Главная       Продать работу       Блог       Контакты       Оплата       О нас       Как мы работаем       Регистрация       Вход в кабинет
Тех. дипломные работы
   автомобили
   спец. техника
   станки
   тех. маш.
   строительство
   электроснабжение
   пищевая промышленность
   водоснабжение
   газоснабжение
   автоматизация
   теплоснабжение
   холодильники
   машиностроение
   др. тех. специальности

Тех. курсовые работы
   автомобили
   спец. техника
   станки
   тех. маш.
   строительство
   детали машин
   электроснабжение
   газоснабжение
   водоснабжение
   пищевая промышленность
   автоматизация
   теплоснабжение
   ТММ
   ВСТИ
   гидравлика и пневматика
   машиностроение
   др. тех. специальности

Тех. дополнения
   Отчеты
   Расчетно-графические работы
   Лекции
   Задачи
   Лабораторные работы
   Литература
   Контрольные работы
   Чертежи и 3D моделирование
   Тех. soft
   Рефераты
   Общий раздел
   Технологический раздел
   Конструкторский раздел
   Эксплуатационный раздел
   БЖД раздел
   Экономический раздел
   Экологический раздел
   Автоматизация раздел
   Расчетные работы

Гум. дипломные работы
   педагогика и психология
   астрономия и космонавтика
   банковское, биржевое дело
   БЖД и экология
   биология и естествознание
   бухгалтерский счет и аудит
   военное дело
   география
   геология
   государство и право
   журналистика и СМИ
   иностранные языки
   история
   коммуникации
   краеведение
   кулинария
   культура и искусство
   литература
   экономика и торговля
   математика
   медицина
   международное отношение
   менеджмент
   политология
   музыка
   религия
   социология
   спорт и туризм
   таможенная система
   физика
   химия
   философия
   финансы
   этика и эстетика
   правознавство

Гум. курсовые работы
   педагогика и психология
   астрономия и космонавтика
   банковское, биржевое дело
   БЖД и экология
   биология и естествознание
   бухгалтерский счет и аудит
   военное дело
   география
   геология
   государство и право
   журналистика и СМИ
   иностранные языки
   история
   коммуникации
   краеведение
   кулинария
   культура и искусство
   литература
   экономика и торговля
   математика
   медицина
   международное отношение
   менеджмент
   политология
   музыка
   религия
   социология
   спорт и туризм
   таможенная система
   физика
   химия
   философия
   финансы
   этика и эстетика
   правознавство

Гум. дополнения
   Отчеты
   Расчетные работы
   Лекции
   Задачи
   Лабораторные работы
   Литература
   Контрольные работы
   Сочинения
   Гум. soft
   Рефераты

Рефераты
   Авиация и космонавтика
   Административное право
   Арбитражный процесс
   Архитектура
   Астрология
   Астрономия
   Банковское дело
   Безопасность жизнедеятельнос
   Биографии
   Биология
   Биология и химия
   Биржевое дело
   Ботаника и сельское хоз-во
   Бухгалтерский учет и аудит
   Валютные отношения
   Ветеринария
   Военная кафедра
   ГДЗ
   География
   Геодезия
   Геология
   Геополитика
   Государство и право
   Гражданское право и процесс
   Делопроизводство
   Деньги и кредит
   ЕГЭ
   Естествознание
   Журналистика
   ЗНО
   Зоология
   Издательское дело и полиграф
   Инвестиции
   Иностранный язык
   Информатика
   Информатика, программировани
   Исторические личности
   История
   История техники
   Кибернетика
   Коммуникации и связь
   Компьютерные науки
   Косметология
   Краеведение и этнография
   Краткое содержание произведе
   Криминалистика
   Криминология
   Криптология
   Кулинария
   Культура и искусство
   Культурология
   Литература : зарубежная
   Литература и русский язык
   Логика
   Логистика
   Маркетинг
   Математика
   Медицина, здоровье
   Медицинские науки
   Международное публичное прав
   Международное частное право
   Международные отношения
   Менеджмент
   Металлургия
   Москвоведение
   Музыка
   Муниципальное право
   Налоги, налогообложение
   Наука и техника
   Начертательная геометрия
   Оккультизм и уфология
   Остальные рефераты
   Педагогика
   Политология
   Право
   Право, юриспруденция
   Предпринимательство
   Прикладные науки
   Промышленность, производство
   Психология
   психология, педагогика
   Радиоэлектроника
   Реклама
   Религия и мифология
   Риторика
   Сексология
   Социология
   Статистика
   Страхование
   Строительные науки
   Строительство
   Схемотехника
   Таможенная система
   Теория государства и права
   Теория организации
   Теплотехника
   Технология
   Товароведение
   Транспорт
   Трудовое право
   Туризм
   Уголовное право и процесс
   Управление
   Управленческие науки
   Физика
   Физкультура и спорт
   Философия
   Финансовые науки
   Финансы
   Фотография
   Химия
   Хозяйственное право
   Цифровые устройства
   Экологическое право
   Экология
   Экономика
   Экономико-математическое мод
   Экономическая география
   Экономическая теория
   Этика
   Юриспруденция
   Языковедение
   Языкознание, филология

