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:
Разработка карданной передачи легкового автомобиля

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

Цена:
0 руб



Подробное описание:

Содержание


Введение…………………………………………………………………………
1 Расчет показателей эксплуатационных свойств…………………………….
1.1 Определение параметров двигателя……………………………………….
1.2 Расчет внешней скоростной характеристики двигателя…………………
1.3 Определение передаточных чисел трансмиссии………………………….
1.4 Расчет тягового баланса автомобиля...…………………………………….
1.5 Расчет мощностного баланса автомобиля...……………………………….
1.6 Расчет динамической характеристики автомобиля...……………………..
1.7 Расчет ускорений автомобиля………………………………………………
1.8 Расчет времени и пути разгона автомобиля…...…………………………..
1.9 Расчет топливной экономичности автомобиля…...……………………….
2 Обзор конструкций проектируемого агрегата автомобиля…………………
3 Расчет карданной передачи автомобиля..……………………………………
3.1 Определение геометрических параметров передачи……………………..
3.2 Определение размеров поперечного сечения карданного вала ………….
3.3 Расчет критической частоты вращения карданного вала………………...
3.4 Определение геометрических параметров трехшарнирной карданной пе-редачи………………………………………………………………………
3.5 Определение размеров карданного шарнира……………………………...
3.5 Проверка игольчатого подшипника на статическую грузоподъемность
и долговечность……………………………………………………………........
4 Эскизная компоновка карданной передачи…………………………………
Список используемой литературы……………………………………………..
Приложение А Графики эксплуатационных характеристик проектируемого автомобиля
Приложение Б Компоновочный чертеж механизма карданной передачи
Приложение В Сборочный чертеж механизма карданной передачи

Аннотация

Пояснительная записка содержит 54 страницы, в том числе 8 рисунков, 15 таблиц, 4 источника используемой литературы. Графическая часть выпол-нена на 3 листах формата А1. В данном проекте изложены основные положе-ния, расчеты и разработан механизм карданной передачи автомобиля.

Введение

Автомобильный транспорт – одна из ключевых отраслей народного хо-зяйства. Эффективность работы автомобильного транспорта влияет на про-изводительность труда всех отраслей промышленности и сельского хозяй-ства. Большое значение приобретают разработка и создание более про-грессивных моделей автомобильной техники, совершен¬ствование конст-рукции агрегатов автотранспортных средств, улуч¬шение их эксплуатаци-онных качеств.
Успехи, достигнутые за последние десятилетия в фундаменталь¬ных и прикладных науках, открывают новые возможности для раз¬вития автомо-бильной техники.
Важнейшими направлениями дальнейшего повышения техниче¬ского уровня автомобильной техники являются уменьшение расхода топлива и мас-ла, снижение трудоемкости технического обслужива¬ния, расхода материалов на изготовление автомобиля, понижение уровня шума и токсичности отрабо-тавших газов, повышение надеж¬ности и безопасности конструкции.
Высоких показателей топливной экономичности можно достичь в ре-зультате дальнейшего уменьшения массы автомобиля, установки дизелей, улучшения аэродинамических показателей, совершенство¬вания конструкций трансмиссий и других узлов, а также расшире¬ния применения электронных устройств, позволяющих поддерживать оптимальные режимы движения. Масса автомобиля может быть уменьшена при широком использовании лег-ких сплавов, пластмасс, высокопрочных сталей, а также при рациональном конструировании сборочных единиц и деталей с помощью ЭВМ.
При конструировании необходимо в первую очередь определить требо-вания, предъявляемые к автомобилю, учитывающие условия его эксплуата-ции, производственные возможности и т. п. Однако полностью удовлетворить все предъявляемые требования невозможно. Поэтому конструктор в каждом конкретном случае отдает предпочте¬ние наиболее важным требованиям, предъявляемым к данному автомобилю или проектируемому агрегату.
Единая система конструкторской документации (ЕСКД) уста¬навливает для всех предприятий и организаций единый поря¬док, последовательность и организацию проектирования новых изделий, а также единые правила оформления и выполнения кон¬структорской документации. Введение ЕСКД способствует коопе¬рированию производства и позволяет устранить изменения в технической документации при ее передаче с одного предприятия на другое.
В настоящее время особенно актуальной является проблема обес¬печения высокого качества проектных работ, выполняемых в течение ограниченного времени.
Применение ЭВМ дает возможность ускорить конструкторские расчеты, осуществить математическое моделирование сложных фи¬зических процессов, учитывать значительно большее число факторов при расчетах, а, следова-тельно, более обоснованно выбрать конструк¬тивные параметры проекти-руемого автомобиля.
В настоящее время внедрена система автоматизированного проектирова-ния (САПР) с применением технических средств обработки информации и математических методов для решения основных задач конструирования и доводки агрегатов автомобиля. Внедрение САПР позволяет снизить продолжительность и трудоемкость конструктор¬ских работ и обеспечить взаимосвязь конструкторской подготовки производства с подсистемами автоматизированной системы управле¬ния производством и автоматизированной системой управления тех¬нологическими процессами.
Целью данного курсового проекта является разработка механизма кар-данной передачи легкового 1осного автомобиля для перевозки 160 кг груза, оснащенного 4-х тактным бензиновым двигателем. Для разработки механизма карданной передачи необходимо решить следующие задачи:
1. Определить эксплуатационные показатели автомобиля и его двигателя, используя эмпирические зависимости и современные аналоги, проектируе-мого автомобиля;
2. Рассчитать и построить графики эксплуатационных свойств проектируе-мого автомобиля;
3. Выполнить расчет карданной передачи и разработать чертежи механизма.
Решение этих задач и составляет основное содержание проекта.

