Учебное пособие по выполнению курсового проекта по дисциплине «Автомобили. Анализ конструкций, элементы расчета» icon

Учебное пособие по выполнению курсового проекта по дисциплине «Автомобили. Анализ конструкций, элементы расчета»


Смотрите также:
Методические указания по выполнению курсового проекта для специальности 190631 «Техническое...
Планирование и организация технического обслуживания машинно-тракторного парка учебное пособие...
Методическое пособие к выполнению курсового проекта “...
Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине “...
Требования к содержанию и выполнению курсового проекта по дисциплине...
Учебное пособие по выполнению курсового и дипломного проектирования / В. С. Демьянова, Э. А...
Методические рекомендации по выполнению курсового проекта по дисциплине «Рабочие процессы...
Методическое пособие по выполнению курсового проекта по дисциплине Экономика...
Методические указания По выполнению курсового проекта Для студентов дневной и заочной форм...
Тема курсового проекта...
Методические указания по выполнению курсового проекта (работы) по курсу «Новые технологии в эис»...
Методические указания по выполнению курсового проекта по курсу Экономика предприятия для...



Загрузка...
страницы:   1   2   3
скачать
ФГОУ ВПО «Чувашская ГСХА»


Кафедра «Автомобили и тракторы»


Учебное пособие

по выполнению курсового проекта

по дисциплине «Автомобили.

Анализ конструкций, элементы расчета».

для студентов 4 курса по специальности 190601


ЧЕБОКСАРЫ 2007


Рецензенты:


Казаков Ю.Ф.


Учебное пособие по выполнению курсового проекта по дисциплине «Автомобили. Анализ конструкций, элементы расчета» по специальности 190601 - Чебоксары: РИО ФГОУ ВПО «ЧГСХА», 2007.- 36 с.


Иллюстр. - 9 ,табл. - 2, прилож. - 5, библиогр. - 17 назв.


В в е д е н и е


Курсовой проект по дисциплине «Автомобили» выполняется по второму и третьему разделам: «Теория эксплуатационных свойств» и «Рабочие процессы и основы расчета».

Целью курсового проекта является закрепление знаний, полученных студентами при изучении всех разделов дисциплины. Проект выполняется студентом самостоятельно с использованием учебников, учебных пособий, справочников, ГОСТов, ОСТов, и других материалов.

Настоящее пособие рекомендуется для выполнения второй части курсового проекта, включает в себя анализ рабочих процессов, выбор и расчет основных параметров, включая расчеты на прочность, долговечность и износостойкость: сцепления, коробки передач, главной передачи, дифференциала.

Ориентировочно объем второй части до 15 страниц пояснительной записки (формата А4) и 1 лист графической части формата А1: чертеж разрабатываемого механизма (системы) в двух проекциях.



  1. ^ Определение основных параметров сцепления.


Габаритные размеры сцеплений выбирают из возможности надежной передачи максимального крутящего момента двигателя Мд. max. Основным параметром фрикционного сцепления является наружный диаметр ведомого диска.

Максимальное значение передаваемого сцеплением момента (Нм) определяется уравнением

, (1.1)

где z – число пар трения; z = 2nвд (nвд – число ведомых дисков); β – коэффициент запаса. Обычно принимают β = (1,2…2,5) в зависимости от типа сцепления и его назначения. Для сцеплений легковых автомобилей β = (1,2…1,5); для однодисковых и двухдисковых сцеплений грузовых автомобилей

β = (1,5… 2,2); для двухдисковых сцеплений автомобилей повышенной проходимости β = (2…2,5).

Диаметр (м) ведомого диска определяют по формуле:

, (1.2)

где ^ P0 – давление между поверхностями трения: P0 = (0,15…0,25) МПа, причем меньшее значение имеют сцепления автомобилей большой грузоподъемности; μ – коэффициент трения. При проектировании сцепления принимается: при трении прессованного асбеста, армированного проволокой, по чугуну μ = (0,3…0,35); по стали μ = (0,18…0,22); спеченных материалов по стали μ = (0,33…0,38); спеченных материалов по стали в масле μ = (0,07…0,12).

