2454
.pdf11
1.3 Выводы
Все результаты по формам табл. 1.1 и 1.2 перенести в журнал-отчет. Сравнить фактические и нормируемые параметры сцепления ГАЗ-3102 и сделать выводы о его работоспособности и надежности.
1.4Контрольные вопросы
1.Как определить момент сцепления?
2.Как рассчитать коэффициент запаса сцепления?
3.Как найти кинематическое передаточное число привода сцепления и его силовое передаточное число?
4.Как определить КПД привода сцепления?
5.Как рассчитать усилие нажимных пружин?
6.Как рассчитать давление на поверхность фрикционных накладок сцепления?
7.Какие конструктивные факторы влияют на работу буксования сцепления?
8.Какие эксплуатационные факторы влияют на работу буксования сцепления?
9.Как рассчитать повышение температуры нажимного диска при трогании автомобиля?
10.Укажите нормативные значения Sn , S p , β , ρo , τ , Pn для ГАЗ-
3102.
11. Объяснить влияние диаметра рабочего цилиндра привода на:
-нажимное усилие на педали;
-передаточное число привода;
-рабочий ход педали сцепления;
-работу водителя при выключении сцепления.
12
2 Испытание коробки передач
Лабораторная работа № 2
Целью работы является определение:
-передаточных чисел коробки на всех передачах;
-КПД на всех передачах;
-усилий и напряжений в зубьях шестерен.
2.1Теоретический анализ
2.1.1Передаточные числа коробки могут быть определены на стенде. Кинематическое передаточное число Uк может быть определено по соотношению частоты вращения первичного n1 и вторичного n2 валов
U = n1 .
к |
(18) |
|
|
|
n2 |
Кинематическое передаточное число любой передачи (кроме прямой) может быть также определено по соотношению чисел зубьев ведомых и ведущих шестерен (рис. 2)
U |
к |
= |
Z2 |
|
Zвмi |
, |
|
|
|||||
|
|
Z1 |
(19) |
|||
|
|
|
|
Zвщi |
||
где Zвмi - число зубьев ведомой шестерни i-ой передачи на вторичном валу;
Zвщi - число зубьев ведущей шестерни i-ой передачи на промежуточном валу;
Z2 - число зубьев ведомой шестерни привода промежуточного вала;
Z1 - число зубьев ведущей шестерни привода промежуточного вала.
Силовое передаточное число Uс может быть определено по соотношению моментов на вторичном М2 и первичном М1 валах коробки передач
U |
c |
= |
М2 |
= |
P2l2 |
, |
|
|
|||||
|
|
М1 |
( 20 ) |
|||
|
|
|
|
P1l1 |
||
где Р2 - усилие на нагрузочном рычаге вторичного вала, Н;
l2 - длина нагрузочного рычага вторичного вала, l2 = 0,15 м;
Р1 - усилие на нагрузочном рычаге первичного вала, (вал маховика ) Н; L1 - длина нагрузочного рычага вала маховика, l1 = 1 м.
13
Рис. 2.1 Схема коробки передач
2.1.2 Фактический КПД η коробки передач определяется по формуле
η = |
Uc |
. |
|
|
|
(21) |
|||
U |
|
|
||
к |
|
|||
2.1.3 Окружные усилия на зубьях шестерен промежуточного вала КП обратно пропорциональны радиусам начальных окружностей, т.е. можно записать
Pcr2 = Pшirшi,
где Рс - окружное усилие на зубьях шестерен постоянного зацепления; r2 - радиус начальной окружности второй шестерни;
Ршi - окружное усилие на любой шестерне;
rшi - радиус начальной окружности любой шестерни.