Главная > Тех. курсовые работы > автомобили
Название:
Грузовой автомобиль 5-го класса. Разработка сцепления

Тип: Курсовые работы
Категория: Тех. курсовые работы
Подкатегория: автомобили

Цена:
0 руб



Подробное описание:

Министерство образования и науки Украины
Харьковский национальный автомобильно-дорожный университет

 

 

 


Кафедра автомобилей

 

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по дисциплине “Автомобили” раздел конструирование и расчет на тему: “Грузовой автомобиль 5-го класса. Разработка сцепления»

 

 

 

 

 


Выполнил: ст. гр. А-46
Мусалиев С.А.
Проверил: ас.

 

 


2011

СОДЕРЖАНИЕ
Стр.
Введение 4
1 Анализ ближайших аналогов и обоснование выбора параметров проектируемого автомобиля 5
1.1 Выбор основных параметров автомобиля 7
2 Тяговый расчет и анализ тягово-скоростных свойств АТС 9
2.1 Описание кинематической схемы 9
2.2 Определение мощности двигателя 11
2.3 Построение внешней скоростной характеристики двигателя 12
2.4 Определение передаточных чисел трансмиссии 14
2.5 Тяговый расчет 15
2.5.1 Построение графика динамического фактора 15
3 Определение нагрузочных режимов трансмиссии 18
3.1 Определение моментов на валах трансмиссии для расчёта
деталей на прочность 18
3.2 Расчет трансмиссии на долговечность 20
4 Режим торможения 23
4.2 Режим трогания автомобиля с места. 24
4.3 Режим максимальной боковой нагрузки 25
5 Расчет сцепления 27
5.1 Устройство и работа сцепления 27
5.2 Выбор конструкции и обоснование параметров сцепления 29
5.3 Расчёт деталей сцепления 30
5.3.1 Расчет цилиндрических винтовых пружин 30
5.4 Расчет ведущих и ведомых деталей 34
5.4.1 Расчет шипов на смятие 34
5.4.2 Расчет показателей износостойкости сцепления 36
5.5 Определение параметров привода 38
6. Приложение 40
7. Литература 45



ВВЕДЕНИЕ


Автомобильный транспорт широко используется во всех отраслях народного хозяйства. Перед автомобильным транспортом поставлены следующие задачи: повысить эффективность использования автотранспортных средств (АТС), и в первую очередь за счет широкого применения прицепов и полуприцепов, сокращения производственных простоев, улучшить структуру автомобильного парка.
В настоящие время на автотранспорте происходят революционные изменения в области электроники, с помощью которой будут решаться задачи оптимизации транспортного процесса, обеспечение сохранности перевозимого груза и безопасности автомобиля.
Применение специализированных автомобилей автопоездов повышает сохранность перевозимых грузов, позволяет обеспечить или полностью механизировать погрузочно-разгрузочные работы и этим существенно повысить производительность труда и снизить себестоимость автотранспортных перевозок. Самым распространенным типом специализированных грузовых автомобилей являются автомобили-самосвалы. По конструкции автомобили-самосвалы приспособлены для массовых перевозок сыпучих и навалочных грузов, т. е. таких грузов, которые можно перевозить на платформе грузового автомобиля без тары.
На самосвале процесс разгрузки полностью механизирован. Для этого прочная металлическая платформа шарнирно укреплена на раме автомобиля и может наклоняться назад или на боковую сторону на угол 45…55. При наклоне платформы происходит естественное ссыпание груза.

 

 


1 АНАЛИЗ БЛИЖАЙШИХ АНАЛОГОВ И ОБОСНОВАНИЕ ВЫБОРА ПРОЕКТИРУЕМОГО АВТОМОБИЛЯ


Для обоснования параметров проектируемого автомобиля необходимо проанализировать параметры аналогов. В результате анализа необходимо установить:
– массу снаряженного автомобиля;
– габаритные размеры;
– размер шин;
– коэффициент обтекаемости;
– коэффициент полезного действия трансмиссии.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Таблица 1.1 – Параметры, характеризующие эксплуатационные и технические качества ближайших аналогов.

