Проект муфты сцепления с разработкой корпуса

Детали.cdw

Курсовой проект ПЭТЛМ.docx

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РФ
ФГБОУ ВПО «СИБИРСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ НАУКИ И ТЕХНОЛОГИЙ ИМЕНИ АКАДЕМИКА М.Ф. РЕШЕТНЕВА»
Кафедра: Технологий и машин природообустройства
Курсовой проект по дисциплине: Проектирование лесных машин
Тема: Проект муфты сцепления с разработкой корпуса в сборе
-------------- Полетайкин В.Ф.
Рафейчик Дмитрий Сергеевич
Задание на курсовой проект4
Тягово-динамический расчет лесовозного автопоезда5
1 Расчет полного веса автопоезда5
2 Расчет мощности двигателя6
2.1 Движение нагруженного автопоезда на подъем при наихудших дорожных условиях6
2.2 Движение нагруженного автопоезда на подъем со средней скоростью7
2.3 Движение порожнего автопоезда с максимальной скоростью по горизонтальному участку пути7
3 Расчет внешней скоростной характеристики двигателя8
4 Расчет передаточных чисел трансмиссии тягача10
4.1 Передаточное число трансмиссии на низшей (первой) передаче10
4.2 Передаточное число трансмиссии на высшей передаче11
4.3 Диапазон трансмиссии12
4.4 Минимальное число передач в коробке переменных передач12
4.5 Показатель прогрессии12
4.6 Передаточное число главной передачи12
4.7 Передаточные числа коробки переменных передач13
4.8 Передаточные числа трансмиссии13
5 Расчет тяговой характеристики автопоезда13
1 Выбор основных параметров и размеров19
2 Определение размеров нажимных пружин20
4 Расчет показателей нагруженности сцепления21
5 Привод сцепления22
6 Расчет элементов конструкции сцепления на прочность23
Библиографический список25
Теоретический анализ эксплуатационных свойств необходим при испытаниях и доводке новых моделей автомобилей а также при выборе типа подвижного состава для удовлетворения требований эксплуатации.
Конструктивная сложность автомобиля и многообразие требований предъявляемых к ним не позволяют оценить их свойства одним универсальным критерием. Поэтому соответствие конструкции автомобиля условиям работы и эффективность их использования в конкретной обстановке оценивают по всему комплексу эксплуатационных свойств что позволяет изучить преимущества и недостатки принятых конструктивных решений.
В курсовом проекте выполнен расчет лесовозного автопоезда и его элементов трансмиссии.
Задание на курсовой проект
Тема конструктивной части – карданная передача
Максимальная скорость автопоезда кмч 95
Вес автомобиля кН 50
Вес груза приходящегося на автомобиль кН 48
Статический радиус ведущих колес м 054
Тягово-динамический расчет лесовозного автопоезда
1 Расчет полного веса автопоезда
где – вес автомобиля;
– вес груза приходящегося на автомобиль;
– вес груза приходящегося на прицеп;
Значения и принимаются по заданию на курсовое проектирование. Для расчета и используются эмпирические формулы:
где – коэффициент распределения нагрузки между тягачом (автомобилем) и прицепом;
– коэффициент снаряженный массы прицепа. Числовые значения коэффициентов и принимаем по рекомендациям тогда:
2 Расчет мощности двигателя
Для обоснованного выбора потребной мощности двигателя рассматривают три варианта условий движения автопоезда:
2.1 Движение нагруженного автопоезда на подъем при наихудших дорожных условиях
Угол подъема пути α=10;
Скорость движения автопоезда V=5 кмч;
Коэффициент сопротивления качению f=014;
Мощность двигателя для рассматриваемого случая движения определяется по формуле:
где – касательная сила тяги;
– КПД трансмиссии принимаем ;
– коэффициент увеличения расчетного значения мощности
Касательную силу тяги определяют из уравнения тягового баланса. Для данного случая движения оно имеет следующий вид:
Подставив значения получим:
В результате рассмотрения данного варианта определили первое значение мощности двигателя.
2.2 Движение нагруженного автопоезда на подъем со средней скоростью
α=3 ; V=25 кмч ; f=003.
Касательная сила тяги PK и мощность двигателя определяется по формулам (2) (3). Тогда:
В результате получили второе значение мощности двигателя.
2.3 Движение порожнего автопоезда с максимальной скоростью по горизонтальному участку пути
Так как V=Vmax > 30 кмч необходимо при расчете касательной силы тяги учитывать сопротивление воздушной среды – PW. Вследствие этого уравнение тягового баланса для рассматриваемого варианта принимает вид:
Сопротивление воздушной среды определяется по формуле:
где Δ – коэффициент учитывающий сопротивление воздушной среды от прицепа;
m – коэффициент учитывающий форму кабины;
B H – соответственно ширина и высота кабины м;
KW – коэффициент обтекаемости.