Можно окружные усилия на шестернях промежуточного вала определять по формуле
Р |
|
= |
Pc Z2 |
. |
|
|
шi |
|
(22) |
||||
|
|
Z |
|
|
||
|
|
|
шi |
|
||
14
Окружное усилие шестерни привода промежуточного вала Рс определяется по формуле
Р = |
2Меmax |
, |
|
|
|
(23) |
|||
с |
d |
|
|
|
|
ш1 |
|
||
где dш1 - диаметр делительной окружности первой шестерни,
dш1 = msΖш1, |
(24) |
|||||
где ms - торцевой модуль шестерни, м; |
|
|
||||
Zш1 - число зубьев шестерни. |
|
|
|
|
|
|
Торцевой модуль шестерен |
|
|||||
m |
|
= |
mн |
, |
|
|
s |
Cosβ |
(25) |
||||
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
||
где mн - нормальный модуль, определяемый по формуле
m |
н |
= |
2aω Cosβ |
, |
|
|
(25) |
||||
|
|
Z∑ |
|||
|
|
|
|
||
где аω - межосевое расстояние, м; β - угол наклона линии зуба.
ZΣ - суммарное число зубьев пары шестерен, находящихся в зацеплении.
Для косозубых шестерен
|
b |
|
|
|
|
|
|
|
(26) |
||
β = αrcCos |
|
, |
|
b0 |
|
|
|
где b - ширина зубчатого венца шестерни, м; b0 - длина зуба, м.
Для прямозубых шестерен β = 0 и ms = mн ;
2.1.4 Прочность зубьев шестерен определяется по напряжениям из-
гиба |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
σи |
= |
2М расчСоsβ |
≤ [σи |
] |
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|||||
|
πΖybm2 |
|
|
|
(27) |
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
н |
|
|
|
|
|
|
или |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
σ |
и |
= |
РшdшСоsβ |
≤ [σ |
и |
] |
|
|||
|
|
|||||||||
|
|
|
πΖybm |
2 |
|
|
, |
(27) |
||
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
н |
|
|
|
|
|
15
где М расч = |
Ршdш |
- расчетный момент на валу; |
|
||
|
|
||||
2 |
|
|
|
|
|
y - коэффициент формы зуба, определяемый из табл. 2.1 по приведен- |
|||||
ному числу зубьев |
|
|
|
|
|
|
|
Ζпр = |
Z |
; |
(28) |
|
|
Cos3 β |
|||
|
|
|
|
|
|
[σ и ] = ( 750 … 850 ) МПа - для шестерен 1 передачи; [σ и ] = ( 350 … 450 ) МПа - для шестерен остальных передач.
Таблица 2.1
Зависимость коэффициента формы зубьев y от приведенного числа зубьев
Zпр |
12 |
13 |
14 |
15 |
16 |
17 |
18 |
19 |
Y |
0,096 |
0,097 |
0,098 |
0,100 |
0,104 |
0,102 |
0,104 |
0,105 |
Zпр |
20 |
21 |
22 |
24 |
26 |
28 |
30 |
32 |
Y |
0,106 |
0,108 |
0,110 |
0,112 |
0,114 |
0,117 |
0,120 |
0,123 |
2.1.5 Износ и контактная прочность шестерен определяются средним нагрузочным режимом, т.е. Мрасч.ср, а не максимальным моментом двигате- ля Меmax при М расч.ср. = 0,5М еmax .
Исходя из этого, напряжение сжатия по поверхности зуба внешнего зацепления определяется как
|
Рш |
Е |
|
1 |
|
1 |
|
≤ [σ c ], |
|
||
σс = 0,418Сosβ |
|
+ |
|
(29) |
|||||||
|
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
ρ1 |
ρ |
|
|
|||||
|
boSinαCosα |
|
2 |
|
|
||||||
где Е - модуль упругости материала первого рода; в данном случае Е = 2,1·1011 Па;
α = 200 - угол зацепления; ρ1 и ρ2 - радиусы кривизны поверхности зубьев сопрягаемых шесте-
рен, вычисляемые по формулам
ρ = |
|
d Sinα |
- для прямозубых шестерен; |
( 30 ) |
|
|
|
|
|||
2 |
|
|
|
||
ρ = |
d Sinα |
- для косозубых шестерен |
( 31 ) |
||
|
|||||
|
|
2Cos 2 β |
|
||
Допускаемые напряжения сжатия для шестерен с цементированной поверхностью зубьев [σс] = (1500 … 1900) МПа.
