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 валу и может выходить из зацепления с Z₁. Прямая передача может включаться с помощью кулачковой муфты при разъединении шестерен Z₁ и Z₂.

Передаточное отношение коробки передач вычисляется по выражению:

i_p = i₁*i₂

Передаточное отношение первой зубчатой пары i₁= Z₂/Z₁,

а второй i₂= Z₄/Z₃, т.е.

i_p = Z₂/Z₁ * Z₄/Z₃

i_p =75/25*110/22 = 3*5 = 15

Передаточное отношение конических шестерен главной передачи:

i_к = Z₆/Z₅ = 45/15 = 3

Общее передаточное отношение:

i_общ = i_p * i_к

i_общ =15 * 3 = 45

Частота вращения выходного вала коробки передач

П_вых = П_д/i_p =2500/15 =166,

а ведомого вала

П_ведом = П_вых/i_к =166/3 = 55,3

Крутящий момент на ведомом валу:

М_кр = М_ведом = М_дв*i_общ = -0,00071/45 = -1,32*10^-6 Н*м

9. Прочностной расчет узлов и деталей двигателя

9.1. Поршень.

Поршень рассчитывается на сжатие от силы давления Р_г 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:

σ_сж = Р/F_min = 20347,2/1634,16 = 12,45 ≤ [σ_сж] Н/мм²,

где F_min – наименьшее сечение поршня над пальцем (в большинстве конструкций проходит по канавке последнего кольца), см².

Т.к. Р = Р_г^max*(*Д²/4) Н

Р = 5*(3,14*72²/4) = 20347,2 Н

То диаметр поршня:

Д = √4Р/*Р_г = √4*20347,2/3,14*5 = 72 мм

Где Р_г – давление газов в цилиндре.

Рис. 9 Расчетная схема поршня (а) и поршневого пальца (б)

9.2. Поршневой палец.

Поршневой палец проверяется по наибольшему давлению сгорания Р_{г max} = P₄ 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:

М_и = Р/2*(L/2-а/4), где

L – расстояние между опорами

L = Д – d_n = 72 - 32,8 = 39,2 мм

L = 3,92 см

а – длина подшипников верхней опоры шатуна

а = d_n = 32,8 мм = 3,28 см

Следовательно:

М_и = 20347,2/2*(39,2/2-32,8/4) = 10173,6*11,4 = 115979,04

Напряжение изгиба

σ_и = М_и / W_и = 115979,04/3308,2 = 35,06 ≤ [σ_и],

где W_и – момент сопротивления изгибу

W_и = 0,1*((d_n⁴-d_в⁴)/d_n), где

d_в – внутренний диаметр поршневого пальца

d_в = 0,5*d_n = 0,5*32,8 = 16,4 мм

W_и = 0,1*((3,28⁴-1,64⁴)/3,28) = 3308,2 см³

18. Список используемой литературы:

1. Е. Росляков, И. Кравчук, В. Гладкевич, А.Дружинин «Электросиловое 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. Бескоровайный В. В., Ларина Л. В. Технические средства предприятий сервиса : учеб. пособие для студентов вузов по спец. 230700 "Сервис" / В. В. Бескоровайный, Л. А. Ларина; под общ. ред. В. В. Бескоровайного - М. : кадемия, 2003 .- 304 с.

4. Скойбеда А.Т. и др. «Детали машин и основы конструирования» Учебник - М: Высшая школа, 2000.- 584 с.