Ирина Эланс

Автор который поможет с любыми образовательными и учебными заданиями

Расчет автомобиля. 2

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНСТВО ПО ОРАЗОВАНИЮ

Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования

КУЗБАССКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

ФИЛИАЛ КузГТУ в г. НОВОКУЗНЕЦКЕ

Кафедра эксплуатации автомобилей

Курсовая работа по курсу: “Автомобили’’ Часть 2.

Выполнил: студент гр. МА-06

Стрельцов С.А.

Руководитель: Дадонов М. В.

Новокузнецк 2010 г.

Содержание.

Расчет сцепления………………………………………………………..
Расчет привода сцепления……………………………………………..
Расчет коробки передач………………………………………………..

Определение основных параметров коробки передач……………
Расчет зубчатых колес коробки передач на прочность…………...
Расчет синхронизаторов…………………………………………….

Расчет карданной передачи…………………………………………….

Расчет карданного вала………………………………………………
Расчет крестовины карданного шарнира……………………………
Расчет вилки карданного шарнира…………………………………..
Расчет подшипников карданного шарнира…………………………

Расчет главной передачи……………………………………………….
Расчет дифференциала…………………………………………………
Расчет полуосей…………………………………………………………
Список рекомендуемой литературы…………………………………...

1. РАСЧЕТ СЦЕПЛЕНИЯ

Сцепление – механизм трансмиссии автомобиля, передающий крутящий момент двигателя и позволяющий кратковременно отсоединить двигатель от трансмиссии и вновь плавно их соединить.

Классификация и требования к конструкции сцепления подробно рассмотрены в [3, 4, 5].

На большинстве современных АТС устанавливаются постоянно замкнутые сухие одно- или двухдисковые сцепления с периферийным расположением цилиндрических нажимных пружин или центрально расположенной диафрагменной пружиной с принудительным управлением.

Выбор размеров сцепления производится из условия передачи максимального крутящего момента двигателя посредством трения с некоторым запасом.

Статический момент трения сцепления определяют по формуле

, (2.1)

М_с= 498,7*2=997,5 Н×м

где М_с – статический момент трения сцепления, Н×м;

b - коэффициент запаса сцепления.

Значение коэффициента запаса сцепления выбирается с учетом неизбежного уменьшения коэффициента трения накладок в процессе эксплуатации, усадки нажимных пружин, наличия регулировки нажимного усилия, числа ведомых дисков.

С другой стороны, пиковые нагрузки в трансмиссии, независимо от их происхождения, должны ограничиваться пробуксовыванием сцепления. По этой причине коэффициент запаса сцепления не должен превышать определенного значения.

Сцепления с регулируемым давлением пружин и с диафрагменными пружинами имеют наиболее низкое значение коэффициента запаса сцепления.

Большие значения имеют сцепления грузовых автомобилей и автобусов.

В зависимости от максимального крутящего момента двигателя коэффициент запаса сцепления можно определить следующим образом [2] (табл. 2.1).

Таблица 2.1

Коэффициент запаса сцепления

M_{e max}, H×м	100 – 250	250 – 600	700 – 1800
b	1,75	2,2	2,5

Средние значения коэффициента запаса сцепления [5]:

для легковых автомобилей – b= 1,2 – 1,75;
для грузовых автомобилей – b= 1,5 – 2,2;
для АТС повышенной проходимости – b= 1,8 – 3,0.

Принимаем b=2

Средний радиус дисков определяют по формуле

(2.2)

= = 152,5мм = 0,1525 м.

где R_с – средний радиус дисков, м;

R_н, R_в – соответственно, наружный и внутренний радиус фрикционных накладок, м.

Ориентировочно средний радиус дисков можно определить следующим образом. Наружный радиус дисков определяют по формуле

(2.3)

Rн = 0,5 = 18,8 см.

где Rн – наружный радиус дисков, см;

М_{е max} – максимальный крутящий момент двигателя, кг×см;

А – коэффициент.

Коэффициент выбирается в зависимости от вида транспортного средства [2]:

для легковых автомобилей – А= 4,7;
для грузовых автомобилей – А= 3,6;
для АТС повышенной проходимости – А= 1,9.

Принимаем А=4,7

При этом внутренний радиус фрикционных накладок:

, (2.4)

= 0,6*18,8 = 11,3 см.

где R_в – внутренний радиус дисков, м.