2.2Методика выполнения работы
2.2.1На разрезе и деталях коробки передач ГАЗ-3102 измерить параметры (табл. 2.2).
16
Таблица 2.2
Параметры коробки передач
Измеряемый параметр |
Обозначения, размерность |
Межосевое расстояние |
аω, м |
Число зубьев, шестерен: |
|
привода промежуточного вала |
Z1 и Z2 |
привода вторичного вала |
От Z3 до Z8 |
|
|
Ширина зубчатого венца всех шес- |
b, м |
терен |
|
Длина линии зуба всех шестерен |
b0, м |
2.2.2. Соединить вторичный вал коробки с помощью короткого рычага (l2 = 0,15 м ) и динамометра (максимальным усилием 5000 Н ) с рамой стенда.
На вал маховика установить длинный рычаг (l1 = 1 м) с подвесом для гирь под углом 30…400 к горизонту. Установить на подвес гири общей массой mг=15 кг, что вместе с приведенной массой рычага и подвеса позволит создать момент на первичном валу коробки М1 =186,3 Нм, равный максимальному моменту двигателя Меmax.
Определить по динамометру усилия Р2 на вторичном валу на всех передачах переднего хода при горизонтальном положении нагрузочного длинного рычага после его загрузки гирями. Опыты на вех передачах проводить по два раза. Средняя величина определяется как полусумма двух измерений. Результаты измерений записываются в журнал-отчет по форме табл. 2.3.
Таблица 2.3
Результаты измерений
Переда- |
|
|
Усилия на рычаге, Н |
|
|
|
ча |
Вала маховика Р1 |
Вторичного вала Р2 |
||||
|
опыт 1 |
опыт 2 |
Средняя |
Опыт 1 |
Опыт 2 |
Средняя |
|
|
|
величина |
|
|
величина |
1 – я |
|
|
|
|
|
|
2 – я |
|
|
|
|
|
|
3 – я |
|
|
|
|
|
|
4 – я |
|
|
|
|
|
|
2.2.3 Рассчитать и занести в журнал-отчет согласно табл. 2.4 параметры для всех передач переднего хода
17
Таблица 2.4
Параметры коробки передач
Параметр |
Обозначе- |
Расчетная формула |
|
|
ние, |
раз- |
|
|
мерность |
|
|
Угол наклона линии зуба |
β, град |
(26) |
|
Кинематическое передаточное число |
|
Uк |
(18) с проверкой по (19) |
Момент на вторичном валу |
М2, Нм |
М2=Р2l2 |
|
Силовое передаточное число |
|
Uс |
(20) |
КПД коробки передач |
|
η |
(21) |
Нормальный модуль шестерен |
mн, м |
(251) |
|
Торцевой модуль |
ms, м |
(25) |
|
Диаметр делительной окружности |
dш, м |
(24) |
|
ведущей шестерни |
|
|
|
Окружное усилие |
Рш, Н |
(22), (23) |
|
Напряжения изгиба |
σи, Па |
(27), (27) |
|
Напряжения сжатия |
σс, Па |
(29) |
|
2.3Выводы
2.3.1Сделать в журнале-отчете выводы о влиянии передаваемого момента М2 на КПД ( с построением графика).
2.3.2Сравнить с допускаемыми напряжениями изгиба и сжатия их фактические значения и сделать вывод о надежности работы шестерен коробки передач (по каждой передаче в отдельности).
2.3.3Начертить в журнале-отчете схему коробки передач ГАЗ-3102 с указанием всех чисел зубьев и межосевого расстояния.
2.4Контрольные вопросы
1.От чего зависит межосевое расстояние?
2.Как определить модуль зацепления шестерен?
3.В чем преимущества косозубых шестерен?
4.Какие факторы влияют на КПД коробки передач?
5.Как можно определить КПД коробки передач?
6.Определить связь силового и кинематического передаточных чисел коробки передач.