Параметры Ближайшие аналоги
(модель АТС, страна-изготовитель)
КамАЗ-53215
Россия Магирус 39D19L,
ФРГ МАЗ 53352 УраЛ-375Н, Россия Проекти-
руемый автомобиль
1 2 3 4 5 6
1. Вид авто бортовой самосвал бортовой бортовой. 5-го класса
3. Максимальная масса перевозимого груза m2, кг 10000 11500 8400 7000 8500
4. Снаряженная масса m0, кг 8960 7500 7450 7700 8960
5. Полная масса mа, кг 18920 1900 16000 14925 17620
6. Максимальная скорость V max км/ч 80 77 85 75 110
8. Двигатель КамАЗ-740, ДД, 8 цил. F8L413, ДД, 8 цил. ЯМЗ 238 дизель 8 цил. КамАЗ-740, дизель 8 цил. КамАЗ-740, ДД, 8 цил.
9. Рабочий объем Vл, л 10.85 11.31 14.86 10.85 10.85
10. Наличие ограничителе частоты вращения коленчатого вала да да да да да
11. Максимальная мощность двигателя N max, кВт 169 183.3 194.9 169 357
12. Частота вращения коленчатого вала при максимальной мощности n max, об/мин 2500 2650 2300 2500 2600
13. Максимальный крутящий момент Me max, Нм, (кг с) 814 656.6 882.6 814 1392.73
14. Частота вращения коленчатого вала двигателя при максимальном крутящем моменте nм, об/мин 1500 1200-1600 1500 1500 2000
15. Сцепление Двух-дисковое Одно-
дисковое Одно-
дисковое Двух-дисковое Двух-дисковое
16. Коробка передач мех. 5и ступенчатая мех.6и ступенчатая мех.8и ступенчатая мех.6и ступенчатая мех.5и ступенчатая
17. Дополнительная коробка 2х ст. делитель 2х ст. 2х ст. 2х ст. 2х ст.
18. Главная передача двойная двойная двойная двойная двойная
19. Передаточные числа коробки передач 2 3 4 5 6
первая передача Uк1 6.38 9.0 7.73 6.17 7.049
вторая передача Uк2 3.29 5.18 5.50 3.40 4.326
третья передача Uк3 2.04 3.14 3.94 1.79 2.655
четвертая передача Uк4 1.25 1.93 2.8 1.00 1.629
пятая передача Uк5 0.815 1.34 1.96 0.78 0.815
З.х. 6.02 8.45 7.23 6.69
21. Передаточное число главной передачи 5.45 7.12 6.26 8.05 4.348
22. Число осей, 6х4 4х2 4х2 6х4 6х4
24. Размер шин 11-20 12R-20 11.00-20 14.00-20 11.00-20.00
25. Статический радиус колеса с нагрузкой rc, м 0.488 - 0.488 - 0.488
26. Габаритная высота H, м 2.98 2.8 3.7 2.56 2.63
27. База L, м 3.69+1.32 1.968 5.00 3.525+1.400 5.01
29. Колея передних колес В 2.05 2.05 1.95 1.95 2.05
28. Коэффициент сопротивления воздуха К, Нс2/м4 - - - - 0.55
29. Коэффициент полезного действия трансмиссии η - - - - 0.83
Продолжение таблицы 1.1


1.1 Выбор основных параметров автомобиля

В результате анализа эксплуатационных и технических качеств ближайших аналогов устанавливаем и обосновываем необходимые для тягового расчета параметры автомобиля и двигателя [3].
В автомобилях, выполненных по указанной выше кинематической схеме, в нагруженном состоянии на передние колеса приходится 27 – 30% массы, что является оптимальным при движении по дорогам с твердым покрытием; без нагрузки, на задние колеса приходится более 70% массы, что также является положительным фактором. Данная компоновочная схема имеет преобладающее распространение на выпускаемых в массовых масштабах автомобилях общего назначения независимо от их грузоподъемности, а также на специальных автомобилях, создаваемых на их базе.

Полную массу АТС, кг:

(1.1)

где m0 = 8960 – снаряженная масса автомобиля, кг;
mг = 8500 – масса перевозимого груза, кг;
m4 = 75 – масса водителя и пассажира, кг;
n = 1 – число пассажиров, чел;
mб = 5 – масса багажа водителя и пассажира, кг; принимаем для проектируемого АТС.
Массу, приходящую на задний ведущий мост, принимаем равной 0,7 полной массы автомобиля, кг:

(1.2)
(1.3)

По данным анализа ближайших аналогов (таблица 1.1) определяем:
– базу автомобиля L, м;
– высоту центра масс над опорной поверхностью hц, м;
– габаритную высоту Н, м;
– колея передних колес В, м.
тогда получаем: L = 5.01 м, hц = 1.1м, Н = 2.63 м, В = 2.05 м.
Коэффициент сопротивления воздуха kv = 0.55 Н с2/м4.
КПД трансмиссии принимаю равный  = 0.83
Используя ГОСТ 13298-78 "Шины грузовых автомобилей, полуприцепов и автобусов" по максимально допустимым нагрузкам и скорости движения ближайших аналогов выбираем шины размером 11.00 -20.00, для которых статический радиус колеса по [2] rc = 0.488 м.