Рассчитанные величины необходимо привести в соответствие с требованиями ГОСТ 12238 – 76 (табл. 2.2) [5]

Таблица 2.2

Диаметры фрикционных накладок

D, мм	180	200	215	240	250	280	300
d, мм	100, 120, 125	120, 130, 140	140, 150, 160	160, 180	155, 180	165, 180, 200	165,175, 200

Продолжение табл. 2.2

Диаметры фрикционных накладок

D, мм

325

340

350

380

400

420

d, мм

185, 200, 220, 230

185, 195, 210

195, 200, 210, 240,

290

200, 220, 230

220, 240, 280

Принимаем D=380 мм ; d=230мм.

Нажимное усилие пружин рассчитывают по формуле

(2.5)

= 12113 Н

где Р_S – нажимное усилие пружин, Н;

i - число пар трения.

Число пар трения [5]:

для однодисковых сцеплений – i = 2;
для двухдисковых сцеплений – i = 4.

Принимаем i = 2.

Расчетный коэффициент трения зависит от ряда факторов: параметров фрикционных материалов, состояния и относительной скорости скольжения поверхностей трения, давления, температуры.

Расчетный коэффициент трения – m = 0,25 – 0,3 [3].

Принимаем m = 0,27

Усилие при выключении отличается от нажимного усилия передаточным числом диафрагменной пружины:

, (2.10)

De = D =0,38 м.

= = 0,325 м.

Da = De / 1,4 = 0,27 м.

Da – внутренний диаметр сплошного кольца диафрагменной пружины, м.

Dc – средний диаметр сплошного кольца диафрагменной пружины, м.

De – наружный диаметр сплошного кольца диафрагменной пружины, м.

Внутренний диаметр лепестков диафрагменной пружины можно определить из рекомендованного соотношения [4]:

. Принимаем

Di = = 0,25 / 2,5 = 0,1 м.

D_i- внутренний диаметр лепестков диафрагменной пружины, м.

Давление на фрикционные накладки рассчитывают по формуле

(2.11)

где Р₀ – давление на фрикционные накладки, Па;

F- площадь поверхности одной стороны фрикционной накладки, м².

Допустимые давления на фрикционные накладки – [P₀]= 0,15 – 0,25 МПа [4].

Меньшие значения имеют сцепления грузовых автомобилей и автобусов или автомобилей, работающих в тяжелых дорожных условиях; большие значения – сцепления легковых автомобилей.

К показателям нагруженности деталей сцепления относятся удельная работа буксования (отражающая также износостойкость сцепления) и нагрев деталей сцепления при одном трогании с места.

Удельную работу буксования сцепления рассчитывают по формуле

, (2.12)

где q_б – удельная работа буксования сцепления, Дж / м²;

L_б - работа буксования, Дж;

F – площадь поверхности одной стороны фрикционной накладки, м².

Работу буксования определяют по формуле

, (2.13)

где J_a- момент инерции приведенного к коленчатому валу двигателя маховика, заменяющего поступательно движущуюся массу автомобиля, кг×м²;

w_е - угловая скорость коленчатого вала, рад/с;

М_Y- момент сопротивления движению автомобиля, приведенный к коленчатому валу двигателя, Н×м.

При определении работы буксования следует иметь в виду, что формула (2.15) выведена при следующих допущениях:

для исключения влияния водителя предполагается, что сцепление включается мгновенно;
угловая скорость коленчатого вала двигателя в процессе включения постоянна;
крутящий момент двигателя, равный передаваемому сцеплением моменту, растет пропорционально времени;

момент сопротивления движению – величина постоянная.

Такая идеализация процесса включения сцепления позволяет проводить лишь ориентировочные расчеты. Для повышения точности результатов следует учитывать упругие свойства трансмиссии как колебательной системы и изменение переменных, входящих в формулу (2.15) в реальных условиях эксплуатации.

Момент инерции условного маховика, заменяющего собой поступательно движущуюся массу автомобиля, рассчитывают по формуле

, (2.14)

кг×м²

где Jа – момент инерции условного маховика, кг×м²;

J_м- момент инерции маховика двигателя, кг×м²;

J_в- момент инерции условного маховика, приведенного к ведущему валу коробки передач, кг×м².

Величины момента инерции маховиков приведены в табл. 2.4 [6].