7.Как определить окружное усилие на зубьях шестерен?
8.Почему косозубая шестерня имеет меньшие размеры в сравнении с прямозубой при одинаковых условиях нагружения?
9.Определить величину момента на вторичном валу коробки передач при выключенной i-й передаче.
10.От каких факторов зависит напряжение сжатия поверхности зуба?
18
3 Испытание карданной передачи
Лабораторная работа № 3
Целью работы является:
-определение запаса прочности карданного вала по частоте вращения;
-выявление влияния угла карданной передачи на неравномерность вращения и КПД;
-определение максимального усилия и напряжения в элементах карданной передачи.
3.1Теоретический анализ
3.1.1Запас прочности карданного вала по частоте вращения
К = |
nкр |
=1,2... ,0, |
|
|
(32) |
||
|
nmax |
||
|
|
||
где nкр - критическая частота вращения вала,
nкр = |
12 104 |
D2 + d |
2 |
, мин −1 ; |
|
|
|
|
(33) |
||
|
lк2 |
|
|||
|
|
|
|
|
где D - наружный диаметр трубы карданного вала, м; d - внутренний диаметр трубы карданного вала, м; lк - длина карданного вала, м;
nmax - максимальная частота вращения карданного вала. При прямой передаче в коробке передач nmax= 4500 мин-1.
3.1.2 Известно, что связь между углами поворота ведущего ϕ1 и ведомого ϕ2 валов карданной передачи определяется уравнением
|
|
|
|
|
|
|
|
tgϕ1 = tgϕ2 cosα, |
|
|
|
|
(34) |
||||||||||
где α - угол между осями валов. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||
Для определения зависимости между угловыми скоростями ω1 иω2 |
|||||||||||||||||||||||
необходимо продифференцировать уравнение (34) по времени |
|
||||||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
dϕ1 |
|
= |
|
dϕ2 |
|
|
|
, |
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
dt cos |
2 ϕ |
1 |
dt cos2 ϕ |
2 |
|
|
|
||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
учитывая то, что ω = |
dϕ |
, получается |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||
|
|
|
|
|
dt |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
ω |
1 |
= |
|
ω |
2 |
cosα |
или |
ω |
2 |
|
= |
|
|
cos2 ϕ |
2 |
|
(35). |
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
ω1 |
|
|
|
|
|
|
|||||||||
ω2 |
cos2 ϕ2 |
|
|
|
|
|
|
cos2 ϕ1 cosα |
|
||||||||||||||
|
|
|
|
|
19 |
|
Отношение |
ω |
2 |
определяет неравномерность |
вращения ω2 , |
если |
|
ω1 |
||||||
|
|
|
|
|||
ω1 = сonst . |
|
|
|
|
|
|
На стенде производится замер величины ϕ2 |
при значениях ϕ1 |
рав- |
||||
ных 00 , 150 , 300 , 450 , 600 , 750 , 900 … и т.д. до 3600 , при α = 40 ,80 ,120. По выражению (35) вычисляется величина неравномерности враще-
ния карданного вала для всех значений замеренных углов. Далее определяется максимальное значение этой неравномерности. Уравнение (35) можно привести к виду
|
ω2 |
= |
|
|
|
|
cosα |
|
|
|
|
|
|
|
|
. |
|
|
|
(36) |
||||||||
|
|
ω1 |
sin2 ϕ1 + cos2 α cosϕ1 |
|
|
|
||||||||||||||||||||||
Уравнение (36) выражает соотношение между угловыми скоростями |
||||||||||||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
ω |
2 |
|
|
|
при α = сonst |
|
|
|||||
валов. Максимальное значение соотношения |
|
|
|
|
|
|
|
будет |
||||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|||||||||||||||||||||||
|
ω1 |
|
|
|
|
|||||||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
max |
|
|
|
|
|||||||
иметь место, когда знаменатель правой части будет min, т.е. когда ϕ |
1 |
= 00 , |
||||||||||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
1800 . Тогда |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
2 |
|
|
|
|
|
|
cosα |
|
|
|
1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