1 Расчет показателей эксплуатационных свойств автомобиля

1.1 Определение параметров двигателя

К параметрам двигателя, определяемым в данном подразделе, относятся минимальная и максимальная частоты вращения коленчатого вала, вращающий момент и мощность двигателя, развиваемая во всем диапазоне частот вращения коленчатого вала. Указанные параметры определяем по эмпирическим формулам, полученным на основе анализа существующих конструкций двигателей. Исходными данными для определения перечисленных параметров двигателя проектируемого автомобиля являются тип двигателя (карбюраторный), частота вращения коленчатого вала при максимальной мощности ( ) и максимальная нагрузка автомобиля.
Минимально устойчивую частоту вращения коленчатого вала двигателя принимаем из следующей рекомендации, об/мин,
- легковые автомобили с карбюраторным двигателем об/мин, принимаем об/мин.
Максимальную частоту вращения коленчатого вала двигателя принимаем в зависимости от номинальной об/мин (по заданию на проектирование) из следующего соотношения
,об/мин,
об/мин.
Для определения мощности двигателя проектируемого автомобиля необходимо оценить его предполагаемую снаряженную и полную массу.
Снаряженную массу легкового автомобиля определяем по эмпирической зависимости
, кг,

где – коэффициент использования массы, приведено в таблице 1.1
;
n – число пассажиров (включая водителя), чел; n=5 по заданию
Значение коэффициента приведено в таблице 1.1

Таблица 1.1 – Значения коэффициента для легкового автомобиля

Параметр Значение параметра для легковых автомобилей
n, чел. 4 5 7

250 285 355

кг.
Полную массу автомобиля определяем по формуле

,кг,
где - масса багажа, кг, кг;
- масса груза, кг, кг;

кг.

При движении автомобиля затрачивается мощность на преодоление сил сопротивления дороги ( ) и сил сопротивления воздуха ( ). Суммарная мощность затрачиваемая на движение полностью груженого автомобиля с максимальной скоростью по горизонтальной дороге определяем по формуле, кВт,

, кВт (1.1)

где – минимальное значение динамического фактора, ; определяем по эмпирической формуле

,

– максимальная скорость автомобиля, км/ч, по заданию на проектирование км/ч;

– коэффициент обтекаемости легкового автомобиля, ; определяем из интервала , принимаем ;
– лобовая площадь легкового автомобиля, м2; определяем из интервала м2, принимаем м2;


кВт

Требуемую для движения, полностью груженого автомобиля с максимальной скоростью по горизонтальной дороге, мощность двигателя определяем по формуле, кВт,

, кВт (1.2)

где – КПД трансмиссии легкового автомобиля, определяем из интервала , принимаем ;


кВт

Максимальную мощность двигателя проектируемого автомобиля определяем из формулы Лейдермана, кВт,

, кВт (1.3)

где – коэффициенты уравнения Лейдермана;
- для карбюраторных двигателей , , ;
– максимальная частота вращения коленчатого вала двигателя, об/мин,
об/мин;
– частота вращения коленчатого вала при максимальной мощности двигателя, об/мин,
об/мин

кВт

1.2 Расчет внешней скоростной характеристики двигателя

Внешняя скоростная характеристика двигателя представляет собой зависимость мощности и вращающего момента на выходном конце коленчатого вала двигателя от частоты вращения коленчатого вала при полностью выдвинутой рейке топливного насоса высокого давления. Зависимость между мощностью, развиваемой двигателем, и частотой вращения коленчатого вала двигателя рассчитываем с помощью уравнения Лейдермана, имеющего следующий вид

, кВт, (1.4)

