Расчет привода и поршневого двигателя 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 вал

у 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:

ip = i1*i2.

Передаточное отношение первой зубчатой пары

i1 = Z2 / Z1,

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

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

Передаточное отношение конических шестерен главной передачи:

iк = Z6 / Z5. iк =80/20=4

Общее передаточное отношение

iобщ = iр * iк .

iобщ =12*4=48

Частота вращения выходного вала коробки передач

Пвых = Пg / ip; а ведомого вала Пведом = Пвых / iк.

Пвых =2500/12=208,33 об/мин Пведом =208,33/4=52,08 об/мин

Крутящий момент на ведомом валу:

Мкр=Мведом=Мg*iобщ.

Мкр=0*48=0

Мкр=-0,00019*48=-0,00912

Мкр=-0,00019*48=-0,00912

Мкр=0,00012*48=0,00576

Мкр=0,00024*48=0,01152

Мкр=0,00015*48=0,0072

Мкр=0*48=0

Мкр=-0,00017*48=-0,00816

Мкр=-0,0003*48=-0,0144

Мкр=-0,0002*48=-0,0096

Мкр=0*48=0

Мкр=0,00005*48=0,0024

Мкр=0*48=0

Мкр=-0,00104*48=-0,04992

Мкр=-0,00113*48=-0,05424

Мкр=-0,00103*48=-0,04944

Мкр=-0,00071*48=-0,03408

Мкр=-0,00039*48=-0,01872

Мкр=0*48=0

Мкр=0,00036*48=0,01728

Мкр=0,00052*48=0,02496

Мкр=0,0003*48=0,0144

Мкр=-0,00019*48=-0,00912

Мкр=-0,00019*48=-0,00912

Мкр=0*48=0

9. Прочностной расчет узлов и деталей двигателя

9.1 Поршень

Поршень рассчитывается на сжатие от силы давления газов Рг 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:

sсж = Рг/Fmin £ [sсж] Н/мм2,

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

Fmin= (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

Fmin=3,14/4*(822-77,082)=614,4 мм2

т.к. Рг = Ргmax * (π*Д2 / 4);

Pг=5*(3,14*822/4)=26391,7 Н.

sсж =263917/614,4=42,96 Н/мм2 £ [sсж]

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

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

Lp = Pн. max / Д*к,

где Pн. max = (0,07…0,11) Pг; [к] = 2…7 кг/см2.

Lp =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

sи = Pг. max / 4d2 £ [sи],

где d - толщина днища поршня, мм.

Допустимое напряжение на изгиб днищ для алюминиевого поршня

[sи] = 70 н/мм2, а для стальных - [sи] = 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: sи = 26391,7/ 4*(0,12*82)2 =68,14£ [sи]

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

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.

Рmax = (Pг. max /dп )* lп, н/мм2

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

dп=0,4*Д=0,4*82=32,8 мм

lп – длина гнезд пальца, мм, lп = 2 dп .

lп=2*32,8=65,6 мм

Рmax =(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 Рг. 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:

Ми = Pг/2 (L/2 - а/4), Н*мм,

Где L – расстояние между опорами, мм,

L = Д – dп=82-32,8=49,2 мм

а – длина подшипников верхней опоры шатуна, мм,

а = dп=32,8мм

Следовательно:

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

Напряжение изгиба

sи = Ми / Wи , н/мм2 ; £ [sи],

где Wи – момент сопротивления изгибу

Wи = 0,1 * ((d4п – d4в) / d п), мм3,

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

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

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

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

Срезывающие напряжения пальца sср = Pг / 2F < [sср]

F – поперечное сечение пальца, мм2,

F = (π/4) * (d2п – d2в)=(3,14/4)*(32,82-16,42)=633,4 мм2

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

[sср] = 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.

 Скачать реферат