2 ТЯГОВЫЙ РАСЧЕТ И АНАЛИЗ ТЯГОВО-СКОРОСТНЫХ СВОЙСТВ АТС


2.1 Описание кинематической схемы

Исходя из того, что заданный автомобиль является 5го класса, с колесной формулой 6x4, грузоподъемностью m2 = 8500 кг и максимальной скоростью 110 км/ч. Описание конструкции элементов трансмиссии начну с анализа конструкции сцепления [2]:
– по характеру передачи крутящего момента – фрикционное;
– по состоянию трущихся поверхностей – сухое;
– по форме трущихся поверхностей – дисковое, причем по числу ведомых дисков – двухдисковое, что обусловлено высокой грузоподъемностью автомобиля;
– по характеру работы – постоянно замкнутое;
– по способу создания нажимного усилия – механическое;
– по способу действия – неавтоматическое;
– по расположению нажимных пружин – периферийные (по периферии установлены цилиндрические пружины);
– по типу привода – гидравлический с пневматическим усилителем.
Конструкция коробки передач:
– по конструктивному виду - с неподвижными осями валов;
– по числу ступеней – 5ти ступенчатая;
– по взаимному расположению входного и выходного валов – соосная трехвальная схема;
– по числу элементов управления, которые должны быть включены для получения определенной передачи (числу степеней свободы) –одинарная (двойная соответственно);
– по количеству потоков, по которым передается мощность – однопоточная, то есть через каждое зубчатое зацепление включенной передачи проходит вся передаваемая мощность.
Зубчатые колеса второй, третьей, четвертой и пятой передач косозубые постоянного зацепления, а первой передачи и заднего хода с прямыми зубьями разомкнутые. Зубчатые колеса расположенные на промежуточном валу соединяются с ним неподвижно. Ведомые зубчатые колеса постоянного зацепления, располагаемые на вторичном валу, являются свободными при вращении, кроме зубчатого колеса первой передачи и заднего хода — подвижное.
Инерционные синхронизаторы с конусными поверхностями трения имеют вторая, третья, четвертая и пятая передачи. Синхронизатор состоит из кольцевого корпуса, на внутренней поверхности которого с обеих сторон запрессованы бронзовые конические кольца, имеющие зубчатую насечку.
Конструкция карданной передачи:
– по кинематическим свойствам – карданные шарниры неравных угловых скоростей;
– по наличию фиксированных осей качания – полные карданные шарниры, осевая компенсация, в которых обеспечивается установкой на шлицах карданного вала скользящей вилки.
Конструкция заднего моста:
Главная передача двойная вертикальная. Полуось, полностью разгруженная, одним концом лежит в коробке дифференциала, а другим при помощи фланца соединена со ступицей колеса, которая установлена на двух радиально-упорных роликовых подшипниках качения.
Задачей тягового расчета является определение максимальной мощности двигателя и передаточных чисел трансмиссии, которые обеспечивают ему заданные показатели тягово – скоростных свойств.

2.2 Определение мощности двигателя

Для проектируемого АТС принимаем дизельный двигатель. Потребную мощность двигателя Nv для движения АТС с максимальной скоростью, кВт:

(2.1)

где g = 9.81 – ускорения свободного падения, м/с2;
Vmax = 110 – максимальная скорость, км/ч;
v = 0.015 – коэффициент суммарных дорожных сопротивлении, при максимальной скорости;
Лобовая площадь F, м2 :

(2.2)

где mF = 0.9 – коэффициент заполнения лобовой площади [3].
n0 = 2600 – максимальная частота вращения коленчатого вала двигателя, допускаемая ограничителем частоты вращения, об/мин [3];
nN = 2600 – частота вращения коленчатого вала двигателя при теоретической максимальной мощности [3].
Для дизельного двигателя:

nmax = n0 = 2600 об/мин; nv = nN = 2600 об/мин. (2.4)

где nv – частота вращения в режиме максимальной скорости движения.

2.3 Построение внешней скоростной характеристики двигателя

Для её построения воспользуюсь эмпирической формулой, позволяющей по известным координатам одной точки построить всю кривую мощности:

(2.5)

где A1 =0.5 A2 = 1.5 – эмпирические коэффициенты, характеризующие тип двигателя внутреннего сгорания для карбюраторных двигателей [4];
Ne – текущее значение мощности двигателя соответственно частоте вращения вала двигателя n, об/мин.
Для выбора текущего значения n весь диапазон частоты вращения коленчатого вала двигателя разбиваю на 6 частей с интервалом n, об/мин:

(2.6)

где nmin = 800 об/мин – минимальная частота вращения коленчатого вала двигателя.
Определив Ne, для принятых значений n, вычисляем соответствующие значения крутящего момента двигателя, Нм:

(2.7)

Выполнив расчет , результаты расчета свожу в таблицу 2.1 и строю внешнюю скоростную характеристику (рис.2.1).
Параметры Значения параметров
n, об/мин 800 1100 1400 1700 2000 2300 2600
a* n/nN 0.154 0.212 0.269 0.327 0.385 0.442 0.5
b* (n/nN)2 0.142 0.268 0.435 0.641 0.888 1.174 1.5
(n/nN)3 0.029 0.076 0.156 0.28 0.455 0.692 1
Ne, кВт 59.909 90.809 123.089 154.68 183.51 207.509 224.608
Me, H* м 715.164 788.389 839.646 868.936 876.259 861.614 825.001
Таблица 2.1 – Результаты расчетов промежуточных значений внешней скоростной характеристики.

 

 


Рисунок 2.1 – Внешняя скоростная характеристика двигателя.

2.4 Определение передаточных чисел трансмиссии


Рассчитываю передаточное число главной передачи U0:

(2.8)

где rd = 0.488 – динамический радиус колеса (принимаю равным статическуму), м.
Uk5 = 0,815 – передаточное число коробки передач на высшей передаче принятый по [4].
Передаточное число первой ступени коробки передач Uk1 находим из условия преодоления максимального суммарного дорожного сопротивления, равного по заданию max = 0.52:

(2.9)

где Me.max = 1195 – максимальный крутящий момент, значение которого берем из внешней скоростной характеристики двигателя, Hм.
Определяю минимальную устойчивую скорость движения автомобиля на минимальных устойчивых оборотах двигателя Vmin, км/ч:

(2.10)

где nmin = 800 – минимальные устойчивые обороты двигателя, об/мин.
Минимальная устойчивая скорость движения автомобиля на минимальных устойчивых оборотах двигателя должна быть не больше 3 км/ч [3].

Передаточные числа промежуточных передач определяю по формулам:
– передаточное число второй передачи:

(2.11)

– передаточное число третей передачи:

(2.12)

– передаточное число четвертой передачи:

(2.13)

– передаточное число пятой передачи принимаю равным Uk5 = 0,815.
где р = 5 – число передач; у – порядковый номер передачи.

2.5 Тяговый расчет

2.5.1 Построение графика динамического фактора

Определяю вес и силу сопротивления движения автомобиля.
Вес автомобиля G, Н:

(2.14)

 


Сила суммарного сопротивления движения автомобиля Р , Н:

(2.15)

При расчете динамической характеристики АТС для каждой iй передачи и текущих значений частоты вращения вала двигателя определяю[4]:

– скорость движения автомобиля на і-й передаче Vаі, км/ч:

(2.16)

где ni – текущее значение частоты вращения коленчатого вала двигателя.
– сила тяги на колесах Рkі, Н:

(2.17)

где Mei – текущее значение крутящего момента создаваемого двигателем.
– сила сопротивления воздуха Рwі, Н:

(2.18)

– динамический фактор D:

(2.19)

Параметры Значения параметров
n , об/мин 800 1100 1400 1700 2000 2300 2600
Me, H м 1136.68 1253.07 1334.53 1381.09 1392.73 1369.45 1311.26
Uk1=7.049 v, км/ч 4.8 6.6 8.4 10.2 12.01 13.81 15.61
Pk, H 59251.283 65317.968 69564.647 71991.32 72597.989 71384.652 68351.31
Pw, H 4.749 8.979 14.544 21.445 293682 39.255 50.163
D 0.343 0.378 0.402 0.416 0.42 0.413 0.395
Uk2=3.677 v, км/ч 9.20 12.66 16.11 19.56 23.02 26.47 29.92
Pk, H 30901.47 34065.443 36280.224 37545.814 37862.211 37229.416 35647.43
Pw, H 17.46 33.011 53.472 78.844 109.127 144.32 184.424
D 0.179 0.197 0.21 0.217 0.218 0.215 0.205
Uk3=1.917 v, км/ч 17.65 24.27 30.89 37.51 44.14 50.76 57.38
Pk, H 16116.121 17766.236 18921.316 19581.362 19746.374 19416.351 18591.293
Pw, H 64.193 121.365 196.591 289.872 401.207 530.596 678.04
D 0.093 0.102 0.108 0.112 0.112 0.109 0.104
Uk4=1 v, км/ч 33.85 46.54 59.24 71.93 84.63 97.33 110.02
Pk, H 8405.081 9265.669 9868.081 10212.317 10298.376 10126.258 9695.964
Pw, H 236.008 446.202 722.773 1065.721 1475.047 1950.75 2492.829
D 0.047 0.051 0.053 0.53 0.051 0.047 0.042
Uк5=0,815 v, км/ч 41.53 57.11 72.69 88.26 103.84 119.42 135
Pk, H 6850.141 7551.521 8042.486 8323.038 8393.176 8252.9 7902.21
Pw, H 355.313 671.763 1088.145 1604.459 2220.704 2936.881 3752.989
D 0.038 0.04 0.04 0.039 0.036 0.031 0.024
Таблица 2.2 – Результаты расчета динамической характеристики


Рисунок 2.2 – График динамической характеристики

 



3 ОПРЕДЕЛЕНИЕ НАГРУЗОЧНЫХ РЕЖИМОВ ТРАНСМИССИИ


3.1 Определение моментов на валах трансмиссии для расчёта деталей на прочность

По максимальному моменту двигателя Me.max, определяю [3]:
Момент на коленчатом вале двигателя, :

(3.1)

Момент на промежуточном валу коробки передач, :

(3.2)

Момент на выходном валу коробки передач, :

(3.3)

Момент на дифференциале, :

(3.4)

Момент на ведущем колесе, :

(3.5)

где п = 0.99 – КПД прямозубой передачи [3];

k = 0.98 – КПД косозубой передачи [3];
0 = 0.97 – КПД главной передачи [3];
Kб = 0.1 – коэффициент блокировки [3].
По максимальному моменту сцепления колес с дорогой Мф по формулам [3]:
Момент на ведущем колесе, :

(3.6)

где = 0.42 – коэффициент сцепления колес с дорогой [4].
Момент на дифференциале, :

(3.7)

Момент на выходном валу коробки передач, :

(3.8)

Момент на промежуточном валу коробки передач, :

(3.9)

Момент на первичном валу коробки передач, :

(3.10)

По максимальному моменту при динамических нагрузках Мд, определяю исходя из минимального момента реализуемого на валах трансмиссии, по формулам [4]:
Момент на первичном вале коробки передач, :

(3.11)

где Кд = 1.75 – коэффициент динамичности [4].
Момент на промежуточном валу коробки передач, :

(3.12)

Момент на выходном валу коробки передач, :

(3.13)

Момент на дифференциале, :

(3.14)

Момент на ведущем колесе, :

(3.15)

3.2 Расчет трансмиссии на долговечность

Определяю коэффициент К, учитывающий отношение веса автомобиля к максимальному крутящему моменту двигателя по формуле [4]:


(3.16)

Определяю коэффициент С, учитывающий отношение эффективного крутящего момента к максимальному крутящему моменту двигателя по формуле [4]:

(3.17)

Рассчитываю значения моментов по формулам [4]:
– на коленчатом вале двигателя, :

(3.18)

– на промежуточном валу коробки передач, :

(3.19)

– на выходном валу коробки передач, :

(3.20)

– на дифференциале, :

(3.21)

– на ведущих колесах, :

(3.22)

Определяю количество циклов нагружения.
Время работы ходовой части Lh,, час:

(3.23)

где Sa = 350000 км – пробег до капитального ремонта [4];
Va.c = 35 км/ч – средняя скорость автомобиля [4].
Число циклов нагружения L, млн. циклов:
– на ведущем колесе:

(3.24)

– на дифференциале:

(3.25)

– на выходном валу коробки передач:

(3.26)

– на первичном валу коробки передач:

(3.27)

4. Режим торможения

Для этого режима боковая реакция х=0 .

Рисунок 4.1 – Силы, действующие в режиме торможения.

Определим размеры а и b из предположения что автомобиль не двигается, м:

(4.1)

(4.2)

Сила инерции автомобиля при торможении , Н:

(4.3)

где – максимальное ускорение автомобиля при разгоне.

Вертикальные составляющие реакции и :

(4.4)

(4.5)

где – высота центра масс автомобиля.
Максимальные горизонтальные реакции и :

(4.6)

(4.7)

где – коэффициент сцепления.

4.2 Режим трогания автомобиля с места.

 

Рисунок 4.2 – Силы, действующие на автомобиль при трогании с места.

4.3 Режим максимальной боковой нагрузки

Для этого режима касательная реакция х = 0.

 

Рисунок 4.3 – Силы, действующие на автомобиль в режиме максимальной боковой нагрузки.

Определим силу инерции АТС при повороте , Н:

(4.8)

где – значение центростремительного ускорения
Вертикальные составляющие реакций на левые и правые колеса, Н:

(4.9)

(4.10)

 

Боковые составляющие реакций на левые и правые колеса, Н:

(4.11)

(4.12)

(4.13)

(4.14)

5 РАСЧЕТ СЦЕПЛЕНИЯ


5.1 Устройство и работа сцепления

На автомобиле установлено сухое двухдисковое сцепление фрикционного типа с цилиндрическими нажимными пружинами 5.
Сцепление состоит из кожуха с нажимным диском, двух ведомых дисков промежуточного диска и муфты выключения сцепления.
Кожух сцепления соединен с маховиков двумя установочными штифтами и болтами 4 M12x1,25.6g40. Кожух отштампован из листовой стали, усилен отбортовкой и ребром жесткости. В кожухе размещены нажимной диск, четыре оттяжных рычага и нажимные пружины.
Нажимной диск отлит из серого чугуна СЧ 21-40. На внешнем торце имеются четыре шипа размером (59,70,6) мм, которыми диск центрируется в пазах маховика. Рабочая поверхность нажимного диска шлифована. На другой стороне диска отлиты бобышки для установки нажимных пружин и кронштейны для установки оттяжных рычагов. Нажимной диск статически сбалансирован в специальном приспособлении допускаемый дисбаланс – не более 40 г.см.
Между кожухом и нажимным диском расположены нажимные пружины, сцентрированные бобышками диска. Для предохранения пружин от чрезмерного нагревания при пробуксовке сцепления со стороны нажимного диска под пружины установлены теплоизолирующие подкладки из прессованного асбестового картона толщиной 3 мм. Нажимные пружины изготовлены из хромомарганцевой стали, и после навивки подвергаются дробеструйной обработке для повышения усталостной прочности. Усилие пружин обеспечивает создание необходимой силы трения для передачи крутящего момента от маховика через кожух и нажимной диск к ведомым дискам сцепления.
Для выключения сцепления служат четыре оттяжных рычага. Каждый рычаг при помощи оси и игольчатого подшипника соединен с кронштейнами нажимного диска. Рычаги шарнирно связаны с кожухом стопорными шайбами, расположенными между гайками и опорными пластинами. Каждая пластина прикреплена к кожуху двумя болтами. Опорные концы оттяжных рычагов входят в пазы упорного кольца и прижаты к нему фасонными пружинами, изготовленными из стали 65Г.
Ведомый диск установлен на шлицах первичного вала коробки передач. Он имеют фрикционные накладки и гаситель крутильных колебаний (демпфер) фрикционного типа. Кованая ступица ведомого диска изготовлена из стали 40Х. В отверстии ступицы нарезаны шлицы, через которые передается крутящий момент от ведомого диска на первичный вал коробки передач. Фланец ступицы несколько смещен к одному из торцов. С обоих сторон фланца ступицы установлены стальные фрикционные кольца.
С обеих сторон диска прикреплены латунными заклепками фрикционные накладки из асбестовой композиции. Упругой муфтой гасителя служат шесть равномерно расположенных по окружности цилиндрических пружин. Каждая пружина помещена с предварительным натягом в прямоугольные окна дисков фланца ступицы. Через эти пружины усилие от диска передается к фланцу ступицы. От выпадения пружины предохранены обоймами.
Механизм сцепления закрыт чугунным картером, прикрепленным болтами к картеру маховика двигателя. В картере сцепления предусмотрены два смотровых люка: верхний закрыт глухой крышкой, а нижний – крышкой со щелями для вентиляции. Во втулках картера сцепления, изготовленных из металлокерамики, вращается вал вилки выключения сцепления. К рабочим поверхностям вилки пружинами прижата муфта выключения сцепления. На муфту напрессован упорный шарикоподшипник в штампованном кожухе. Муфта выключения сцепления перемещается по цилиндрической поверхности крышки заднего подшипника первичного вала коробки передач.
Для смазки сцепления предусмотрена пресс-масленка, и шланг, через которые смазка подается к муфте выключения сцепления.

5.2 Выбор конструкции и обоснование параметров сцепления

Конструкция сцепления и его габариты определяются основными параметрами сцепления 2. К ним относятся наружный и внутренний диаметры накладок, число пар трения, коэффициент запаса сцепления и расчетное значение прижатия пружин. Поэтому расчет сцепления начинаю с определения его основных параметров.
Суммарное усилие пружин сцепления определяю из параметров внешней скоростной характеристики двигателя и желаемых габаритных размеров сцепления. В свою очередь габариты функциональных накладок и суммарная сила прижатия ограничены допускаемым контактным давлением q, МПа:

(5.1)

Определяю площадь накладок F, мм2

(5.2)

где D = 420 – наружный диаметр накладок, мм принятый по [6];
d = 240 – внутренний диаметр накладок, мм принятый по [6].

Суммарная сила прижатия накладок N, Н:

(5.3)

где  = 2 – коэффициент запаса сцепления [6];
 = 0.35 – коэффициент трения фрикционных накладок [6];
R = 165 – средний радиус поверхности трения, мм:

(5.4)

i = 4 – число поверхностей трения для двухдискового сцепления.
Ход нажимного диска принимаю по рекомендациям [6] S = 2 мм.

5.3 Расчёт деталей сцепления

5.3.1 Расчет цилиндрических винтовых пружин

Номинальное значение усилия, развиваемого одной пружиной включенного сцепления при неизношенных накладках Р, Н:

(5.5)

где z = 12 – количество пружин.

Для определения параметров пружины задаюсь модулем пружины из рекомендуемого диапазона (D/d) = 5.
Выбираю марганцовистую сталь для изготовления пружины, для которой допустимые напряжения находятся в пределах [] = 700–750 МПа.
Определяю диаметр проволоки пружины , мм:

(5.6)

где k – коэффициент, учитывающий кривизну витков определяю:

(5.7)

где D = 30 – наружный диаметр пружины, мм принятый по [6];
d = 6 – диаметр витка пружины, мм принятый по [6];
[] = 700 – допустимая величина контактных напряжений, МПа.
Принимаю dпр = 5.5 мм по рекомендациям [6] для обеспечения прочности.
Определяю средний диаметр пружины Dср, мм:

(5.8)

Число витков пружины равно n:

(5.9)

где G = 80000 – модуль упругости второго рода, МПа.
Принимаю число рабочих витков равное n = 5.
Длина полностью сжатой пружины Н, мм:

(5.10)

Жёсткость пружины C, Н/м:

(5.11)

Максимальное усилие пружины Pmax, Н:

(5.12)

Деформация пружины, во включенном и выключенном состоянии , мм:

(5.13)

(5.14)

Зазор между витками пружины при включенном сцеплении должен быть более:

(5.15)

 


Определяю шаг пружины h, мм:

(5.16)

Длина ненагруженной пружины Но, мм:

(5.17)

Деформация полностью сжатой пружины 1, мм:

(5.18)

Сила, сжимающая пружину до соприкосновения её витков Р1, Н:

(5.19)

Наибольшее касательные напряжения , МПа:

(5.20)

Допускаемое контактное напряжение [1] = 750 МПа [6].
Определяю угол подъёма витков  , град:

(5.21)


Длина заготовки L, мм:

(5.22)

4.4 Расчет ведущих и ведомых деталей

В качестве направляющих устройств для осевого перемещения нажимного диска использую шипы.
По рекомендациям [6] принимаю толщину нажимного диска
0.045 D = 18,9 мм .

5.4.1 Расчет шипов на смятие

Рассчитываю шипы ведомого диска на смятие , МПа:

(5.23)

где  = 0.5 – коэффициент учитывающий число и расположения дисков;
r = 220 – средний радиус расположения контактов, мм;
Z = 4 – число контактов;
s =160 – площадь контактов, мм2;
Момент трения сцепления , :

(5.24)

Напряжения смятия не превышает допустимые напряжения смятия см = 10-15 МПа [6].
Ведомый диск рассчитывают по напряжениям среза и смятия заклепок по формулам:

(5.25)

(5.26)

где число заклепок
dз= 6 диаметр заклепки, мм.
толщина пластины, мм.
Шлицы ступицы ведомого диска рассчитываю на срез и смятия по формулам:

(5.27)

(5.28)

где d = 32– внутренний диаметр шлицов, мм;
D = 38 – наружный диаметр шлицов, мм;
Z = 8 – число шлицов;
l = 75 – длина шлицов, мм;
b = 8 – ширина шлицов, мм;
– коэффициент, учитывающий число дисков.
Допустимые напряжения среза и смятия равны ср = 20-30 МПа.

Отжимные рычаги рассчитывают на изгиб в опасном сечении. В данном случае опасное сечение находится в центре поворота.

(5.29)

где z = 4 – число отжимных рычагов;
а = 20 – величина короткого плеча рычага, мм.
W – осевой момент сопротивления опасного сечения.

(5.30)

Отжимные рычаги сделаны из ковкого чугуна.
Проверяю выжимной подшипник по статической грузоподъёмности Q, Н:

(4.31)

где – передаточное число рычага.
Выбираю подшипник типа 46116

5.4.2 Расчет показателей износостойкости сцепления

Для оценки износостойкости сцепления определяю его основные показатели износостойкости. К ним относятся удельная работа буксования и повышение средней температуры наиболее энергонагруженного ведущего диска при трогании автомобиля с места.

Момент сопротивления, приведенный к коленчатому валу , Нм:

(5.32)

Угловая скорость , с-1:

(5.33)

(5.34)

Момент инерции условного маховика на первичном валу коробки передач , Нм:

(5.35)

Определяю работу буксования сцепления, Нм по упрощённой зависимости w, Нм:

(5.36)

Удельная работа буксования:

(5.37)

5.5 Определение параметров привода

На современных автомобилях применяются гидравлические и механические приводы. Исходными данными для расчета привода являются допустимые значения усилия и хода педали .
Работа, необходимая для перемещения нажимного диска при выключении сцепления, определяется по приближенной зависимости W, Дж:

(5.38)

где и cсоответственно номинальное и максимальное значение усилие нажимной пружины;
число пружин;
ход нажимного диска.
Работа, совершаемая водителем при выключении сцепления, не должна превышать допустимого значения :

(5.39)

где КПД привода.
Максимальное усилие на педали определяется зависимостью:

(5.40)

где передаточное отношение гидравлического привода.
Ход педали сцепления вычисляется по формуле:

(5.41)

где мм зазор между выжимным подшипником и отжимными рычагами.
передаточное отношение гидравлической части привода.

 

Рисунок 5.1 Схема привода сцепления.
ЛИТЕРАТУРА

1 Автомобили-самосвалы/ В.Н. Белокуров, О.В. Гладков, А.С. Мерик -Саркисьянц; под общей редакцией А.С. Мерик-Саркисьянца. – М.: Машиностроение. 1987. – 216 с.: ил.
2. Краткий автомобильный справочник НИИАТ. – М.: Транспорт, 1979.
3. Проектирование трансмиссий автомобилей: Справочник/Под ред. А.И. Гришкевича. – М.: Машиностроение, 1984.
4. Лукин П.П. и др. Конструирование и расчет автомобиля. – М.: Машиностроение, 1984. – 376 с.
5. Сцепление транспортных и тяговых машин/Под ред. Ф.Р. Геккера и др. – М.: Машиностроение, 1989. – 344 с.
6. А.С. Федосов. Методические указания к курсовому проекту по дисциплине “Автотранспортные средства” (Раздел “Расчет сцепления”). Харьков ХАДИ 1991.

 




Комментарий:

Курсовая работа - отлично!


Рекомендовать другу
50/50         Партнёрка
Отзывы