где – текущая частота вращения коленчатого вала двигателя, для которой определяется мощность, об/мин.
Вращающий момент на выходном конце коленчатого вала двигателя при различных частотах его вращения определяем по формуле, устанавливающей зависимость между вращающим моментом, мощностью и частотой вращения, Н•м,

, Н•м . (1.5)

Для построения внешней скоростной характеристики двигателя весь диапазон частот вращения коленчатого вала двигателя от до разбиваем на 4 интервала. По формулам (1.4) и (1.5) определяем значения и для частот вращения коленчатого вала , являющихся границами интервалов, и по полученным результатам строим внешнюю скоростную характеристику двигателя (Приложение А).
Результаты расчетов по формулам (1.4) и (1.5) записываем в таблицу 1.2.

Таблица 1.2 – Расчет мощности и вращающего момента двигателя при различных частотах вращения .

Параметры
Промежуточные значения числа
оборотов коленчатого вала

,об/мин
800 2000 3200 4400 5568
,кВт
9,9 27,2 45,76 51,8 49,91
,Н•м
118,2 132,3 136,6 112,4 85,6

Определяем из графика внешней скоростной характеристики частоту вращения коленчатого вала , об/мин, при которой развивается максимальный вращающий момент , Н•м,
об/мин,
Н•м.

 

 

1.3 Определение передаточных чисел трансмиссии

Динамические качества автомобиля определяются во многом числом ступеней коробки перемены передач, передаточными числами коробки перемены передач и главной передачи. С целью определения числа ступеней и передаточных чисел трансмиссии необходимо в первую очередь определиться со схемой трансмиссии. Схема трансмиссии приведена на рисунке 1.1

 

 

 

 

 

 

Рисунок 1.1 – Схема трансмиссии автомобиля

Второй этап в решении задачи определения передаточных чисел трансмиссии заключается в подборе шин для проектируемого автомобиля.
Тип шин подбираем по максимальной нагрузке, приходящейся на неё и максимальной скорости автомобиля . Для определения нагрузок на шины передней и задних осей определяем нагрузки на оси автомобиля по формуле

, Н, (1.6)

где – нагрузка, приходящаяся на передний (1) или задний (2) мост, Н;
– ускорение свободного падения, м/с2, м/с2;
– часть полной массы автомобиля, приходящегося на передний (1) или задний (2) мост автомобиля, %; У легкового автомобиля полная масса распределяется по ровну передний мост и на задний мост ,

Н,

Нагрузку, приходящуюся на шины передних и задних мостов, определяем по формуле, Н,
, Н, (1.7)


где – число передних 1 или задних 2 мостов на автомобиле; ;
– число колес на переднем 1 или заднем 2 мосту автомобиля, ;

Н,


Далее подбираем шины для проектируемого автомобиля по рекомендациям: по наиболее нагруженной шине и максимальной допустимой скорости движения, на которую рассчитана эта шина.

Таблица 1.3 – Характеристика шин проектируемого автомобиля
Марка
шины Допустимая нагрузка на шину, G,Н Максимально допустимая скорость, V,км/ч Диаметр обода колеса, d,” Ширина профиля шины, B,” Отношение высоты профиля шины к ширине шины, Н/В Высота профиля шины, H,” Статический радиус шины, м
6,40-13 4802,9 140 13 6,4 0,88 5,63 0,303


Определяем радиус качения колеса с шиной выбранной марки по формуле, м,
, м , (1.8)

где – диаметр обода колеса, дюймы (″), ,

– высота профиля шины, дюймы (″), ,

м.

Передаточное число главной передачи автомобиля определяем из условия обеспечения заданной максимальной скорости движения автомобиля на высшей передаче
, (1.9)
где – передаточное число коробки передач на высшей передаче,
,
.

Передаточное число первой передачи коробки перемены передач определяем из условия преодоления автомобилем максимального сопротивления дороги

, (1.10)

где – максимальный коэффициент сопротивления дороги, преодолеваемой автомобилем на первой передаче, в интервале , принимаем ;
– максимальный вращающий момент, развиваемый двигателем, Н•м, Н•м;
– КПД трансмиссии автомобиля, ,

.

Полученное значение передаточного числа первой передачи коробки перемены передач проверяем по условию сцепления ведущих колес автомобиля с дорогой (на отсутствие буксования). Сцепление ведущих колес с дорогой будет обеспечено, если выполнится условие

,

где – максимальная сила тяги на ведущих колесах автомобиля, Н, определяется по формуле

, Н, (1.11)
Н.