Внутренний диаметр фрикционного кольца ведомого диска

принимается d = 0,5…0,7D.

Значения диаметров ведомого диска принимаются с учетом диаметров маховика и дисков сцепления прототипов

Для однодисковых сцеплений ВАЗ – 1111 – D/d (мм) 160/110;

ВАЗ – 2108 – 190/130; АЗЛК – 2141 – 203/145; ГАЗ – 3102 – 225/150;

ГАЗ – 3307 – 300/164; ЗИЛ – 431410 – 342/186; «Икарус – 260 » - 420/220.

Для двухдискового сцепления D/d, (мм) КамАЗ – 5320 – 350/200;

МАЗ – 5335 – 400/220.

Сила сжатия (Н) фрикционных дисков сцепления:

, (1.3)

где Rc – средний радиус фрикционного кольца ведомого диска, м

Rc = 0,25(D+d).

Число пружин (c периферийным расположением):

, (1.4)

где Рпр – рабочее усилие одной пружины. Принимается по прототипу.

Значение усилий пружин находятся в следующих пределах: для

ГАЗ - 24 - 220… 260 Н, ГАЗ - 3307 - 630 Н, ЗИЛ - 431410 - 680 Н,

Урал - 4320 - 780 Н, МАЗ - 6422 - 400 Н.

Число пружин с периферийным расположением должно быть кратным числу рычажков выключения сцепления.


^ Расчет сцепления на изнашивание и нагревание.

Износостойкость сцепления определяется по величине удельной работы буксования (Дж/см2) при трогании автомобиля на первой и вто-

рой передачах:

, (1.5)

где Lδ – работа трения при буксовании сцепления; Fн.с. – суммарная площадь накладок сцепления.

Работа трения определяется по уравнению:

, (1.6)

где - радиус колеса, (м); mа – полная масса автомобиля (кг) приложении 2; rk – радиус колеса (м); ωд – угловая скорость коленчатого вала двигателя (1/сек); Uтр = Uгп·U – передаточное число трансмиссии – принимаем по прототипу автомобиля приложение 2; d – диаметр обода диска (мм); в – ширина профиля шины, λсм – коэффициент, учитывающий смятие шины под нагрузкой. Для шин грузовых автомобилей и автобусов, шин с регулируемым давлением (кроме широкопрофильных), диагональных шин легковых автомобилей

λсм = (0,85…0,9); для радиальных шин легковых автомобилей

λсм = (0,8…0,85).

Суммарная площадь накладок сцепления (см2)

. (1.7)

Удельная работа буксования при трогании автомобиля не должна превышать: для легковых (50…70) Дж / см2; для грузовых (120…150) Дж / см2 .

Нагрев деталей (град) за одно включение при трогании с места:

, (1.8)

где γ = 0,5 – коэффициент перераспределения теплоты; mдет – масса (кг)

нажимного диска в однодисковом сцеплении или среднего ведущего диска в двухдисковом сцеплении; они может быть определена по эмпирическим соотношениям: mдет= (0,02…0,04) Мд. мах – для грузовых; (0,004…0,009) Мд. мах – для легковых автомобилей или определяется по таблице 1; сдет – теплоемкость нажимного (промежуточного) диска – (520…540) Дж/кг град.

Допустимый нагрев нажимного диска за одно включение (10…15)˚С.

Таблица 1. Масса нажимного диска сцепления: для легковых

автомобилей

Мд.мах, Нм

80

100

110

135

150

220

300

mдет., кг

2,3…2,5

2,2…2,6

2,4…2,8

2,6…3,0

3,2…4,0

3,6…4,5

6…8


грузовых автомобилей

Мд..мах,

Нм

280

350

450

500

700

900

1400…

1600

mдет., кг

7,0…8,5

10…10,5

13…14

15…17,5

22…25

26…30

36…39



^ 1.2. Привод управления сцеплением.


