Дипломная работа: Ділянка діагностики та ремонту ДВС у АТП на 350 автомобілів

6.2 Опис прототипу

Із зовнішньої сторони лівого редуктора встановлений гідравлічний робочий циліндр з поршнем і поршневими кільцями. Шток поршня з механізмом закручування зв'язаний через порожнистий вал редуктора. Потовщений кінець порожнистого валу редуктора має циліндрову виточку в стінках якої прорізають спіральні щілини. Вилка торсіонного валу, змонтована усередин циліндрової виточки порожнистого валу лівого редуктора, має прямі щілини. Шток поршня за допомогою шворні пов'язаний з вилкою торсіонного валу другий кінець якого через шліцьову втулку сполучений з валом правого редуктора. При русі поршня шток через наполеглив кільця підшипника переміщає шворінь, кінці якого ковзають в щілинах циліндрово виточки і вилки торсіонного валу. Переміщення шворні по щілинах створює зсув поршневого валу, тобто закручує його в замкнутому контурі, тим самим створюючи навантаження, величина моменту торсіонного валу, що крутить, залежна від кута закручування торсіонного валу встановлюється таріровкою.

Тут управління навантаженням здійснюється за допомогою триходового крана. При повороті рукоятки крана управо масло з бака насосом подається в робочий циліндр створюючи навантаження. У даному стенд випробування виробляється в одному напрямі обертання, тому, що при реверсуванн немає можливості створити навантаження протилежного знаку.

6.3 Опис стенду для обкатки контролю випробувань під навантаженням коробок передач

Стенд складається з електродвигуна, клиноременної передачі, вертикального редуктора, правого і лівого бічних редукторів, механізму перемикання, механізму закручування валів, двох ндукційних датчиків, станцій гідроприводу і змащувальної станції.

Стенд є установкою із замкнутим силовим контуром в якому коробка передач навантажується за рахунок використовування внутрішніх сил системи при закручуванні торсіонного валу. Електродвигун через клиноремену передачу передає обертання на вал I, на якому жорстко насаджена конічна шестерня (z=15, m=12), що знаходиться в зачіпляючому з конічною шестернею (z=31, m=12) вертикального редуктора приводить в обертання вал II. Вал II через три циліндрові шестерні (z=23, m=12) передає обертання на вал II, який через зубчату муфту пов'язаний з первинним валом випробовуваної коробки передач. Від валу I через шестерні КП обертання передається на карданні вали VII і VIII, потім через циліндрові шестерні (z=28, m=8, z=20, m=8, z=20, m=8) бічних редукторів на проміжний вал V на якому на підшипник насаджена циліндрова шестерня (z=42, m=8) механізму перемикання. На шліцах пересувається каретка (z=21, m=8) чим досягається включення 1й і 2й передач обертання валу IV. Таким чином, виходить замкнутий силовий контур.

Момент навантаження, що крутить, створюється за допомогою механізму закручування валів (валу IV і частини валу I до конічно шестерні (z=15, m=12) в протилежній стороні).

Пружні сили, що виникають усередині замкнутого контура створює момент під впливом якого знаходяться шестерні коробок передач.

Закручування валів IV і I здійснюють косозубимі шестернями (кут нахилу зубів b=45°), що знаходяться в зачіпляючому з блок-шестернею (z=17, m=10, b=45°). Блок-шестерня встановлена на підшипниках на штоку, зв'язаному протилежними кінцями з поршнями гідроциліндрів односторонньої дії. При переміщенні одного поршня гідроциліндра виробляється закручування торсіонних валів IV і I.

Для створення моменту протилежного напряму, що крутить, включають інший гідроциліндр.

6.4 Розрахунок стенду для випробування коробки передач

Розрахунок номінальних параметрів коробок передач

Частота обертання первинного валу КП від двохшвидкісного трифазного асинхронного двигуна АТ 92 - 8/4: N=40/55 кВт, n=730¸1470 хв-1, живлення 380 В.

Через конічно-циліндровий редуктор

 хв-1.

Обертаючі моменти на первинному валу з урахуванням втрат в редукторі

 Н×м,

деhр=0,94-ККД редуктора.

Коробка передач – двухступенчатая.

Передавальне число на першій передачі:

.

Передавальне число на другій передачі:

.

Частота обертання вторинного валу

 хв-1.

Обертаючі моменти на вторинному валу

 Н×м,

деhКП=0,95-ККД коробки передач.

Кожний з обертаючих моментів М2 порівну передається на передній і задній міст ходової частини автомобілів.

6.5 Обгрунтування кінематичних силових параметрів стенду. Вибір електродвигуна

Метою випробування коробок передач є перевірка х працездатності, довговічності, якості виготовлення і ремонту, обкатки прироблення зубчатих зачіпляє і інших зв'язаних деталей.