– сила сцепления шин с дорогой, Н,

,

где – коэффициент сцепления шин с дорогой, , принимаем ;
– сцепной вес автомобиля, Н,- для заднеприводных ;

,

где – коэффициент перераспределения нормальных реакций; при трогании легкового автомобиля с места ,

Н,
Н,

, условие выполняется.
Принятое передаточное число первой передачи коробки перемены передач является основой для нахождения передаточных чисел других передач. Для их нахождения принимаем число ступеней КПП – 5.
Передаточные числа II, III и других передач КПП находим по формуле

, (1.12)

где – число ступеней КПП, ;
– порядковый номер передачи.

;
;
;
;
.

1.4 Расчет тягового баланса автомобиля

Движение автомобиля по дороге возможно только в том случае, если сила тяги, развиваемая на ведущих колесах автомобиля, больше или равна сумме сил дорожных сопротивлений. Если величина силы тяги превышает сумму сил дорожных сопротивлений, то этот запас используется либо на ускорение автомобиля, либо на буксировку автомобилем дополнительного груза. Математически это положение описывается с помощью уравнения тягового баланса автомобиля. Уравнение тягового баланса автомобиля имеет следующий вид, Н,
,

где – cила сопротивления дороги, Н;
– сила сопротивления воздуха, Н;
– сила инерции автомобиля при его неравномерном движении (при ускорении или замедлении), Н.
Уравнение тягового баланса автомобиля проще и наглядней решать графическим способом, при котором строятся графики зависимости каждого из слагаемых уравнения от скорости движения автомобиля, и производится сравнение положения точек кривой с положением точек суммарной кривой и .
Для построения графика зависимости силы тяги на ведущих колесах автомобиля от скорости его движения используем выражение, Н,

, Н, (1.13)

где – вращающий момент двигателя при соответствующей его частоте вращения, Н•м;
Скорость движения автомобиля при различных частотах вращения коленчатого вала двигателя определяем по формуле

, км/ч. (1.14)

Значения сил тяги и скоростей автомобиля определяем для частот вращения коленчатого вала двигателя , которые являются границами интервалов при разбиении всего диапазона частот вращения коленчатого вала, проделанного ранее в подразделе 1.2. Результаты расчетов по формулам 1.13 и 1.14 заносим в таблицу 1.4.

Таблица 1.4 – Расчет сил тяги на ведущих колесах проектируемого автомобиля и его скоростей движения.

ne, об/мин 800 2000 3200 4400 5568
1 2 3 4 5 6
Me, Н•м 118,2 132,3 136,6 112,4 85,6
PTI, Н 4997,9 5593 5775,6 4752,6 3619,4

Продолжение таблицы 1.4
1 2 3 4 5 6
V1, км/ч 6,6 16,4 26,4 36,3 45,6
PTII, Н 3945,9 4441,1 4559,7 3751,9 2857,3
V2, км/ч 8,3 20,8 33,01 45,4 57,4
PTIII, Н 3176,9 3555,5 3671,5 3020,9 2300,6
V3, км/ч 10,32 25,8 41,3 56,7 71,8
PTIV, Н 2630,3 2944,1 3039,7 2501,2 1904,4
V4,км/ч 12,5 31,1 49,6 68,2 86,3
PTV, Н 1618,7 1811,1 1865,2 1539,2 1172,2
V5,
км/ч 20,1 50,3 80,4 110,5 140

По рассчитанным значениям и строим график изменения силы тяги на ведущих колесах автомобиля в зависимости от его скорости движения (приложение А).
Для построения графика зависимости силы сопротивления дороги от скорости движения автомобиля воспользуемся формулой

,Н, (1.15)

где – коэффициент сопротивления дороги

,

где – уклон дороги; при движении автомобиля по горизонтальной дороге ;
– коэффициент сопротивления дороги; для дорог с асфальтобетонным покрытием значения коэффициента определяем по формуле

.

Силу сопротивления воздуха движению автомобиля определяем по формуле, Н,
, Н, (1.16)

где и – коэффициент обтекаемости автомобиля и лобовая площадь автомобиля соответственно, значения которых принимали ранее в подразделе 1.1.
Так как и сила сопротивления дороги и сила сопротивления воздуха зависят от изменения скорости автомобиля, то, задаемся 6-ю различными значениями скорости развиваемые на различных передачах, подсчитываем значения сил сопротивления движению для этих значений скорости. Результаты расчета заносим в таблицу 1.5.

Таблица 1.5 – Расчет сил сопротивления движению проектируемого автомобиля по горизонтальной дороге с асфальтобетонным покрытием.