Общее передаточное число привода сцепления определяется из условия, что усилие на педали при отсутствии усилителя не должно превышать для грузовых автомобилей 250 Н, для легковых автомобилей 150 Н. Полный ход педали при этом должен составлять 120…190 мм, включая свободный ход педали (приложение 1). Для существующих конструкций общее передаточное число привода сцепления равно (25…50).

Общее передаточное число механического привода сцепления (рисунок 1):

Uпм = U1U2 = (1.9)

Общее передаточное число гидравлического привода сцепления:

, (1.10)

где – передаточное число педального привода; – передаточное число рычагов выключения сцепления (приложение 1). Величины U1 и U2 (соответственно значения а, в, с, d, е, f) принимаются конструктивно или по прототипу. d1 и d2 – диаметр гидроцилиндра главного и рабочего (приложение 1).

На основе проведенных расчетов выполнить схему привода сцепления с учетом прототипа.


а - механического; б - гидравлического.

Рисунок 1 - Схемы приводов сцеплений


^ 2. Определение основных параметров коробок передач


После выбора схемы коробки передач, числа ступеней и передаточных чисел приступают к ее конструированию: определяют межосевое расстояние, модуль зубчатой передачи, ширину венцов, угол наклона зубьев. Характеристика коробок передач дана в приложении 2.


^ 2.1. Определение межосевого расстояния и параметров

зубчатого зацепления


Для трехвальных коробок передач межосевое расстояние определяют по формуле (рисунок 2):


Рисунок 2 – Схема сил, действующих в трехвальной коробке передач




, (2.0)

где ^ Mд. max – максимальный крутящий момент двигателя, Нм; а – коэффициент, который принимают: для грузовых автомобилей, a=(17…21,5), для легковых автомобилей, а = (14,5…16).

Кроме того, это расстояние связано с числом зубьев, модулем и

наклоном зубьев:

, (2.1)

где mn – нормальный модуль; z1+z2 = z3+z4 – сумма чисел зубьев пар, находящихся в зацеплении; β – угол наклона зубьев, при включении первой передачи, когда модули обоих зубчатых значений равны.

Нормальный модуль выбирают из ГОСТированного размерного ряда (см. приложение 6). Его значение зависит от передаваемого крутящего момента (таблица 2):

Таблица 2 Рекомендуемые модули зубчатых передач

Мд max , Нм

100…200

201…400

401…600

601…800

801…1000

mn, мм

2,25…2,5

2,6…4,25

3,76…4,25

4,26…4,5

4,6…6,0



Модуль на разных передачах может быть разным, на низших передачах модуль имеет более высокое значение.

Угол наклона зубьев β = (25…40°) для легковых автомобилей и

β = (20…25°) для грузовых автомобилей.

По межосевому расстоянию, определяемому по формуле (2.0) (уточненное значение Ао следует выбрать по приложению 7) и модулю определяют сумму чисел зубьев пары из уравнения (2.1)

, (2.2)

Как правило, в трехвальных коробках передач грузовых автомобилей (zl+z2) = 70 ± 15. Диаметр шестерни первой передачи, расположенной на промежуточном валу, выбирают минимальный. Минимальное число зубьев z1 и z3 составляет (12…17), при этом предпочтительнее нечетное число суммы зубьев. При выборе z1 и z3 с учетом типа зацепления следует использовать и приложение 8.

Ширина венца зубчатого колеса зависит от передаваемого момента и от расстояния между осями валов. Приближенно ширину зубчатого

колеса (мм) можно определить по соотношениям:

b ≈ (5…8) mn, (2.3)

b ≈ (0,18…0,24) A0. (2.4)

В трехвальных коробках передач осевые силы могут уравновешиваться на промежуточном валу на всех передачах, кроме первой и заднего хода, если они имеют прямозубые шестерни.


^ 2.2. Валы коробки передач


Наибольший диаметр (см) первичного вала трехвальной коробки передач определяется из соотношения:

, (2.5)

где Mдmax – максимальный крутящий момент двигателя (на входе в коробку передач), Н·м.