Зубчаті передачі в транспортних вантажопідйомних машинах працюють при змінних режимах, навантаженнях, залежних від безлічі випадкових чинників і, отже, мають характер вірогідності.

У зв'язку з цим стенд забезпечений пристроєм для програмного навантаження. Практично всі способи навантаження стендів із замкнутим контуром можуть бути використані в стенді багаторедуктора дано конструкції. Де застосоване попереднє закручування торсіонного валу за допомогою пари косозубих коліс.

Механізм закручування валів є парою косозубих коліс, двох гідроциліндрів, що вільно обертаються на суміщеному штоку. Осьове переміщення зубчатих коліс за допомогою гідроциліндрів, керованих по тиску масла за допомогою клапанно-золотникового пристрою за потрібною програмою, дозволя створити циркулююче навантаження в замкнутому контурі стенду, в який включена випробовувана КП.

Для імітації реверсу виробляється зміна напряму силового потоку за рахунок переміщення зубчатих коліс у зворотний бік. Холостий хід при обкатці коробки передач забезпечується при нейтральному положенні золотника (суміщений шток гідроциліндрів за допомогою пружинного пристрою займає при цьому нейтральне положення) або при відключеній зубчатій муфті на валу III приводу первинного валу коробки.

У стенді для кінематичного узгодження силового ланцюга число однотипних редукторів в контурі повинне бути парним. Тому механізм перемикання і конічна передача вертикального редуктора є дзеркальним відображенням випробовуваної коробки передач.

Конічна передача вертикального редуктора – m=12 мм, z1=15, z2=31 на валах I і II.

Механізм перемикання між валами IV і V

I - я передача: z1=20, z2=42, m=8 мм;

II - я передача: z1=41, z2=21, m=8 мм.

Бічні ліві і праві редуктори стенду кінематично однакові z1=28, z2=20, z3=28, m=8 мм замикають вторинний вал випробовуваної КП. Паразитне зубчате колесо (z2=20, m=8 мм) служить конструктивно для збільшення міжосьової відстані з метою розташування валів V і VI стенду за габаритами випробовуваної коробки передач.

Косозуби є передачі механізму закручування валів сполучають вали I і IV, створюючи циркулююче навантаження шляхом їх осьового переміщення без зміни частоти z1=23, z2=17, m=10 мм, b=45°.

Вертикальний редуктор складається з циліндрових коліс (z1=23, z2=23) з передавальним числом рівним 1. Паразитне колесо цього редуктора погоджує напрям обертання первинного валу випробовувано коробки з вторинним, тобто здійснює загальне кінематичне узгодження стенду по напряму обертання.

Номінальну потужність електродвигуна стенду визначаємо виходячи з величини моменту навантаження коробки передач і втрат на тертя в механізмах стенду.

,

деh1=h2=0,95-ККД бічних редукторів (лівого і правого);

h3=0,94-ККД вертикального редуктора;

h4=0,96-ККД зубчатого механізму закручування валів;

h5=0,98-ККД зубчатого механізму перемикання.

При восьми полюсах

 кВт.

При чотирьох полюсах

 кВт.

Приймаємо для приводу стенду двохшвидкісний двофазний асинхронний електродвигун напругою 380 В 4А132М8/4 з N=5,5/11 кВт; n=720/1460 хв-1; ; .

6.6 Розрахунок клиноременної передач приводу стенду

На первинний вал коробки передач через вертикальний редуктор повинна бути підведена частота обертань n1=71/143 хв-1. (частота обертання валу III стенду).

Передавальне число конічної передач вертикального редуктора і всього редуктора

оскільки циліндрові передачі вертикального редуктора не змінюють частоти (z1=z2=23)

.

Розрахунок ведемо для другої швидкост потужності двигуна по методиці висловленої [7] стор.270.

Вибираємо перетин клинового ременя по табл.5.6 заздалегідь визначаємо кутову швидкість і номінальний обертаючий момент М1 на провідному валу.

Початкові дані: N1=11 кВт, n1=1460 хв-1, u=5. Робота двозмінна, навантаження реверсивне, динамічне.

Момент, що крутить, на швидкохідному валу:

 Н×м.

При даному моменті приймаємо перетин ременя "А" з розмірами: bр=11 мм; h=8 мм, b0=13 мм, y0=2,8 мм, F1=0,81 см2.

Діаметр меншого шківа відповідно до рекомендацій dp min=90 мм, але оскільки в даному випадку немає жорстких обмежень до габаритів передачі, то для підвищення довговічності ременя приймаємо dр1=100 мм.

Діаметр більшого шківа

 мм.

Стандартний діаметр по ГОСТ 17383 - 73 dр2=500 мм.

Фактичне передавальне число:

.

Швидкість ременя:

 м/с.

Частота обертання відомого валу:

 хв-1.