V, км/ч 45,6 57,4 71,8 87,3 140
PΨ, Н 318,8 335,9 362,7 397,8 571,1
PW, Н 64,8 101,4 158,6 234,5 603,1

По рассчитанным значениям сил и строим кривую зависимости суммарной силы сопротивления движению автомобиля от скорости движения автомобиля для чего:
- строим кривую зависимости силы сопротивления дороги от скорости ;
- от точек кривой откладываем ординаты кривой и после соединения точек плавной линией получаем кривую .
Нанесенные на одном графике кривые , и есть графическое решение уравнения тягового баланса проектируемого автомобиля.

1.5 Расчет мощностного баланса автомобиля

Для анализа динамических свойств автомобиля можно вместо соотношения сил использовать сопоставление тяговой мощности с мощностью, необходимой для преодоления сопротивления движению. Мощностной баланс автомобиля в общем виде представляет

,

где – мощность, подводимая к ведущим колесам автомобиля, кВт; определяем по формуле
, (1.17)

где – мощность двигателя, кВт;
– мощность, затрачиваемая на преодоление сопротивления качению колес автомобиля, кВт; определяем по формуле

; (1.18)

– мощность, затрачиваемая на преодоление подъёма, кВт; при расчёте силового баланса предположим, что автомобиль движется по горизонтальной дороге, для которой уклон , а значит ;
– мощность, затрачиваемая на преодоление сопротивления воздуха, кВт; определяем по формуле

; (1.19)

– мощность, затрачиваемая на ускорение автомобиля, кВт; равна запасу мощности автомобиля после вычета из тяговой мощности мощности дорожных сопротивлений и мощности сопротивления воздуха :

.
При
.

Уравнение мощностного баланса, так же как и уравнение силового баланса, решаем графически. Строим график зависимости тяговой мощности от скорости движения автомобиля, предварительно подсчитав по формуле 1.17 для всех значений скоростей автомобиля, подсчитанных в таблице 1.4.
График суммарной мощности дорожных сопротивлений строим по аналогии с графиком суммарной силы дорожных сопротивлений , результаты расчета сводим в таблицу 1.7. График мощностного баланса автомобиля приведен в приложении А.

 

 

 

 

 

 

Таблица 1.7 – Расчет мощностного баланса проектируемого автомобиля
Передача КПП Частота вращения коленчатого вала, ne ,об/мин Скорость движения автомобиля, V, км/ч Мощность двигателя, Ne , кВт Мощность на ведущих колесах автомобиля, NТ, кВт Мощность
сопротивлений Запас мощности, Nj , кВт
Nf ,
кВт NW , кВт
1 2 3 4 5 6 7 8
I 800 6,6 9,9 9,1 4,1 0,83 4,2
2000 16,4 27,2 25 5,4 1,62 17,98
3200 26,2 45,76 42,1 7,3 3,2 31,67
4400 36,1 51,8 47,7 9,5 5,5 32,7
5568 45,6 49,91 45,9 22,1 23,8 0
II 800 8,3 9,9 9,1 4,1 0,83 4,2
2000 20,8 27,2 25 5,4 1,62 17,98
3200 33,01 45,76 42,1 7,3 3,2 31,67
4400 45,4 51,8 47,7 9,5 5,5 32,7
5568 57,4 49,91 45,9 22,1 23,8 0

III 800 10,32 9,9 9,1 4,1 0,83 4,2
2000 25,8 27,2 25 5,4 1,62 17,98
3200 41,3 45,76 42,1 7,3 3,2 31,67
4400 56,7 51,8 47,7 9,5 5,5 32,7
5568 71,8 49,91 45,9 22,1 23,8 0
IV 800 12,4 9,9 9,1 4,1 0,83 4,2
2000 31,1 27,2 25 5,4 1,62 17,98
3200 49,6 45,76 42,1 7,3 3,2 31,67
4400 68,2 51,8 47,7 9,5 5,5 32,7
5568 86,3 49,91 45,9 22,1 23,8 0
V 800 20,1 9,9 9,1 4,1 0,83 4,2
2000 50,3 27,2 25 5,4 1,62 17,98
3200 80,4 45,76 42,1 7,3 3,2 31,67
4400 110,5 51,8 47,7 9,5 5,5 32,7
5568 140 49,91 45,9 22,1 23,8 0

 


1.6 Расчет динамической характеристики автомобиля

Динамическим фактором автомобиля называют отношение разности силы тяги на ведущих колесах автомобиля и силы сопротивления воздуха к полному весу автомобиля :
.
Значения динамического фактора автомобиля изменяются в зависимости от номера включенной передачи и от скорости движения автомобиля. Динамический фактор автомобиля при включении различных передач определяем по формуле
. (1.20)

Значения сил для различных передач и скоростей движения автомобиля приведены в таблице 1.4, значения сил для различных скоростей движения автомобиля определяем по формуле

,Н. (1.21)

Величина динамического фактора ограничивается условиями сцепления ведущих колес автомобиля с дорогой. Динамический фактор по условиям сцепления колес с дорогой определяем по формуле
- для заднеприводных
, (1.22)

где - коэффициент сцепления шин с дорогой; (соответствует движению автомобиля по укатанному снегу), принимаем ;
– коэффициент перераспределения нормальных реакций для заднего моста; , принимаем
– часть полного веса автомобиля, приходящаяся на задний мост, Н;
Н,
Н.