Кроме того, наибольший диаметр (мм) ведущего и промежуточного валов и их длина связаны соотношением:

, (2.6)

где lпв – длина вала, мм.

Диаметр (мм) ведомого и промежуточного валов предварительно можно определить из соотношения: . (2.7)

Длину (мм) ведомого вала рекомендуется определить по соотношению lв = dв/(0,18…0,21). (2.8)


^ 2.3. Подшипники коробок передач.


В трехвальных коробках передач грузовых автомобилей применяют шарико - и роликоподшипники легкой и средней серий. При эскизном проектировании размеры (мм) подшипников можно выбирать в зависимости от межосевого расстояния A0 в соответствии со следующими соотношениями:

задние подшипники первичного и вторичного валов


передний и задний подшипники промежуточного вала


Более точный выбор подшипников производится по динамической грузоподъемности в соответствии с ГОСТ 18865-82 по каталогу.


^ 2.4. Силы, действующие на зубчатые колеса.


В зубчатом зацеплении силы достигают наибольших значений при передаче максимального крутящего момента (при включении первой передачи) на шестерне z1 (при двухвальной коробке передач), на шестернях z1 и z3 (при трехвальной коробке передач).

Определим силы на зубьях шестерни z1 (рисунок 2):

окружную ; (2.9)

осевую (при косозубых колесах) ; (2.10)

радиальную ; (2.11)

нормальную . (2.12)

Здесь αω – угол профиля зубьев, αω =200; β – угол наклона зубьев;

- радиус делительной окружности шестерни ведущего вала.

Определим силы на зубьях шестерни z3 трехвальной коробки передач при включении i-й, например, первой передачи:

окружную ; (2.13)

Здесь Ui =UI –передаточное число первой передачи; rωi – радиус делительной окружности шестерни z3 промежуточного вала:

; (2.14)

осевую (при косозубых колесах) ; (2.15)

радиальную ; (2.16)

нормальную . (2.17)


^ 2.5. Расчет валов коробки передач на прочность.


В двухвальных коробках передач следует вести расчет ведомого и ведущего валов. В трехвальных коробках передач определяют напряжения сначала в ведомом, затем промежуточном и ведущем валах. Пользуясь схемой (которую необходимо изобразить для конкретного случая), определяют силы, действующие на зубчатые колеса на всех передачах, по формулам, приведенным выше. Затем для каждой передачи находят реакции опорах. После этого строят эпюры моментов и определяют наибольшие значения изгибающих Мх, Му и крутящего Мкр моментов.


^ 2.5.1. Расчет ведомого вала трехвальной КПП и ведущего

вала двухвальной КПП



Рисунок 3 - Расчетная схема ведомого вала коробки перемены передач и эпюры изгибающих моментов Мх и Му, крутящего момента Мкр.

Принимаем с =в = (5…8)mn,,

определим d =lв – с. (2.18)

Проводим расчет реакций в опорах С и D

, (2.19)

, (2.20)

, (2.21)

, (2.22)

. (2.23)

Определим действующие на вал изгибающие и крутящий моменты:

, (2.24)

. (2.25)

(2.25 а)


Определим напряжение в сечении под зубчатым колесом:

, (2.26)

Допустимое напряжение  = (300…400) МПа для материалов.


^ 2.5.2. Расчет промежуточного вала трехвальной КПП, вторичного вала двухвальной КПП


Рисунок 4 - Расчетная схема промежуточного вала коробки перемены передач и эпюры изгибающих моментов Му и Мх, крутящего момента Мкр.

