгибу от веса автомобиля и кручению при передаче крутящего момента.

Полуоси имеют фланцы для крепления колёс. Опорами полуосей являются: внутри – шестерни полуосей дифференциала, снаружи – шариковые подшипники во фланцах балки заднего моста.

Главная передача – гипоидная, ведущая шестерня установлена на двух конических роликоподшипниках с помещённой между ними распорной втулкой.

Коробка дифференциала установлена на двух конических роликовых подшипниках, регулируемых специальными гайками. С помощью этих гаек

осуществляется также поперечное смещение ведомой конической шестерни с тем, чтобы отрегулировать боковой зазор между зубьями ведущей и ведомой шестерни.

Ведущая и ведомая шестерни спарены по контакту и шуму.Кинематическая схема трансмиссии проектируемого автомобиля представлена на рис. 1.1.

Рис. 1.1 - Кинематическая схема трансмиссии

2 АНАЛИЗ ТЯГОВО-СКОРОСТНЫХ ХАРАКТЕРИСТИК ПРОЕКТИРУЕМОГО АВТОМОБИЛЯ

Задача тягового расчета – определить максимальную мощность двигателя и передаточных чисел трансмиссии, которые обеспечивают заданные показатели тягово-скоростных свойств.

2.1 Определение максимальной мощности двигателя

Потребную мощность двигателя Nv (кВт) для движения автомобиля с максимальной скоростью определяем из уравнения:

где g = 9,81 м/с² – ускорение свободного падения.

Лобовую площадь F (м²) вычисляем по формуле:

, м²

где - коэффициент заполнения лобовой площади АТС.

Максимальную мощность двигателя N_max определяем по величине N_V.

где n_V – частота вращения коленчатого вала в режиме максимальной скорости движения автомобиля;

n_N – частота вращения коленчатого вала двигателя при теоретически максимальной мощности.

При выбранном отношении n_V/n_N=1.125 максимальная мощность двигателя N_emax=133,08кВт.

2.2 Построение внешней скоростной характеристики двигателя

Для построения внешней скоростной характеристики поршневого двигателя внутреннего сгорания используют эмпирическую формулу, позволяющую по известным координатам одной точки скоростной характеристики (Nemax и n_N) воспроизвести всю кривую мощности:

где А₁=1 и А₂=1 – эмпирические коэффициенты, характеризующие тип двигателя внутреннего сгорания. Для карбюраторных двигателей эти коэффициенты равны единице.

Определив N_e для принятых значений n, вычисляют соответствующие величины крутящего момента двигателя M_e (Нм):

Результаты расчетов сводим в таблицу 2.1 и строим по ним внешнюю скоростную характеристику двигателя (рис. 2.1).

Таблица 2.1 - Значения мощности и крутящего момента двигателя

Параметры	Значения параметров
n, об/мин
n/nmax	0.25	0.375	0.5	0.625	0.75	0.875		1.125
(n/nmax)^2	0.063	0.141	0.25	0.391	0.563	0.766		1.266
n/nmax^3	0.016	0.053	0.125	0.244	0.422	0.67		1.424
Nе, кВт	39.51	61.604	83.178	102.67	118.52	129.18	133.08	128.667
Ме, Н·м	377.318	392.212	397.17	392.21	377.31	352.49	317.74	273.059

Рис. 2.1 – Внешняя скоростная характеристика двигателя

2.3 Определение передаточных чисел трансмиссии

Передаточное число главной передачи U₀ рассчитываем по формуле:

где r_к= 0.35– радиус качения колеса, м;

U_кв=0,84 – передаточное число коробки передач на высшей передаче.

Передаточное число первой ступени коробки передач U_к1 найдем из условия преодоления максимального суммарного дорожного сопротивления ψ_max, считая, что динамический радиус колеса равен статическому.

Определим передаточное число первой передачи из условия обеспечения устойчивости минимальной скорости движения автомобиля V_min в диапазоне скоростей 5…8 км/ч при устойчивой частоте вращения коленчатого вала двигателя n_min

Из полученных значений передаточного числа коробки передач на первой передаче выбираем большее. .

Передаточные числа промежуточных передач определим по формуле:

где p – число передач;

y – порядковый номер передачи.

; ; .

2.4 Построение динамической характеристики

Динамическая характеристика рассчитывается по теоретическим значениям передаточных чисел, полученным в предыдущем пункте. При её расчёте для каждой передачи коробки передач и текущих значений частоты вращения вала двигателя определяем:

- скорость движения автомобиля – V, км/ч:

- силу тяги на колесах – P_к, Н:

- силу сопротивления воздуха – P_w, Н:

- динамический фактор – D:

Результаты расчёта вносим в таблицу 2.2, по данным которой построим динамическую характеристику проектируемого автомобиля (рис. 2.2). На этом графике также необходимо построить зависимость коэффициента суммарного дорожного сопротивления от скорости движения автомобиля ψ_V=f (V).

Рис. 2.2 - Динамическая характеристика

Таблица 2.2 - Результаты расчетов силового баланса и динамической характеристики
	Пареметры	Значение параметров
	n, об/мин
	Ме, Н·м	377.318	392.212	397.17	392.21	377.31	352.49	317.74	273.05
	Uк1=3,267	V, км/ч
	Pк, Н	16003.001	16634.698	16845.26	16634.69	16003.00	14950.172	13476.211	11581.11
	Pw, Н	8.602	19.354	34.408	53.762	77.418	105.374	137.632	174.19
	D	0.466	0.484	0.49	0.483	0.464	0.432	0.388	0.332
	Uк2=2.202	V, км/ч	11.87	17.805	23.74	29.676	35.611	41.546	47.481	53.416
	Pк, Н	10785.323	11211.059	11352.97	11211.05	10785.32	10075.762	9082.377	7805.168
	Pw, Н	18.938	42.611	75.752	118.363	170.443	231.992	303.009	383.496
	D	0.314	0.325	0.328	0.323	0.309	0.287	0.256	0.216
	Uк3=1.484	V, км/ч	17.613	26.419	35.225	44.032	52.838	61.645	70.451	79.257
	Pк, Н	7268.836	7555.764	7651.406	7555.764	7268.836	6790.623	6121.125	5260.342
	Pw, Н	41.694	93.811	166.776	260.587	375.245	510.75	667.102	844.301
	D	0.21	0.217	0.218	0.212	0.201	0.183	0.159	0.129
	Uк4=1	V, км/ч	26.133	39.2	52.267	65.333	78.4	91.467	104.533	117.6
	Pк, Н	4898.878	5092.255	5156.713	5092.255	4898.878	4576.583	4125.371	3545.24
	Pw, Н	91.793	206.534	367.172	573.706	826.136	1124.463	1468.686	1858.806
	D	0.14	0.142	0.139	0.132	0.119	0.101	0.077	0.049
	Uк5=0.84	V, км/ч	31.111	46.667	62.222	77.778	93.333	108.889	124.444
	Pк, Н	4115.057	4277.494	4331.639	4277.494	4115.057	3844.33	3465.311	2978.002
	Pw, Н	130.092	292.707	520.368	813.075	1170.828	1593.627	2081.472	2634.362
	D	0.116	0.116	0.111	0.101	0.086	0.066	0.04	0.01

3 Расчет трансмиссии проектируемого автомобиля на прочность и долговечность

3.1 Определение нагрузочных режимов трансмиссии для расчёта на прочность

Для определения нагрузочных режимов принято следующее допущение: сцепление не пробуксовывает. Пробуксовывать могут только колёса. Поэтому выбор нагрузочного режима сводится к определению момента пробуксовки ведущих колёс и момента от двигателя. В трансмиссии реализуется только меньший из этих двух моментов.

Моменты на валах трансмиссии по максимальному моменту двигателя:

где М_е₁, М_е₃, М_е_4, М_е_5;6– крутящие моменты от двигателя соответственно на первичном, вторичном валах, корпусе дифференциала и полуосях;

-передаточное число шестерен постоянного зацепления;

u_к.н, u_г.п., – передаточные числа коробки передач (низшее) и главной передачи;

К_б – коэффициент блокировки дифференциала;

- КПД главной передачи и коробки передач.

Моменты на валах трансмиссии по максимальному моменту сил сцепления колёс с опорной поверхностью:

где u_к.н., u_{к. в.}, u_г.п. – передаточные числа коробки передач (высшее и низшее) и главной передачи.

- передаточное число шестерен 1-й передачи.

3.2 Определение нагрузочных режимов ходовой части на долговечность

Определим срок службы автомобиля в часах, исходя из того, что нормальная нагрузка, действующая на ходовую часть при равномерном движении автомобиля по микро профилю , при , по формуле:

где - пробег автомобиля, равный км;

- средняя скорость автомобиля, равная км/ч.

Получим:

Число циклов нагружения колеса определим по формуле:

млн. циклов.

Число циклов нагружения полуосей и дифференциала равно числу циклов нагружения колеса.

Определим число циклов нагружения каждого вала трансмиссии:

млн. циклов;

млн. циклов.

4 Расчет сцепления

Конструкция сцепления и его габариты определяются основными параметрами сцепления.

К ним относятся наружный и внутренний диаметр накладок число пар трения коэффициент запаса сцепления и расчетное значение прижатия пружин.

По этому расчет сцепления начинают с определения его основных параметров:

- суммарная сила прижатия накладок;

- коэффициент запаса сцепления;

- коэффициент. фрикционных накладок;

число поверхностей трения у 1-го дискового сцепления;

наружный диаметр накладок, м;

внутренний диаметр накладок, м.

Средний радиус трения:

Суммарное нажимное усилие пружин:

Ход нажимного диска принимаем по рекомендации 3 мм.

4.1Расчет диафрагменной пружины

Диафрагменные пружины (рис. 4.1) имеют нелинейную зависимость между силой и деформацией.

Рис. 4.1 - Расчетные параметры дифарагменной пружины

Упругие свойства диафрагменной пружины реализуются ее кольцевой частью, заключенной между наружным - D и внутренним - d диаметрами.

Лепестковая часть диафрагменной пружины служит для передачи усилия от выжимного подшипника и выполняет роль отжимных рычагов. В сцеплениях автомобилей целесообразно применять диафрагменные пружины, у которых отношение стрелы прогиба Н к толщине диска h находится в диапазоне . При этом номинальная сила N должна соответствовать прогибу Н, т.е. диафрагменная пружина при включенном сцеплении и неизношенных накладках должна находиться в плоском состоянии. С целью снижения усилия на педали изменение отношения рекомендуется ограничить диапазоном . Это позволяет также упростить основные расчетные зависимости.

В рекомендуемых выше пределах изменения и с точностью до 1 % величина h определяется по формуле:

где - номинальное нажимное усилие

- допустимые напряжения, МПа

h - толщина кольцевой части пружины, мм.

Допускаемые напряжения принимается близким или равными пределу текучести для сталей: 60С2А - = 1400 МПа; 60С2Н2А, 60С2ХА, 70СЗА - = 1600 МПа; 60С2ХФА, 65С2ВА - = 1700 МПа.