Таблица 2.4

Момент инерции маховика двигателя

Автомобиль	ЗАЗ–968	ВАЗ–2101	ВАЗ–2121	М–2140	ГАЗ–24
J_м, кг·м²	0,118	0,130	0,130	0,170	0,310

Продолжение табл. 2.4

Момент инерции маховика двигателя

Автомобиль	УАЗ–469	РАФ–2203		ПАЗ–3201		ЛиАЗ–677		ЛАЗ–695Е
J_м, кг·м²	0,360		0,314		0,510		1,070		0,991

Продолжение табл. 2.4

Момент инерции маховика двигателя

Автомобиль	ЛАЗ–699Н	ГАЗ–52	ГАЗ–3307	ЗИЛ–431410	ЗИЛ–133
J_м, кг·м²	1,740	0,491	0,510	0,991	0,991

Продолжение табл. 2.4

Момент инерции маховика двигателя

Автомобиль	КамАЗ–5320	Урал–377	КрАЗ–257	МАЗ–5551	МАЗ–5432
J_м, кг·м²	2,070	1,740	4,61	2,60	4,61

Момент инерции условного маховика, приведенного к ведущему валу коробки передач, рассчитывают по формуле

, (2.15)

кг*м²

где Ма – полная масса автомобиля, кг;

r_к – радиус качения колеса, м;

i₀ – передаточное число главной передачи;

i₁- передаточное число первой ступени коробки передач.

Угловая скорость коленчатого вала двигателя для автомобилей с бензиновым двигателем определяют по формуле

, (2.16)

где w_е – угловая скорость коленчатого вала двигателя, рад/с;

w_м – угловая скорость при максимальном крутящем моменте, рад/с.

Для автомобилей с дизелями угловая скорость коленчатого вала двигателя определяют по формуле

, (2.17)

где w_N – угловая скорость при максимальной мощности, рад/с.

Угловая скорость коленчатого вала двигателя определяют по формуле

, (2.18)

рад/c

где n – частота вращения коленчатого вала двигателя, об/мин.

Момент сопротивления движению автомобиля, приведенный к коленчатому валу двигателя, рассчитывают при допущении о равенстве радиусов качения всех колес автомобиля по формуле

, (2.19)

= 27,85 Н*м

где g – ускорение свободного падения, кг/м×с²;

h_тр – КПД трансмиссии.

y=0,02 [4].

Допустимая удельная работа буксования [4]:

для легковых автомобилей – [q_б]= 50 – 70 Дж/см²;
для грузовых автомобилей – [q_б]= 15 – 120 Дж/см²;
для автопоездов – [q_б]= 10 – 40 Дж/см².

При определении теплового режима сцепления рассчитывается нагрев ведущего диска. Маховик имеет значительно большую массу, чем нажимной диск, и поэтому температура его нагрева сравнительно невелика.

При расчете нагрева ведущего диска принимается допущение, что теплопередача в окружающую среду отсутствует, и вся работа буксования используется на нагрев диска.

Нагрев ведущего диска при одном трогании с места рассчитывают по формуле

, (2.20)

°С

где DТ – нагрев ведущего диска, °С;

g- доля теплоты, поглощаемая диском;

M_д- масса нажимного диска, кг;

С_д- удельная теплоемкость стали, Дж/кг×град.

Доля теплоты, поглощаемая диском [4]:

для ведущего диска однодискового сцепления и среднего диска двухдискового – g= 0,5;
для нажимного диска двухдискового сцепления – g= 0,25.

Принимаем g= 0,5.

Радиальные размеры дисков выбираются, исходя из размеров фрикционных накладок. Толщина дисков предварительно принимается в зависимости от наружного диаметра накладок и затем уточняется по результатам теплового расчета сцепления:

, (2.21)

Sд = 0,05*0,38 = 0,019 м

Мд = π**Sд*ρ

Мд = 3,14**0,019*7800 = 10,6 кг.

где Sд – толщина дисков, м.

Удельная теплоемкость стали – С_д= 481,5 Дж/кг×град [5].

Допустимый нагрев нажимного диска – [DТ] = 10 – 15° С [4].

Полученная расчетная температура является условной (определение ее проведено при одном трогании автомобиля с места) и используется при сравнительной оценке конструкций сцеплений различных типов. В действительности же процесс нагрева дисков значительно сложнее из-за большого числа включений сцепления на единицу пройденного пути, особенно в условиях городского движения. Поэтому температура деталей сцепления в процессе работы автомобиля значительно выше.

2. РАСЧЕТ ПРИВОДА СЦЕПЛЕНИЯ

Классификация и требования к приводам фрикционных сцеплений подробно рассмотрены в [3, 4, 5].

Удобство управления сцеплением обеспечивается правильным выбором передаточного числа привода, чтобы иметь:

1.Оптимальную величину перемещения педали, не более [5]:

для легковых автомобилей – S_п_е_д= 160 мм;
для грузовых автомобилей – S_п_е_д= 190 мм.