Значения V B и H принимать по заданию на курсовой проект: V=95 кмч B=19 м H=17 м. Для данного варианта f=003 значения коэффициентов принимаем по рекомендациям: Δ=12 KW =007 m=085 тогда:
Мощность двигателя определяется по формуле (2). Из трех полученных значений мощности двигателя для дальнейших расчетов принимается наибольшее. Таким образом наибольшая мощность составит 1456 кВт.
3 Расчет внешней скоростной характеристики двигателя
При выполнении курсового проекта из всей совокупности кривых внешней характеристики двигателя рассчитывают две:
где N – мощность двигателя при переменных значениях чисел оборотов;
M – крутящий момент при тех же значениях чисел оборотов двигателя.
Мощность двигателя при любом значении числа оборотов определяется по эмпирической формуле Лейдермана:
где a b c – эмпирические коэффициенты [1] a=07 b=13 c=1.
λ – отношение чисел оборотов двигателя рассчитываемое по формуле:
ni – число оборотов при котором определяется мощность двигателя. При курсовом проектировании принимать:
обмин – для дизелей. Принимаем 2600 обмин
Шаг изменения чисел оборотов двигателя принимаем 200 обмин результаты расчета сведем в таблицу 1.
Таблица 1 Расчет внешней скоростной характеристики двигателя автопоезда
Значения чисел оборотов двигателя nеi обмин
Крутящий момент М кНм
Крутящий момент М кН*см
Частота вращения обмин
Рисунок 1. График зависимости мощности двигателя от частоты вращения коленвала.
Частота вращения об.мин
Рисунок 2. График зависимости крутящего момента двигателя от частоты вращения коленвала.
4 Расчет передаточных чисел трансмиссии тягача
4.1 Передаточное число трансмиссии на низшей (первой) передаче
Передаточное число трансмиссии на низшей передаче 1 определяется исходя из величины касательной силы тяги по условиям сцепления ведущих колес с поверхностью пути Pγ по формуле:
где Pф – сила тяги по сцеплению;
Rст – статический радиус ведущих колес;
- коэффициент тангенциальной деформации шины принимаем 093
– крутящий момент двигателя при максимальной мощности принимаем 063 кНм.
Величина выбирается из скоростной внешней характеристики. Сила тяги по сцеплению определяется по формуле:
где – коэффициент сцепления движителя с поверхностью пути
– сцепной вес автопоезда для тягачей с колесной формулой 4*2 определяется по формуле:
где – коэффициент сцепного веса принимаем
Передаточное число трансмиссии на низшей передаче составит:
4.2 Передаточное число трансмиссии на высшей передаче
Передаточное число трансмиссии на высшей передаче определим по формуле:
где – максимальная скорость автопоезда кмч тогда:
4.3 Диапазон трансмиссии
4.4 Минимальное число передач в коробке переменных передач
где – число оборотов двигателя при максимальном крутящем моменте находим по формуле:
Таким образом для работы автопоезда необходимы минимум 5 передач.
4.5 Показатель прогрессии
4.6 Передаточное число главной передачи
где – передаточное число коробки передач на высшей передаче ;
– передаточное число раздаточной коробки передач на высшей передаче; Для тягача с колесной формулой 4*2
4.7 Передаточные числа коробки переменных передач
Первая передача (19)
Результаты расчета сведем в таблицу 2.
4.8 Передаточные числа трансмиссии
Первая передача (20)
Таблица 2. Значения передаточных чисел КПП и трансмиссии
Передаточное число КПП
Передаточное число трансмиссии
5 Расчет тяговой характеристики автопоезда
Расчёт тяговой характеристики производится в соответствии с нижеприведенным алгоритмом. Расчет скорости автопоезда по формуле кмч:
Расчет касательной силы тяги кН
Здесь и далее i – номер передачи в КПП.
Расчет силы сопротивления воздуха кН:
Свободная сила тяги вычисляется по формуле:
Динамический фактор:
Результаты расчетов приведены в таблицах 3-6.
Таблица 3 - Тягово-динамические показатели автопоезда на первой передаче
Таблица 4 Тягово-динамические показатели автопоезда на второй передаче
Таблица 5 Тягово-динамические показатели автопоезда на третьей передаче
Значения чисел оборотов двигателя nei обмин
Касательная сила тяги Рк кН
Сопротивление воздушной среды Pw кН
Свободная сила тяги Ра кН
Таблица 6 Тягово-динамические показатели автопоезда на четвертой передаче.
Свободная сила тяги Ра
Таблица 7 Тягово-динамические показатели автопоезда на пятой передаче
Таблица 8 Результаты тягово-динамического расчета автопоезда
Наименование величин
Принятое или расчетное значение
Коэффициент распределения нагрузки
Коэффициент снаряженной массы прицепа
Сила тяжести (вес) автопоезда
Вес груза приходящегося на автомобиль
Коэффициент запаса мощности двигателя
Коэффициент сопротивления качению
Угол подъема поверхности пути
Мощность двигателя для различных вариантов движения
Касательная сила тяги
Сила сопротивления воздушной среды
Коэффициент учитывающий сопротивление от прицепа
Коэффициент учитывающий форму кабины
Коэффициент обтекаемости
Число оборотов двигателя при максимальной мощности
Число оборотов двигателя при максимальном крутящем моменте
Эмпирические коэффициенты
Коэффициент сцепления движителя с поверхностью пути
Сила тяги по сцеплению
Статический радиус ведущих колес
Крутящий момент двигателя при максимальной мощности
Коэффициент тангенциальной деформации шин
Сцепной вес автопоезда
Коэффициент сцепного веса
Диапазон трансмиссии
Минимальное число передач в КПП
Показатель прогрессии
Передаточное число главной передачи
1 Выбор основных параметров и размеров
D d – наружный и внутренний диаметры фрикционных накладок ведомого диска;
ZД – число ведомых дисков = 2;
– коэффициент запаса сцепления =15;
– коэффициент трения = 025;
FН – нажимное усилие пружин = 12714;
ZП – число нажимных дисков;
g – удельное давление на фрикционных накладках = 015 мПа;
Z – число пар поверхностей трения = 4;
Mс – момент трения сцепления = 1515;
Число ведомых дисков ZД = 2 (двухдисковое сцепление) при Memax465 Н*м – максимальный крутящий момент двигателя по внешней скоростной характеристике = 1010 Н*м.
Принимаем ближайшее большее значение
толщина накладок = 4мм.
– радиус фрикционных накладок.
2 Определение размеров нажимных пружин
Пружины изготавливают из стали 50ХФА – max = 800 мПа.
При выключении сцепления пружины сжимаются на величину хода нажимного диска. Величина этого хода:
где Δs – зазор между соседними дисками в выключенном сцеплении принимаем 06 мм.
Диаметр проволоки пружины мм.
где – расчетное усилие действующее на пружины;
i – количество пружин в сцеплении.
где – средний диаметр пружины;
– диаметр проволоки пружины.
Число пружин принимаем кратным числу отжимных рычагов i = 12
Число витков пружин n=8
3 Выбор конструктивных параметров гасителя крутильных колебаний
Mп – момент предварительной затяжки;
Cг – жесткость пружин;
φг – угол замыкания гасителя;
Число пружин гасителя = 6
Отношение . При этом принимается dпр = 3мм; Dср = 15 мм ; число витков n=3; зазоры между витками принимают Δn = 3 мм.
Пружины устанавливают по окружности диаметром 100 мм или вблизи среднего радиуса дисков.
4 Расчет показателей нагруженности сцепления
К показателям нагруженности сцепления относят величину повышения температуры дисков при однократном включении Δt и удельную работу буксования .
Удельная работа буксования равна работе буксования отнесенной к площади трения ведомых дисков A.
Работа буксования W определяется
Rp – рабочий радиус ведущих колес = 054 м;
где f – коэффициент сопротивления качению = 015;
α – угол подъема пути = 0 ;
Memax – максимальный крутящий момент кН*м.
Повышение температуры дисков при трогании автомобиля с места определяется при условии отсутствия теплоотдачи в окружающую среду при этом вся работа буксования преобразуется в теплоту. Тогда:
где γ – доля теплоты воспринимаемой диском.
mg – масса диска = 15 кг.
– для промежуточного диска двухдискового сцепления.
– для нажимного диска.
Допустимое повышение температуры за одно включение для автопоездов принимают равным 20.
Необходимое усилие прикладываемое к педали за одно отключение сцепления:
пр – 075 095 – КПД привода;
[Pпед] = 150 Н – для сцеплений с усилителем;
Ход педали выключения сцепления для грузовых автомобилей lпед190мм.
6 Расчет элементов конструкции сцепления на прочность
В ведомом диске рассчитывают на прочность заклепочное соединение крепящее накладки и ступицу. Принимаем допущение о том что передаваемый ими крутящий момент пропорционален радиусу их расположения. Шлицы ступицы рассчитывают на срез и смятие.
Расчет прямобочных шлицев
Наибольшее касательное напряжение max возникает во входящих углах.
где K – эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении вала с прямобочными шлицами;
MK=MC – расчетный крутящий момент;
WK – момент сопротивления при кручении см3.
в = 500 мПа; K = 225
По полученному значению WK выбираем размеры прямобочных шлицев. Необходимую длину шлицев определяем исходя из величины допускаемого напряжения в шлицевом соединении на смятие:
где F – сила действующая на шлицы кН;
D и d – наружный и внутренний диаметры шлицев м.
Библиографический список
Полетайкин В.Ф. Авдеева Е.В. Проектирование лесных машин. Подъемно-транспортные и погрузочные машины. Проектирование элементов трансмиссии лесотранспортных машин. Учебное пособие к курсовому проектированию. Красноярск СибГТУ 2002 – 76 с.
Гришкевич А.И. Автомобили. Конструкция конструирование и расчет трансмиссии. Минск Высшая школа 1985 г.
Цитович И.С. Каноник И.В. Вавуло В.А. Трансмиссии грузовых автомобилей. Минск Наука 1979 – 201с.
Михайловский Е.В. и др. Устройство автомобиля. М: Машиностроение 1981 – 302с.