Міжосьова відстань:

 мм.

Розрахункова довжина ременя:

 мм.

Стандартна довжина ременя L=2000 мм.

По стандартній довжині L уточнюємо дійсну міжосьову відстань:

 мм.

Мінімальна міжосьова відстань для зручност монтажу і зняття ременів

 мм.

Максимальна міжосьова відстань для створення натягнення і підтягання ременя при витяжці:

 мм.

Кут обхвату на меншому шківі:

.

.

Початкова довжина ременя (табл.2,15 [7]) L0=1700 мм. Відносна довжина

.

Коефіцієнт довжини (табл.2. 19 [7]) СL=1,04.

Початкова потужність при dp1=100 мм і v=7,6 м/с передавана одним ременем N0=1,275 кВт.

Коефіцієнт кута обхвату (табл.2,18 [7]) Са»0,86.

Поправка до моменту, що крутить, на передавальне число (табл.2. 20 [7]) DТн=1,2 Н×м.

Поправка до потужності

 кВт.

Коефіцієнт режиму роботи при вказаному навантаженні (табл.2.8. [7]) Ср=0,73.

Потужність, що допускається, на один ремінь:

 кВт.

Розрахункове число ременів по таблиці:

.

Коефіцієнт, що враховує нерівномірність навантаження Сz=0,85.

Дійсне число ременів в передачі

.

Приймаємо число ременів .

Сила початкового натягнення одного клинового ременя:

 Н,

деq=0,1 кг/м (табл.2.12 [7]).

Зусилля, діюче на вали передачі

 Н.

Розміри обода шківів (табл.2.21 [7]) lр=11 мм; h=8,7 мм; b=3,3 мм; l=15±0,3 мм;  мм; v=1,0 мм; h1min=6 мм; a1=34°; а2=38°.

Навантажені діаметри шківів

 мм,

 мм.

Шина обода шківів

 мм.

6.7 Гідропривід стенду

6.7.1 Початкові дані для гідравлічного розрахунку стенду

Зусилля, що розвивається циліндром для створення навантаження F=26 кН.

Робочий тиск в системі гідроприводу Р=6,3 МПа.

Гідроциліндр з одностороннім штоком односторонньої дії.

Робоча площина безштокова.

6.7.2 Розрахунок діаметру гідроциліндра

Діметр гідроциліндра визначаємо по таблиці

 мм.

Приймаємо Д=100 мм (Додаток 1 [8]).

6.7.3 Визначення діаметру штока циліндра

 мм.

Приймаємо d=50 мм (Додаток 3 [8]).

6.7.4 Розрахунок витрати масла

Визначаємо витрату масла при заданій швидкост руху поршня, враховуючи, що при ущільненні манжета поршня і штока в гідроциліндрі об'ємний ККД hоб=1.

 м3/хв л/хв,

деν=5 м/хв-швидкість руху поршня.

Приймаємо Qном=20 л (додаток 5 [8]).

6.7.5 Вибір насоса

По рас ходу Q=19,2 л/мін приймаємо для системи гідроприводу пластинчастий насос типу 12 - 33 АМ.

Технічна характеристика насоса 12 - 33 АМ:

робочий об'єм насоса v0=32 см3;

- тиск розвивається насосом р=6,3 МПа;

- подача насоса при частоті обертання приводного двигуна n=960 хв-1;

- об'ємний ККД насоса hоб=0,85;

загальний ККД насоса hн=0,75.

6.7.6 Розрахунок потужності споживаної насосом

Визначаємо потужність споживану насосом по таблиці

 кВт.

6.7.7 Розрахунок фактичного штовхаючого зусилля розвивається гідроциліндром

Визначаємо фактичне штовхаюче зусилля розвивається гідроциліндром по таблиці:

 кН.

6.7.8 Розрахунок максимальної швидкості розвивається поршнем гідроциліндра

Визначаємо максимальну швидкість розвивається поршнем гідроциліндра по наступній таблиці:

6.7.9 Розрахунок внутрішніх діаметрів гидроліній

Визначаємо внутрішні діаметри dвс, dн, dсл труб відповідно всмоктуючій, напірній зливній гидроліній по наступних таблицюлах

 дм;

 дм;

 дм.

По підрахованих значеннях внутрішніх діаметрів труб різних гидроліній приймаємо по додатку 1 [8] умовні проходи:

для всмоктуючої гидролінії Дув=16 мм;

для труби напірної гидролінії Дун=10 мм;

для труби зливний гидролінії Дусл=16 мм.

6.7.10 Розрахунок товщини стінок гільзи гідроциліндра і труби напірної гидролінії

Визначаємо мінімальну товщину стінок гільзи гідроциліндра і труби напірної гидролінії по таблиці

 мм,

Страницы: 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8, 9, 10, 11, 12, 13, 14, 15, 16, 17, 18