Принимаем S_пед= 160 мм.

2.Максимальную величину усилия на педали, не более [3]:

сцепления с усилителем – Р_п_е_д= 150 Н;
сцепления без усилителя – Р_п_е_д= 250 Н.

Принимаем Р_пед= 150 Н.

Механические приводы (рис. 3.1,а) в настоящее время применяются только на легковых автомобилях особо малого класса; на грузовых автомобилях, автобусах и легковых автомобилях малого класса и выше применяют гидропривод (рис. 3.1,б).

При расчете привода рассчитываются его передаточное число, усилие на педали и ход педали. Кроме этого, определяются геометрические размеры рычагов, цилиндров и тяг привода.

Общее передаточное число привода от педали до нажимного диска можно определить по формуле

, (3.1)

где i_пр – общее передаточное число привода;

i_пед – передаточное число педали сцепления;

i_в – передаточное число вилки выключения;

a, b – плечи педали;

c, d – плечи вилки выключения

Рис.3.1. Схема гидравлического привода сцепления:

Полный ход педали механического привода складывается из свободного хода педали, рабочего хода и упругих деформаций элементов привода. Полный ход педали механического привода рассчитывается по формуле

, (3.2)

где S_пед – полный ход педали механического привода, м;

S_св – свободный ход педали, м;

S_р – рабочий ход педали, м;

d- зазор в механизме выключения (между муфтой и рычагами выключения), м;

DS – ход нажимного диска, м;

i_р – передаточное число рычагов выключения.

Величина зазора в механизме выключения [2]:

для сцеплений с периферийными цилиндрическими пружинами – d= 1,5 – 2,0 мм;

для сцеплений с центральной диафрагменной пружиной –

d= 3,5 – 4,0 мм.

Принимаем d= 3,5 мм.

Ход нажимного диска [5]:

для однодисковых сцеплений – DS=1,5 – 2,0 мм;
для двухдисковых сцеплений – DS=2,4 – 2,8 мм.

Принимаем DS=1,5 мм.

Передаточное число рычагов выключения рассчитывают по формуле

, (3.3)

где e, f – плечи рычагов выключения, м.

Выполненные конструкции приводов имеют обычно следующие значения передаточных чисел:

i_пр= 30 – 45; i_p= 3,8 – 5,5; i_в= 1,4 – 2,2 [5].

Принимаем i_пр= 30 Принимаем i_p= 3,8

Исходя из выбранных величин, необходимо определить передаточное число привода сцепления, а затем, задавшись передаточным числом вилки выключения, найти передаточное число педали.

Усилие на педали определяют по формуле

, (3.4)

где Р_пед – усилие на педали, Н;

h_пр – КПД привода сцепления.

КПД привода сцепления [3]:

для механического привода – h_п_р= 0,7 – 0,8;
для гидравлического привода – h_п_р=0,8 – 0,9.

Если усилие на педали больше допустимого, то в привод необходимо устанавливать усилитель.

Принимаем h_пр=0,85

Полный ход педали сцепления при гидроприводе рассчитывают по формуле

= 3,5*30 + 1,5*30*3,8= 176 мм.

4. РАСЧЕТ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ

Коробка передач – агрегат трансмиссии, предназначенный для преобразования крутящего момента и частоты вращения, развиваемых на коленчатом валу двигателя, для получения различных тяговых усилий на ведущих колесах при трогании автомобиля с места и его разгоне. Коробка передач служит также для обеспечения возможности движения автомобиля задним ходом и длительного отсоединения двигателя от трансмиссии при его пуске, на стоянке или при движении автомобиля накатом.

Классификация и требования к конструкции коробки передач подробно рассмотрены в [3, 4, 5].

На современных автотранспортных средствах наибольшее распространение получили двух- и трехвальные ступенчатые коробки передач с шестернями постоянного зацепления. Для включения передач используют зубчатые муфты и синхронизаторы. Современные коробки передач имеют высокий КПД (h= 0,96 – 0,98) [3].

При рассмотрении конструкций коробок передач используется такое понятие, как "диапазон передаточных чисел коробки передач" – отношение передаточного числа низшей ступени коробки передач к передаточному числу высшей ступени. Величина диапазона [3] для:

легковых автомобилей – Д= 3,0 – 4,5;
грузовых автомобилей – Д= 5,0 – 8,0;
АТС высокой проходимости и тягачей – Д= 10,0 – 20,0.

Преимуществами двухвальных коробок передач (рис. 1.1, а) являются: