Пост диагностики тормозных механизмов легковых автомобилей с разработкой контрольного стенда

= 842 (Н·м) 

где   [T]_т – допускаемый момент на тихоходном валу, исходя из прочности по зацеплению

          u_м.р. – передаточное число мотор-редуктора

          n_дв – число оборотов червяка (число оборотов двигателя)

          А – межосевое расстояние

          К_з – коэффициент формы зацепления, принимается в зависимости от передаточного числа

           К_з = 1,1, т.к. u_м.р. = 12,5

           К_р – коэффициент режима работы 

передаваемая  мощность, допустимая по долговечности  подшипников червяка, выраженная через  момент на тихоходном валу: 

P_б = [T]_т · n_б / (9550 · η) = 842 · 120 / 9550 · 0,87 = 12,16 (кВт) 

где   Р_б – передаваемая мощность, допустимая по долговечности подшипников червяка

                  η – коэффициент полезного  действия червячного глобоидного  редуктора 

б) характеристики двигателя:

мощность  Р_дв = 4 кВт

асинхронная частота вращения  n_дв = 1500 (об/мин)

коэффициенты  перегрузки 

Тпуск  _{= 2;}    Тmax  _{= 2,2}

Тном               Тном 

Окончательно  определяю частоту вращения ролика тормозного стенда: 

nб = nдв / uм.р. = 1500 / 12,5 = 120 (об/мин) 
 
 

И тогда  реальная скорость вращения колес автомобиля на тормозном стенде будет равна:

Va = 0,377 · nб · rб = 0,377 · 120 · 0,110 = 4,98 (км/ч) 
 
 

1.9. Расчет цепной  передачи 
 

Цепная  передача в данном механизме служит для передачи крутящего момента с тихоходного вала мотор-редуктора на приводные валы.

1.9.1) Определяю  передаточное число передачи: 

_{u ц.п =} uобщ   ₌  12,5  _{= 1}

             uм.р         12,5 

Т.о.:   n₁ = n₂ = n_п.в  = 120 (об/мин) 

           Т1  = Т м.р = 380 (Н м);  Т2 = Т п.в = 190 (Н м) 

1.9.2) Число  зубьев звездочки:

Т.к. передача тихоходная (V < 2 (м/с)) и необходимо обеспечить минимальные габариты, принимаю    Z1 = Z min = 13.  Это обеспечивает удовлетворительную плавность хода. 

Z2  = Z1· u ц.п = 13 · 1 = 13. 

1.9.3) Корректирующий  коэффициент: 

_{К =}    Кд · Кк · Кс · Кр  ₌    1 · 2,0625 · 1 · 1   _{= 2, 148}

                    Кz                          0,96 
 

где  Кд = 1 – коэффициент динамической нагрузки (она постоянная)

        Кс = 1 – коэффициент сменности (1 смена)

        Кр = 1 – коэффициент режима работы (постоянный)

        Кz = 1+ 0,01 (Z1 – 17) = 1 + 0,01 (13 – 17) = 0,96 

Кz – коэффициент влияния числа зубьев звездочки .

        Кк – коэффициент, учитывающий  конструктивные особенности передачи: 

        Кк = К1 · К2  · К3 · К4 = 1,1 · 1,25 · 1 · 1,5 = 2,0625 

где  К1 = 1,1 – коэффициент регулировки  межосевого расстояния (роликом или передвижением опоры)

         К2 = 1,25 – коэффициент длины цепи (т.к. a = 440 < 25 · t =

= 25 ·  31,75 = 795,75) 

         К3 = 1 – коэффициент угла наклона  (φ < 45˚) к горизонту ветви цепи

         К4 = 1,5 – коэффициент смазки (эпизодическая) 

1.9.4) Допускаемое  давление в шарнирах цепи: 

Т.к   50 < n1 < 200, то [p] ≥ 29 (МПа) 

1.9.5) Шаг  цепи:

Расчет  веду для двух вариантов: однорядной (m = 1, Km = 1) и двурядной  (m = 2, Km = 0,85) цепи.

а) m = 1:  
 

        3  _____________                  3  _________

_{t ≥ √}     T1· K                . _{28 = √} 380 · 2,1484  . _{28 = 36,23 (мм)}

              [p] ·Z1· m ·Km                       29 · 13 · 1 · 1 
 

б) m = 2: 

                                _____________  

_{t ≥  28 · ³√}  380 · 2,1484       _{= 30,35 (мм)}

                      29 · 13 · 2 · 0,85 

Принимаю  цепь роликовую двурядную.

2ПР  – 31,75 – 17700   ГОСТ 13568 – 75 с параметрами:

- шаг:  t = 31,75 (мм);

- диаметр  валика: d = 9,55 (мм);

- диаметр  ролика: d1 = 19,05 (мм); расстояние между внутренними пластинами: Bвп = 19,05 (мм);

- ширина  внутреннего звена: B = 27,46 (мм);

- ширина  внутренней пластины: h = 30,2 (мм);

- расстояние  между осями цепи: А = 35,76 (мм);

- разрушающая  нагрузка: Q = 177 (кН);

масса 1 (м) цепи: 7,3 (кг).