|
ω |
|
= |
|
|
|
= |
|
|
|
|
≥1. |
|
|
|
(37) |
||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||
ω1 max |
|
0 + cos2 α 1 |
|
|
cosα |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
ω |
2 |
|
|
|
|
|
|
|
||||
Соответственно минимальное значение |
|
|
|
|
будет существовать, |
|||||||||||||||||||||||
ω1 |
||||||||||||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
min |
|
|
|
|
||||||||
при максимальной величине знаменателя, то есть когда ϕ |
|
|
|
о |
||||||||||||||||||||||||
1 |
= 90о , 270 и |
|||||||||||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
т.д. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
ω2 |
|
|
|
|
cosα |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
|
|
|
= |
|
|
= cosα ≤1. |
|
|
|
(38) |
||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||||||||
|
ω1 |
min |
1 |
+ cos2 α 0 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||
По выражениям (37) и (38) определяются максимальные и минимальные значения неравномерности вращения карданного вала при α = 40;
|
|
|
|
ω2 |
|
|
8 |
0 |
0 |
|
|
||
|
||||||
|
; 12 . Определенное теоретически отношение |
|
ω1 |
, сравнивается с |
||
|
|
|
|
max |
ранее определенной на стенде неравномерностью вращения.
Средняя величина КПД открытой карданной передачи с двумя карданными шарнирами неравных угловых скоростей η = 0,99 при α = 8о . При увеличении этого угла до α = 14о КПД падает до η = 0,95 и одновременно увеличиваются износ и нагрев карданного шарнира. По выражению (37)
|
ω2 |
|
|
|
|
|
0 0 0 |
||
|
||||
определяются отношения |
ω1 |
|
при α = 4 ; 8 ; 12 . |
|
|
max |
|
20
Таким образом, если принять ω1 = const, то ω2 ≠ const , т.е. вал 2 вращается неравномерно. Для устранения этого недостатка устанавливают второй кардан и конструктивно выполняютα1 =α2 ,тогда
Рис. 3.1 Схема соединения валов карданной передачи |
|
||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
tgϕ1 = tgϕ2 cosα1; |
|
|
|
|
|
(39) |
||||
|
|
|
|
|
|
|
tgϕ3 = tgϕ2 cosα2 ; |
|
|
|
|
|
(40) |
||||
Так как сosα1 = cosα2 |
|
|
(α1 =α 2) , деля выражение (39) на выражение |
||||||||||||||
(40), получается |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
tgϕ1 |
= |
tgϕ2 |
|
|
cosα1 |
=1, |
или ϕ |
|
= ϕ |
|
. |
|
||||
|
tgϕ 2 |
tgϕ2 |
|
|
cosα2 |
1 |
2 |
|
|||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||
Результаты теоретических расчетов проверяются на стенде, замером |
|||||||||||||||||
углов ϕ1 и ϕ3 приα1 =α2 . |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
3.1.3 КПД карданной передачи ηк |
определяется с учетом потерь на |
||||||||||||||||
трение в шарнирах по формуле |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
|
ηк =1− |
|
2µd |
ш |
|
|
π α |
|
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
lntg |
|
+ tgα , |
(41) |
||||||||
|
|
|
πDк |
||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
4 2 |
|
|
|
|
|
|
||||
где µ - коэффициент трения в подшипниках кардана. При расчетах в данном случае принять µ = 0,08;
dш- диаметр шипа крестовины, м;
Dк- расстояние между точками приложения окружной силы Р крестовины, м;
α- угол наклона между осями валов.
Как видно из формулы, КПД карданной передачи зависит от коэффициента трения, размеров шарнира и угла наклона между валами. С увеличением угла наклона КПД карданной передачи уменьшается.
КПД трансмиссии зависит от КПД карданной передачи и с изменением угла α между карданными валами он также изменяется.
3.2Методика выполнения работы
3.2.1На стенде определить параметры карданной передачи ГАЗ-3102 согласно табл. 3.1.