Привет студент

 

Транспортный факультет

 

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

По дисциплине «Рабочие процессы и расчет агрегатов»

 

«Расчет сцепления и карданной передачи УАЗ-31512»

 

Содержание

 

Задание………………………………………………………………… 2
Введение………………………………………………………………. 3
1 Общие сведения…………………………………………………………4
1.1 Сцепление………………………………………………………   4
1.2 Карданная передача………………………………………… ..4
2 Проектирование сцепления……………………………………………..5
2.1 Определение размеров фрикционных наладок………………5
2.2 Проверка износостойкости сцепления………………………..6
2.3 Определение веса нажимного диска…………………………8
2.4 Расчет нажимных пружин……………………………………..9
2.5 Выбор параметров пружины гасителя крутильных      колебаний………………………………………………………11
3 Расчет вала сцепления………………………………………………...13
4 Расчет деталей, передающих момент от маховика к нажимному диску сцепления………………………………………………………………...14
Список использованных источников……………….…………21

 

Введение

 

Основная задача автотранспорта своевременное и полное удовлетворение потребностей народного хозяйства и населения в перевозках, повышение экономичности и эффективности его работы.

В основных направлениях экономического развития России на период до 2010 года отмечено, что на автотранспорте необходимо повысить эффективность использования транспортных средств и в первую очередь за счет широкого применения прицепов и полуприцепов, сокращения производственных пробегов автомобилей.

Улучшить структуру автомобильного парка, довести в 2010 г количество крупногабаритного транспорта осуществляющего крупногрузовые перевозки с дизельными двигателями до 60 %.

Значительно расширить применение автомобилей, используемых в виде топлива природный газ.

 

 

 

 

1 Общие сведения

 

1.1 Сцепление

 

Применяемое на автомобиле УАЗ-31512 сцепление обладает высокой надежностью, простотой и технологичностью конструкции, долговечностью, согласованностью со сроками службы других механизмов и деталей трансмиссии, малой трудоемкостью технологического обслуживания при эксплуатации, легкостью управления.

Назначение сцепления – разъединять двигатель и коробку переключения передач во время переключения передач и вновь плавно соединять их, не допуская резкого приложения нагрузки, а также обеспечивать плавное трогание автомобиля с места и его остановку без остановки двигателя.

Сцепление УАЗ-31512 однодисковое с периферийными пружинами, помещенные между нажимным диском и кожухом сцепления.

Крутящий момент от двигателя передается через маховик и нажимной диск на ведомый диск сцепления, а от него через пружины демпфера, ступицу ведомого диска и шлицевого соединения – ведущему валу коробки передач.

 

1.2 Карданная передача

 

Карданная передача – устройство, предназначенное для передачи силового потока между двумя агрегатами, валы которых не соединены или не параллельны.

В карданную передачу входят следующие основные элементы: карданные шарниры, валы, опоры, подвижное соединение. Иногда в карданную передачу устанавливают специальные гасители крутящих колебаний специального типа (в виде упругой резиновой муфты).

Карданные передачи по числу карданных сочленений делят на одинарные и двойные. Если передача носит только один шарнир, расположенный у коробки передач, то такую передачу называют одинарной. В двойной карданной передаче карданные шарниры расположены на обоих концах карданного вала.

Каждый карданный шарнир состоит из крестовины и двух вилок. Кардан, имеющий скользящий наконечник – универсальный кардан. Игольчатые подшипники, устанавливаемые в отверстиях вилок, уменьшают трение цапф крестовины. Шлицевое (телескопическое) соединение промежуточного вала позволяет изменять длину карданной передачи.

При наличии удлинителя коробки передач карданную передачу УАЗ-31512 выполняют в виде карданного вала с двумя карданными шарнирами. Она непосредственно соединяет коробку передач с задним мостом. Внутри удлинителя помещают шлицевое соединение переднего карданного шарнира с ведомым валом коробки передач.