1.9.6) Геометрия  передачи:

а) делительный  диаметр: 

_{dg1 = dg2 =}             t            ₌       31,75     _{= 132,67 (мм)}

                        sin (180/Z_i)         sin (180/13) 

б) диаметр  выступов: 

D_е1 = D_е2 = t · (0,5 + ctg (180/Z_i)) = 31,75 (0,5 + ctg (180/13)) = 144,69 (мм) 

в) диаметр  впадин: 
 

Di1 = Di2 = dgi – 2 (0,5025 · d1 + 0,05) = 132,67 – 2 (0,5025 · 19,05 + 0,05) =

 

                          =113,43 (мм) 

г) определяю  межосевое расстояние (предварительно): 

a = amin ≥  0,5 (De1 + De2) + (30 ÷ 50) = 0,5 (144,69 + 144,69) + (30 ÷  50) =  

                                =175 ÷ 195 (мм) 

д) определяю  число звеньев цепи и корректирую межосевое расстояние: 

_{Zц =} l ₌  3a + πd_{g  =} 3 · 180 + 3,14 · 132,67 _{= 30,14 ≈ 30,}

         t          31,75                 31,75 

где  l – длина цепи;

        а – предварительное межосевое  расстояние. 

_{арасч =} t · Z – πd_{g =} 31,75 · 30 – 3,14 · 132,67 _{= 178,57 (мм)}

3 

При данном межосевом расстоянии   арасч  и углах наклона ветвей цепи к  горизонту  φ1 = ± 30º  и φ2 = 90º, я получаю оптимальный угол обхвата звездочек α = 120º (т.е. между ветвями  φ = 60˚), а также расстояние между шестерней и редуктором   l = 22 (мм), т.е.   l > (15 ÷ 20) мм.

е) стрела предварительного провисания цепи:

для ветвей с  φ = ± 30˚:

                         _______

_{f1 = f2 =} 11,4 √ a³ cos φ  ₌  11,4 √ 0,17857³ cos 30˚  _{= 0,745 (мм)}

                        К_ц                                   1 

для вертикальной ветви с φ = 90˚: 

                          f3 = 0. 

где Кц = 1 – коэффициент, учитывающий влияние  центробежного натяжения при V ≥ 10 (м/с)

ж) монтажное  межосевое расстояние (если регулировку  не применять): 

_{ам = а -}  3 (f₁ + f₂)²  _{=  178,57 -}  3 (0,745 + 0,745)²  _{= 178,56 (мм)}

                    4а                                     4 · 178,57 

Т.к. межосевые  расстояния отличаются на  

∆а = а  – ам = 178,57 – 178,56 = 0,01  (мм),  

то регулировку  можно не применять.

з) Остальные  геометрические размеры звездочек:

ширина  зуба звездочек 

            b1 = 0,9 · Bвп – 0,15 = 0,9 · 19,05 – 0,15 = 16,995 ≈ 17 (мм) 

ширина  венца звездочек: 

            B = (m – 1) · A + b1 = (2 – 1) · 35,76 + 16,995 = 52,755 ≈ 52,76 (мм) 

радиус  закругления зуба: 

            r3 = 1,7 · d1 = 1,7 · 19,05 = 32,385 ≈ 32,39 (мм)

расстояние  от вершины зуба до центра дуг закруглений (до линии центра): 

            H = 0,8 d1 = 0,8 · 19,05 = 15,24 (мм) 

толщина обода: 

             δ = 1,5 (De – dg) = 1,5 (144,69 – 132,67) = 18 (мм) 

толщина диска: 

             С = (1,2 ÷ 1,3) · δ = (1,2 ÷ 1,3) · 18 = 21,6 ÷ 23,4 ≈ 22 (мм) 

высота  зуба: 

             _{h1 =}  De – Di  ₌ 144,69 – 113,43  _{=15,63 (мм)}

2 

диаметр проточки: 

       Dc = t · ctg (180/Z) – 1,3 · h = 31,75 · ctg (180/Z) – 1,2 · 30,2 = 92,58 (мм) 

где   h = 30,2 (мм) – ширина пластины цепи

диаметр ступицы звездочки вала шестерни: 

              dст1 = (1,2 ÷ 1,5) · dвых2 = (1,2 ÷ 1,5) · 60 = 72 ÷ 90 (мм) 

Принимаю  dст1 = 80 (мм)

длина ступицы:

               lст = (0,8 ÷ 1,5) · dвых1 

            lст1 = (0,8 ÷ 1,5) · 60 = 48 ÷ 90 (мм);  

Принимаю  lст1 = 50   (мм) 

lст2 = (0,8 ÷ 1,5) · 60 = 48 ÷ 90 (мм);

 

Принимаю  lст2 = 50 (мм)

Здесь dвых1 = 60 (мм) – диаметр вала под ступицей звездочек;

 dвых2 = 60 (мм)

1.9.7) Расчет  шпонок ступиц звездочки и  их подбор:

а) материал шпонок – сталь 45  ( нормализованная), у которой:

  σ_в  = 600 (МПа); [ σ ]см = 300 (МПа); [ τ ]ср = 120 (МПа)

б) Проверка на снятие:

     Условие прочности: 

                                 [Мкр]мах < 0,5·d · к · е · [δ]см · 10^-3 

Отсюда  длина шпонки  1 равна: 

_1> 2 · [Мкр]мах · 10^-3

           d · к · [δ]см 
 

где  [Мкр]мах – максимальный длительнодействующий момент

     d = dвых - диаметр вала под ступицу звездочки.   

     К = h – t₁ – выступ шпонки от шпоночного паза.

     [δ]см – допустимое напряжение  снятия. 

для ведущей  звездочки: 

     _11> 2 · 503,129 · 10^-3 _{= 27,952 (мм)}