 

Используя формулы 1.20 и 1.21, определяем значения динамического фактора автомобиля для 5 скоростей его движения при включении каждой передачи, и строим динамическую характеристику автомобиля на свободном поле первого листа графической части проекта. Здесь же наносим подсчитанный по формуле 1.22 динамический фактор по условию сцепления колес с дорогой и делаем вывод о том, что при полном нажатии на педаль газа на I передаче автомобиль будет двигаться по укатанному снегу с буксованием, а на II,III,IV и V передаче обеспечивается уверенное сцепление колес автомобиля с дорогой, т. е. буксования не будет. Расчет динамического фактора автомобиля заносим в таблицу 1.8.

Таблица 1.8 – Расчет динамического фактора проектируемого автомобиля
Передача КПП Скорость движения автомобиля, V, км/ч Сила тяги на ведущих колесах автомобиля, PTi , H Сила сопротивления воздуха, PWi , H Разность сил
(PTi– PWi ), Н Динамический фактор автомобиля, Di
1 2 3 4 5 6
I 6,6 4990,9 1,3 4989,6 0,26
16,5 5586 8,37 5559,6 0,29
26,4 5767,7 21,4 5746,3 0,298
36,3 4728,6 40,5 4688,1 0,24
42,9 3614,4 64,8 3554,5 0,18
II 8,25 3238,9 2,09 3218 0,17
20,6 4446,1 13,1 4421 0,23
33,01 4590,6 33,5 4557,1 0,24
45,4 3777,4 63,4 3714 0,19
57,4 2866,2 101,4 2764,8 0,14
III 10,32 3177,9 3,3 3174,6 0,17
25,8 3556,9 20,5 3536,4 0,18
41,3 3672,5 52,5 3620 0,19
56,7 3021,9 98,9 2923 0,15
71,8 2301,4 158,6 2142,8 0,11
IV 12,4 2648,2 4,7 2643,5 0,14
31,1 2964,1 29,8 2934,3 0,15
49,6 3060,5 75,7 2984,8 0,16
68,2 2518,2 143,1 2375,1 0,12
86,3 1904,4 229,2 1675,2 0,087
V 20,1 1629,7 12,4 1617,3 0,084
50,3 1824,1 77,8 1746,3 0,09
80,4 1883,4 198,9 1684,5 0,087
110,5 1549,7 375,7 1174 0,06
140 1180,2 603,1 577,1 0,03

Форма графика динамической характеристики автомобиля приведена в приложении А.

1.7 Расчет ускорений автомобиля

Динамический фактор автомобиля соответствует дорожному сопротивлению, характеризуемому коэффициентом сопротивления дороги , которое автомобиль способен преодолеть на данной передаче с заданной постоянной скоростью. В случае, если величина динамического фактора автомобиля отличается от коэффициента сопротивления дороги, по которой он движется, то это движение будет ускоренным (при ), либо замедленным (при ). Величину развиваемого автомобилем ускорения (замедления) определяем по формуле
, м/с2 (1.23)

где – коэффициент учета вращающихся масс автомобиля


,


где – передаточное число передачи коробки перемены передач, на которой движется автомобиль.
В курсовом проекте ускорение автомобиля определяется для условий движения автомобиля по горизонтальной дороге с асфальтобетонным покрытием и поэтому считаем, что


.


Определение ускорений автомобиля, движущегося по горизонтальной дороге, для 6 скоростей каждой передачи проводим с учетом вышеизложенного в виде таблицы 1.9 и на свободном поле первого листа графической части проекта строим график зависимости ускорений автомобиля от скорости его движения. Форма графика приведена в приложении А.