 

 

 

2 Проектирование сцепления

 

2.1 Определение размеров фрикционных наладок

 

Воспользуемся уравнением:

 

, кгс м                                                 (1)

 

где M_max – максимальный крутящий момент;

Д – наружний диаметр фрикционной накладки;

А – коэффициент, учитывающий тип сцепления и условия эксплуатации, для легковых автомобилей А=4,7

 

 

Схема фрикционной накладки

 

, см                                                         (2)

 

см               

 

Полученное значение наружнего диаметра фрикционной накладки округляем до стандартного: Д=250 мм, и принимаем что d =155 мм – внутренний диаметр фрикционной накладки, f =3,5 мм – толщина фрикционной накладки.

Определяем максимальную скручивающую скорость ведомо диска и сравниваем ее с допустимой:

 

,                                                      (3)

 

                                               м/с < 70 м/с

 

где n_max – максимально устойчивое число оборотов двигателя при максимальной мощности.

 

2.2 Проверка износостойкости сцепления

 

Определяем момент сцепления:

 

, кгсм                                                        (4)

 

где В_сц – коэффициент запаса сцепления, для легковых автомобилей В_сц = 1,3 - 1,75.

 

М_сц=1,5·1,9=28,5 кгм          

 

Определяем наименьшее усилие пружин. Нажимное усилие пружин определяется исходя из момента, передаваемого сцеплением:

 

,                                                   (5)

 

,                                                       (6)

 

где μ – коэффициент трения между фрикционными накладками, маховиком и нажимным диском μ = 0,25 - 0,30;

i – число пар трущихся поверхностей, i=2;

R_ср – средний радиус фрикционной накладки

 

                              м                           6

 

кг.

 

Расчетное усилие пружин с учетом трения в механизме:

 

R_расч = 1,1·P_н, кг                                                                 (7)

 

R_расч = 11,1·562,96 = 619 кг.                 

 

Проверка дисков на износ:

Показатели износостойкости:

1. Удельное давление на трущихся поверхностях (д);
2. Удельная работа буксования сцепления (А_уд)

 

, кг/см²                                               (8)

 

кг/см²

 

[д]=1,3…3,0 кг/см²

 

,                                                            (9)

 

где δ – коэффициент учета вращающихся масс на первой передаче, δ =1,03+0,05 [к] ² = 1,03+0,05·3,5²=1,642;

в_а – полный вес автомобиля, в_а=1820 кг;

υ_min – минимально устойчивая скорость движения автомобиля, м / сек

 

,                                                  (10)

 

υ_к=0,0127· (d⁴+1,7 вⁿ),                                                   (11)

 

υ_к =0,0127· (14+1,7·7,35)=0,336м                                      

 

где d⁴ – посадочный диаметр обода в дюймах;

вⁿ-ширина профиля шины в дюймах;                                                          

n_min – минимально устойчивое число оборотов в минуту, n_min - =500…700 об/мин;

i_o – передаточное число главной передачи, i_к1=4,1;

i_к1 – передаточное число на I передачи i_к1=3,5

 

км/ч=1,47м/с

 

кг·м..

 

 

 

Удельная работа буксования сцепления:

 

, кгм / см²                                   (12)

 

                                              

 

Полученное значение удельной работы буксования сцепления не превышает допустимого значения, [А_уд]=8 - 10 кгм / см².

 

2.3 Определение веса нажимного диска

 

Вес и размеры диска выбираются из условий нагрева при трогание с места, когда работа трения максимальна.

Принимаем повышение температуры за одно включение сцепления ∆t=10ºС и определяем вес диска по уравнению:

 

, кг                                        (13)

 

где G_g – вес нажимного диска, кг;

G_t – удельная теплоемкость в ккал / с², для чугуна G_t = 0,115 ккал / с²;

γ - коэффициент, определяющий долю работы трения, которая идет на нагрев диска, γ = 0,5 для однодискового сцепления

 

 

 

кг.