Определим е ≈ в; f 2e ≈ 2в

Определим реакции в опорах E и F

, (2.27)

, (2.28)

, (2.29)

(2.30)

Определим изгибающие и крутящий моменты:

, (2.31)

, (2.32)

, (2.33)

, (2.34)

, (2.35)

Определим напряжения:

, (2.36)


, МПа (2.37)

Осевые реакции в зацеплениях составляют:

, (2.38)

, (2.39)

При этом следует стремиться к выполнению условия , или . (2.40)

Шлицованный вал рассчитывают по внутреннему диаметру. Результирующее напряжение не должно превышать


^ 2.6. Расчет валов коробки передач на жесткость


Ведомый вал трехвальной коробки передач следует рассчитать на жесткость по величине прогиба вала под шестерней в вертикальной плоскости ув, в горизонтальной плоскости уг, а также по суммарному прогибу при передаче максимального крутящего момента Мд мах (рисунок 3). При этом пренебрегаем податливостью опор.

Прогиб вала под шестерней ведомого вала в вертикальной плоскости:

(2.41)

Е = (2ч2,2)105, МПа – модуль упругости стали:

. (2.42)

Прогиб вала в горизонтальной плоскости:

(2.43)

Суммарный прогиб вала, ≤ 0,1 мм. (2.44)

Экваториальный момент инерции сечения ведомого вала

J=πd/64, (2.45)

Для ведомого вала трехвальной коробки передач определим угол перекоса шестерни относительно вертикальной θв и горизонтальной θг осей при передаче максимального крутящего момента Мд.мах.

Угол перекоса шестерни ведомого вала относительно горизонтальной оси:

(2.46)

Угол перекоса шестерни относительно вертикальной оси:

. (2.47)

Допустимый угол перекоса шестерни [θ] ≤ 0,002 рад≈0,1є.


^ 2.7. Определение динамической грузоподъемности

и долговечности подшипников


Динамическая грузоподъемность подшипника

, (2.48)

где Pэ – эквивалентная динамическая нагрузка, Н; P – показатель степени (шариковые подшипники Р = 3, роликовые Р = 3,33); L – долговечность подшипника, час.

Эквивалентная динамическая нагрузка на подшипник определяется для условий работы на каждой передаче.

Для радиальных подшипников

, (2.49)

Для радиально-упорных подшипников

, (2.50)

где R, Рх – соответственно радиальная и осевая нагрузки. Для промежу-

точного вала осевые реакции в подшипниках равны нулю за счет косозубых зацеплений. Х, У – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок в приложении 3. V – коэффициент вращения: при вращении внутреннего кольца V = 1, наружного V = 1,2. Кб – коэффициент безопасности

(Кб = 1); Кt – коэффициент температуры (Кt = 1,1 при 150єС).

Радиальные нагрузки промежуточного вала определяются на основании формул (2.27)…(2.30) для опор E и F.

Для подшипника ведомого вала осевая нагрузка в опоре D (2.22) , радиальная нагрузка - в соответствии (2.18, 2.20):

, (2.51)

Радиальная нагрузка на опоры промежуточного вала:

, (2.52)

, (2.53)

Осевая нагрузка . (2.54)

Долговечность подшипника (час) . (2.55)

где S – ресурс (по пробегу в тыс. км) коробки передач до капитального ремонта; Vа ср – средняя техническая скорость автомобиля;

. (2.56)

Значения ресурсов коробок передач до капитального ремонта (тыс. км):

легковые автомобили: особо малого класса – (100…125); малого класса

– (125…150); среднего класса – (200…250); грузовые автомобили и

автобусы – (250…500).

По известному значению динамической грузоподъемности (2.48) выбирают подшипники по каталогу.

^ 3. Определение основных параметров главной передачи.





Скачать 473,1 Kb.
оставить комментарий
страница1/3
Дата28.09.2011
Размер473,1 Kb.
ТипУчебное пособие, Образовательные материалы
Добавить документ в свой блог или на сайт

страницы:   1   2   3
отлично
  2
Ваша оценка:
Разместите кнопку на своём сайте или блоге:
rudocs.exdat.com

Загрузка...
База данных защищена авторским правом ©exdat 2000-2017
При копировании материала укажите ссылку
обратиться к администрации
Анализ
Справочники
Сценарии
Рефераты
Курсовые работы
Авторефераты
Программы
Методички
Документы
Понятия

опубликовать
Загрузка...
Документы

наверх