 

 

Таблица 1.9 – Расчет ускорений автомобиля
Передаточное число
( передача) Скорость автомобиля, V, км/ч
Динамический фактор, D
Коэффициент сопротивления дороги Ψ= f Разность
D-Ψ Коэффициент вращающихся масс,
δвр Ускорение, j, м/с2
2,47 (I) 6,6 0,26 0,015 0,245 1,35 1,78
16,4 0,29 0,015 0,275 1,998
26,2 0,298 0,0155 0,283 2,056
36,1 0,24 0,0159 0,224 1,63
42,9 0,18 0,0165 0,034 0,247
1,95 (II) 8,25 0,17 0,015 0,155 1,24 1,226
20,8 0,23 0,0153 0,215 1,7
33,01 0,24 0,0158 0,224 1,77
45,4 0,19 0,0165 0,175 1,38
57,4 0,14 0,0174 0,123 0,973
1,57 (III) 10,32 0,17 0,0151 0,155 1,17 1,29
25,8 0,18 0,0155 0,165 1,383
41,3 0,19 0,0163 0,174 1, 46
56,7 0,15 0,017 0,133 1,115
71,8 0,11 0,0188 0,0912 0,765
1,3 (IV) 12,4 0,14 0,015 0,125 1,13 1,085
31,1 0,15 0,0157 0,134 1,163
50,2 0,16 0,0169 0,143 1,24
68,2 0,12 0,0184 0,102 0,886
87,3 0,087 0,0205 0,067 0,582
0,8 (V) 20,1 0,084 0,0153 0,069 1,08 0,627
50,3 0,09 0,0168 0,0732 0,665
80,4 0,087 0,0198 0,0672 0,61
110,5 0,06 0,0242 0,036 0,327
140 0,03 0,0297 0,0003 0,00273

 

 

 


1.8 Расчет времени и пути разгона автомобиля

Время и путь разгона автомобиля до максимальной скорости являются самыми распространенными и наглядными характеристиками динамичности автомобиля. Их определение производим графоаналитическим способом с использованием графика ускорений автомобиля. При проведении расчетов полагаем, что разгон автомобиля на каждой передаче производится до достижения двигателем максимальных оборотов.
Кривые ускорений автомобиля, начиная с первой передачи, разбиваем на 3 интервала скоростей. Для каждого интервала скоростей определяем среднее ускорение и изменение скорости в пределах интервала. Время разгона автомобиля в данном интервале скоростей определяем по формуле

, с, (1.24)
где – изменение скорости автомобиля в интервале скоростей для которого определяется время разгона, км/ч,
, км/ч;
– среднее ускорение в данном интервале скоростей, м/с2
, м/с2
При определении времени разгона автомобиля учитывается и время на переключение передач, которое определяем по рекомендациям таблицы 1.10.

Таблица 1.10 - Время переключения передач
Тип коробки передач Время переключения передач, с
Карбюраторные двигатели
Без синхронизатора 1,3 - 1,5
С синхронизаторами 0,3 – 0,5

Падение скорости автомобиля за время переключения передач определяем по формуле, км/ч,

, км/ч, (1.25)
где – коэффициент учета вращающихся масс при движении автомобиля накатом; принимается , так как при накате (см. п. 1.7);
– время переключения передачи, с; (см. табл. 10), принимаем с;
– коэффициент сопротивления дороги, соответствующий скорости движения автомобиля при которой происходит переключение передачи:
.
Путь разгона автомобиля определяем для тех же интервалов изменения скорости автомобиля по формуле, м,
, м, (1.26)
где – средняя скорость движения в каждом интервале скоростей, км/ч,
, км/ч.
Путь, проходимый автомобилем за время переключения передач (движение накатом), определяем по формуле, м,

, м. (1.27)
Используя всю вышеприведенную информацию, определяем время и путь разгона автомобиля на горизонтальной дороге с асфальтобетонным покрытием до максимальной скорости .
Все расчеты по данному подразделу сводим в таблицу 1.11.

Таблица 1.11 – Расчет времени и пути разгона проектируемого автомобиля до максимальной скорости.
Номер передачи Интервал Vi , км/ч Интервал j i , м/с2 ΔVi ,км/ч jср i , м/с2 Δt i , с ∑Δt i , c Vср i , км/ч ΔS i , м ∑ΔSi , м
1 2 3 4 5 6 7 8 9 10
I 6,6 -16,4 1,78-1,998 9,8 1,89 1,44 1,44 11,5 4,6 0,017
16,4-26,2 1,998-2,056 9,8 2,03 1,34 2,78 21,3 7,9 0,017
26,2-36,1 2,056-1,63 9,9 1,84 1,5 4,28 31,2 13 0,018
36,1-42,9 1,63-0,24 6,8 0,94 2 6,28 39,5 21,9 0,018
Накат 42,9-42,6 0,5 -1,5 0,5 0,83 7,1 42,7 9,8 0,0188
42,6-45,4 1,51-1,38 2,8 1,45 0,54 7,64 44 6,6 0,0189
45,4-57,4 1,38-0,973 12 1,18 2,9 10,54 51,4 41,4 0,0195
Накат 57,4-57,1 0,973-1,1 -0,3 2,073 0,04 10,59 57,3 0,64 0,02
III 57,1-71,8 1,1-0,765 14,7 1,87 2,19 12,8 64,5 39,2 0,021
Накат 71,8-71,4 0,765-0,84 -0,4 0,04 2,8 15,6 71,6 55,7 0,022
IV 71,4-87,3 0,84-0,582 15,9 0,71 6,2 21,8 79,4 136,7 0,023
Накат 87,3-86,95 0,582-0,54 -0,35 0,56 0,17 21,97 87,13 4,1 0,0237