 

2.4 Расчет нажимных пружин

 

Расчет периферийных цилиндрических пружин

Усилие одной пружины:

 

,кг                                                (14)

 

где [Р_пр] ≤ 100 – предельно допустимое значение;

0,85 – коэффициент ассиметрии цикла;

z– число пружин, z=6

 

кг ≤ [Р_пр]

 

Для исключения одной неизвестной задаемся условием, что:

 

,                                                            (15)

 

Расчет диаметра проволоки:

 

, см                               (16)

 

где y – коэффициент концентрации напряжения, y=1,15;

[τ]=7000 кг/см² – допустимое напряжение

 

мм

 

Округляем δ до стандартного значения δ=5мм, тогда

 

D₁ = m·δ = 8·5 = 40 мм

 

                                        D = d₁-δ = 40 - 5 = 35мм                                       

 

Рабочее число витков пружин находим по формуле:

 

,                                               (17)

 

где G=8·10⁵ кг/см² – модуль упругости при скручивании;

К – жесткость пружины

 

, кг/мм                                                  (18)

 

где ∆Р – приращение сил пружин при выключенном сцепления, берется в пределах 20 % от силы включения сцепления

 

∆Р = 0,2·Р_пр,                                                      (19)

 

∆Р =0,2·81=16,2 кг                                                 

 

∆f – деформация пружины см, для однодискового сцепления

 

∆f = (0,75…1,25)· i + ∆,                                    (20)

 

где ∆= 0,10…0,15 см – деформация ведомого диска.

 

∆f=0,75·2+0,1=1,6 см                                              

 

кг/мм

 

.

 

Принимаем число витков H_м=7

Длина пружины в состоянии свободы определяется по формуле:

 

λ=(П_р + 2)·δ + δ₁ (П_р + 1) + f,                             (21)

 

где П_р – рабочее число витков пружины;

δ- толщина витков;

δ₁ – зазор между витками в выключенном сцеплении, принимаем δ₁=0,5…1,5 мм

f – деформация выключения пружины

 

, см                                         (21)

 

, см

 

λ=(8+2)·5+1·(8+1)+12=72 мм

 

2.5 Выбор параметров пружины гасителя крутильных колебаний

 

Эффективная работа гасителя достигается тогда, когда его угловая жесткость составляет:

 

l₂= (0,2…0,25) М_max кгм/1º поворота вала       (22)

 

l₂ = 0,25·19=4,75 кгм/1º поворота вала

 

Линейная жесткость отгиба пружины гасителя определяется по формуле:

 

, кг/см                             (23)

 

где R_пр – средний радиус установки пружины гасителя, выбирается конструктивно. Принимаем R_пр=53 мм;

z – число пружин гасителя принимаем z = 8

 

кг/см

 

Усилие одной пружины:

 

,кг                                                  (24)

 

.

 

Диаметр проволоки пружины:

 

, см                           (25)

 

m = 8;

у^/ = 1,15

 

см

 

Диаметр проволоки пружины δ^/ округляем до стандартного, δ^/ =0,35 см.

 

Наружный диаметр пружины:

 

,см                                           (26)

 

 

см.

 

Длина пружины в свободном состоянии:

 

, мм            (27)

 

где мм – зазор между витками в напряженном состоянии

 

, мм                                  (28)

 

мм

 

мм.

                                                  

3 Расчет вала сцепления

 

Вал сцепления рассчитывается на скручивание:

 

, см                                                 (29)

 

где [τ]=7000 кг/см³ – допустимое напряжение скручивания

 

=2,39 см.

 

По ГОСТу 6033-51 подбираем размеры шлицевого соединения: Р=3,2 – диаметр выступов; Z=10 – число шлицев; в=6 – ширина шлицев; h=4 – высота шлицев; l=350 – длина шлица; d=26 – внутренний диаметр вала.

Проверка шлицев на смятие боковых поверхностей просчитываются по уравнению:

 

, кг/см³                          (30)

 

где D+2h – радиус действия сжимающей силы, см;

 

Допустимое напряжение сжатия [σ_см]=150 кг/см²

 

кг/см³.

 

Проверка шлиц на срез по основанию производится по формуле:

 

, кг/см³                                             (31)

 

Допустимое напряжение на срез [τ]=80 кг/см³

 

кг/см²

 

4 Расчет деталей, передающих момент от маховика к нажимному диску сцепления

 

Напряжение сжатия на опорных поверхностях деталей рассчитывается по формуле:

 

, кг/см²                                     (32)

 

где j – коэффициент пропорциональности, учитывающий распределение крутящего момента двигателя на нажимном диске, j = 1;

d – площадь контакта, см²;

R_n – радиус расположения пальцев, пластин или выступов, см;

z – число выступов, пальцев или пластин, z=3;

 

Задав [σ_см] = 100÷150 кг/см², определяем размеры опорных поверхностей деталей:

 

,                                              (33)

 

см².

 

Напряжение изгиба у основания пальца рассчитывают по формуле:

 

, кг/см²                        (34)

 

где а и b – плечи действующих сил, см а = b = 5;

n – число пальцев;

d - диаметр пальцев, см

 

, см                           (35)

 

[σ_из]=500 кг/см²

 

 

 

см

 

Проверка пальца на напряжение растяжения:

 

кг/см²                                    (36)

 

где Р_н – усилие натяжения пружин

 

кг/см²

 

Расчет карданной передачи

Расчет шарнира

Расчет шарнира производим при допущении, что расчетная окружная сила Р_р разрушающая каждый шип крестовины и выступ вилки приложена в точке, лежащей посередине длины шипа и равна:

 

,                                                         (37)

 

где М_р – расчетный крутящий момент;

R – расстояние от середины шипа до оси вала

 

,                                     (38)

 

где φ – коэффициент сцепления колеса с дорогой, принимаем φ=0,8;

G_k – нагрузка на колеса, G_k = 1820 кг;

γ_к = 0,33 м – радиус ведущего колеса;

i_mpi = 4,1 – передаточное число главной передачи

 

кгс·м

 

R – расстояние от середины шины до оси вала, R=0,031 м;

 

 

кг

 

 

Схема для расчета крестовины

 

Шипы крестовины проверяем на изгиб и срез. При этом в опасном сечении А-А должны соблюдаться следующие условия:

 

Б_н = Р_р·ℓ_m/(2W_n) ≤ 250 - 300 МПа,                           (39)

 

τ_ср = Р_р / F_ср ≤ 75 – 90 МПа,                                      (40)

 

, м³                                                                                             (41)

 

м³

 

где d – диаметр шипа крестовины, d=0,012 м;

F_ср – площадь среза шипа в сечении А-А

 

 

 

Б_н=1790·0,021 / (2·1,05·10^-6)=23 МПа ≤ 250…300 МПа

 

,м²                                                                                   (42)

 

м²

 

τ_ср = 1890 / 3,8·10^-4=62 МПа ≤ 75 – 90 МПа

 

Условия прочности соблюдаются.

 

 

Схема для расчета вилки

 

Под действием силы Р_р вилки изгибаются. Поэтому прочность вилки обеспечивается, если в наиболее опасном ее сечении А-А соблюдаются условия:

 

σ_н=Р_р·ℓ / W_н ≤ 50 – 80 МПа                                      (43)

 

τ_н=Р_р·а / W_н ≤ 80 – 160 МПа                                    (44)

 

Для прямоугольного сечения

 

W_n = b ^. h² / 6,                                                      (45)

 

W_k = k ^. h ^. b²,                                                      (46)

 

где к – коэффициент, зависящий от соблюдения соотношения сторон сечения n /b

 

Для n /b =3 принимаем к = 0,267

 

σ_н = 1890·0,021 / 6,14·10^-6 = 8,55 МПа

 

τ_н = 1890·0,017 / 5,65·10^-6=752 МПа

 

W_н = 0,016·0,048² / 6=6,14·10^-6

 

W_к = 0,267·0,048·0,021² = 5,65·10^-6

 

σ_н = 8,55 МПа ≤ 50 – 80МПа

 

τ_н = 752 МПа ≤ 80 – 160МПа

 

Прочность вилки в обеспечивается.

 

Используемый подшипник проверяем на допустимую нагрузку, определяемую по эмпирической формуле:

 

Q = F_тр = 152,2 кг·с                                           (47)

 

Шлицевый конец вала для недвижимого соединения, изготовлен из стали Сталь 40 с закалкой ТВЧ.

Соединения рассчитываются по формуле:

 

≤ [σ_см],                 (48)

 

[σ_см] = 13 – 20 МПа

 

где Z_шл – число шлицев, Z_шл=24;

h и ℓ - высота и длина поверхности контакта зубьев;

х – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по зубьям, х =0,7 – 0,8;

h = 0,0055 м; Т_ср=0,066 м; ℓ=0,075

 

кг/см²

 

Па=3,44 МПа < [σ_см]=13 – 20 МПа.

 

Карданный вал

 

Карданный вал состоит из средней трубчатой части и приваренных к ней наконечников. Карданный вал рассчитывают на кручение и критическую частоту вращения.

Условия прочности при кручении:

 

τ_к = М_р / W_к = 16·М_р·D_н / [π (D_н⁴-Dв⁴)] ≤ 100 – 300 МПа,            (49)

 

где D_в и D_к – внутренний и наружный диаметр трубы;

М_р – рассчитанный крутящий момент

 

М_р = М_{е max}·И_зк = 65,95 кгс·м

 

D_н = 75,2 мм = 0,0757 м;

D_в = 71 мм = 0,071 м

 

кгс/м².

 

Условие жесткости вала при кручении

 

Q – угол закручивания вала на 1 м его длины при передаче крутящего момента, [Q] = 3º-9º;

G_к – модуль упругости при кручении;

J_к – момент инерции сечения вала;

ℓ - расстояние между диаметрами крестовин шарниров;

М_р = 65,95 кгс·м;

G_к = 8,5·10⁴ МПа=86,76·10⁸ кгс/м²

 

Q= 1,64º < 3º.

 

 

 

Расчет критической частоты вращения

Надежная работа карданного вала обеспечивается при условии:

 

n_{е max},                    (50)

 

где ℓ - расстояние между центрами крестовины шарниров главного карданного вала, ℓ=1,4 м

 

об/мин

 

n_кр=6315,6 > 5400 = 1,2 n_{е max}

 

Надежность карданного вала обеспечивается.

 

 

 

 

Транспортный факультет

 

Кафедра Автомобили и БД

 

 

 

 

Рассчитать и спроектировать сцепление и карданную передачу автомобиля марки УАЗ-31512

 

Исходные данные:

 

Коэффициент сцепления колеса с дорогой, φ	4,70
Полная масса Gм, кг	1820
Радиус колеса rк, м	0,33
Передаточные числа КПП: первая передача, i1 задний ход, iзадк	3,50 3,54
Максимальная мощность при N = 4500 об/мин, nе max кВт	89,90
Максимальный крутящий момент при n=2200-2400 об/мин, М е max кгсм	19
Передаточное число главной передачи, iо	4,10

 

 

 

Список использованных источников

 

1	Артаманов М.Д., Иларионов В.А., Морин М.М., "Основы конструирования автомобилей"
2	Просвирин А.Д. и др. "Автомобили ГАЗ, УАЗ»
3	Методические указания по курсовому проектированию
4	Рунец М.А. "Справочник автомобильного механика"

 

 ЧЕРТЕЖИ

 

 

 

 

Скачать: sc-uaz-3151231029.rar