Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 2)

Конструктивные длины шлицов превышают расчётные минимальные. Основные параметры эвольвентных шлицев (модуль, диаметры, число зубьев) для всех соединений, в том числе и для дисков трения фрикционных пакетов, подобраны в соответствии с ГОСТ 6033-80. Расчет выполнен в программном пакете Mathcad. Результаты расчета представлены в Приложении 4.

Расчет дисковых фрикционных элементов управления

В данной планетарной коробке передач для переключения передач используются дисковые фрикционные узлы (блокировочные муфты и тормоза), с помощью которых осуществляется блокировка и остановка звеньев.

В качестве материала фрикционных дисков выбираем металлокерамику, так как данные диски обладают высокой работоспособностью и позволяют создать наиболее компактные фрикционные узлы.

Μ=0,12 – коэффициент трения, [q]=4,0 Мпа – допустимое давление.

Расчет дисковых фрикционных элементов управления заключается в определении размеров и количества дисков трения, обеспечивающих передачу требуемого момента без превышения предельных давлений на поверхности трения .

Исходным условием для расчета блокировочных муфт и тормозов коробок передач является величина номинального моментаМ_н, который должен передавать фрикционный элемент. Расчетный момент определяется на основании анализа кинематической схемы трансмиссии при условии, что двигатель развивает максимальный момент. Для надежной работы фрикцион должен быть рассчитан на момент, превышающий расчетный:

М_ф = βМ_н,

где β – коэффициент запаса фрикциона; ориентировочно при трении в масле β=1,2 – 1,5, принимаем .

Передаваемый фрикционным элементом крутящий момент может быть вычислен по упрощенной формуле:

Здесь – осевая сила сжатия фрикционных дисков, – коэффициент трения, – средний радиус фрикционных дисков, – число пар трения. Удельное давление на диски будем считать рав­номерно распределенным по всей фактической площади контакта дисков. Тогда осевая сила выражена следующим образом:

где – ширина дисков трения;

λ – коэффициент, учитывающий уменьшение площади поверхности трения диска из-за наличия канавок, принимаем λ=0,2;

– удельное давление на поверхности трения.

Меняя внешний и внутренний радиусы фрикционных дисков, определяем необходимое количество пар трения , при условии, что коэффициент ширины поверхности трения диска 0,15:

;

Определив количество пар трения, необходимо определить площадь поршня, исходя из условия, что давление масла в системе управления должно составлять 1 – 1,5 Мпа:

Таким образом, меняя внешний и внутренний радиусы поршня, определяем необходимую площадь поршня.

Результаты расчетов для дисковых фрикционных элементов управления коробки передач приведены в таблице 2.

Табл 4.

При расчете дискового фрикционного элемента управления с вращающимся бустером (блокировочная муфта) необходимо учитывать давление масла, возникающего от действия в нем центробежных сил. В результате действия данных сил, даже при отсутствии давления в системе управления поршень будет сжимать пакет фрикционных дисков.

Для обеспечения чистоты выключения блокировочных муфт в их конструкции предусматриваются специальные разгрузочные устрой­ства – компенсационные камеры.

В этом случае со стороны поршня, противоположной стороне бустера с помощью экранирующего диска формируется компенсационная камера, которая постоянно заполнена маслом. Под воздействием той же центробежной силы в этой камере формируется давление, равное давлению масла в бустере, возникающему под действием центробежной силы. Таким образом, на поршень с двух сторон действует одинаковое давление, что приводит к его уравновешенному состоянию при отсутствии в бустере давления системы управления. Преимуществом такого способа борьбы с возникающим под действием центробежной силы давлением заключается в том, что в этом случае это давление не участвует в формировании силы сжатия пакета фрикционных дисков.

Расчет выполнен в программном пакете Mathcad. Результаты расчета представлены в Приложении 5.

Расчет осей сателлитов

Оси сателлитов планетарных рядов нагружаются силами, действующими в зубчатых зацеплениях сателлита с солнечной и коронной шестернями, а также центробежной силой, действующей на сателлит вследствие его вращения вместе с водилом (рис.2).

Рис. 2 Расчетная схема осей сателлитов

Согласно схеме на рис. 2 радиальные силы зацеплений компенсируют друг друга, и на ось сателлита передаются только окружные и центробежная нагрузки. Суммарная сила, действующая на ось:

Окружная сила во всех зацеплениях планетарного ряда имеет постоянное значение (в случае пренебрежения силами трения), которое может быть вычислено по формуле:

где – момент на водиле планетарного ряда, значения которого приведены в приложении;

– диаметр водила – расстояние между осями сателлита и основных звеньев ПКП; - количество сателлитов планетарного ряда;

Центробежная сила, действующая на сателлит:

где – масса сателлита, кг;

- угловая скорость вращения водила, с^-1;

– радиус, на котором расположены оси сателлитов.

Поскольку оси, в отличие от валов, не передают крутящий момент, а воспринимают только поперечные нагрузки, то их рассчитывают на изгиб.

При расчете на изгиб напряжения, возникающие в поперечном сечении оси, определяются по формуле:

где – изгибающий момент, действующий в рассматриваемом поперечном сечении оси;

[σ_и] – допускаемое напряжение изгиба, для осей из хромоникелевых сталей [σ_и]=(250-400) МПа;

– момент сопротивления изгибу поперечного сечения, для осей без отверстий

Так как все сателлиты расположены на середине длины своих осей, максимальный изгибающий момент будет действовать в среднем сечении:

где – расстояние между опорами оси.

Поскольку направление и величина действующих на ось сил не изменяются циклически, расчет на прочность выполняется для случая действия максимальных нагрузок.

Преобразовывая полученные выражения, получаем формулу для расчета диаметров осей:

Характеристики

Список файлов курсовой работы