 

Продолжение таблицы 1.11
1 2 3 4 5 6 7 8 9 10
V 86,95-110,5 0,54-0,327 23,6 0,43 15,1 36,7 98,7 413,99 0,025
110,5-140 0,327-0,003 29,5 0,17 48,4 85,1 125,3 1684,6 0,031

По результатам расчетов строим графики изменения времени и пути разгона автомобиля до максимальной скорости. Переломы графиков в точках, соответствующих моментам переключения передач показываем условно, так как в масштабах построения графиков, эти падения скорости движения автомобиля практически неуловимы.
Графики времени и пути разгона автомобиля до максимальной скорости приведены в приложении А.


1.9 Расчет топливной экономичности автомобиля

Топливно-экономические качества вновь проектируемого автомобиля при движении с постоянной скоростью оцениваются топливно-экономической характеристикой. Эта характеристика представляет собой график зависимости путевого расхода топлива от скорости движения для различных дорожных условий.
Путевой расход топлива определяем по формуле, л/100км,

, л/100км, (1.28)

где – удельный эффективный расход топлива, г/кВт ч;
– мощность двигателя, необходимая для равномерного движения по дороге с коэффициентом сопротивления с заданной скоростью, кВт;
– плотность используемого топлива, кг/л:
- для бензина кг/л.
Удельный эффективный расход топлива зависит от частоты вращения коленчатого вала двигателя и степени использования мощности двигателя (степени открытия дроссельной заслонки карбюратора или степени использования хода рейки топливного насоса высокого давления). Это положение учитывают коэффициенты формулы 1.29, связывающей удельный расход топлива при заданном режиме движения и удельный расход топлива при максимальной мощности двигателя

, (1.29)

где – удельный расход топлива при максимальной мощности двигателя, г/кВт ч:
- для карбюраторных двигателей г/кВт ч;
– коэффициент, учитывающий изменение удельного расхода топлива в зависимости от частоты вращения коленчатого вала двигателя; является функцией от отношения текущей и номинальной частот вращения коленчатого вала
,
где – частота вращения коленчатого вала двигателя при заданных условиях движения, об/мин;
– частота вращения коленчатого вала двигателя при максимальной мощности, об/мин;
– коэффициент, учитывающий изменение удельного расхода топлива в зависимости от степени использования мощности двигателя при заданных дорожных условиях; является функцией от отношения текущей мощности и максимальной для данной скорости движения
,
где –мощность двигателя при заданной скорости движения автомобиля, требуемая для преодоления сопротивлений дороги и сопротивления воздуха; определяем по формуле
, (1.30)

– максимальная мощность двигателя для заданной скорости движения при 100% открытии рейки топливного насоса высокого давления. Значение берем с графика мощностного баланса автомобиля для заданной скорости движения.
Для построения топливно-экономической характеристики автомобиля берем скорости его движения на высшей передаче по горизонтальной дороге с асфальтобетонным покрытием. В связи с этим, для подстановки в формулу 1.30 и для определения берем 6 скоростей движения автомобиля на высшей передаче, а соответствующие этим скоростям частоты вращения коленчатого вала двигателя сравниваем с номинальной частотой для определения коэффициента .

Значения коэффициентов и в зависимости от отношений и выбираем по рекомендациям таблиц 1.12 и 1.13.
Таблица 1.12 – Значения коэффициента
Для всех типов двигателей
0,2 0,4 0,6 0,8 1,0 1,2
Kп 1,13 1,0 0,96 0,97 1,0 1,15

Таблица 1.13 – Значения коэффициента

0,2 0,4 0,6 0,8 1,0 Тип двигателя
KN 2,0 1,34 1,0 0,98 1,0 Карбюраторный
KN 1,2 1,0 0,95 0,94 1,0 Дизельный

Значения коэффициентов и для промежуточных значений отношений и определяем методом интерполяции.
Расчет и построение топливно-экономической характеристики автомобиля проводим для двух условий движения автомобиля, характеризуемых следующими значениями коэффициентов сопротивления дороги: и .
Расчеты топливно-экономической характеристики автомобиля сводим в таблицу 1.14.

Таблица 1.14 – Расчет топливно-экономической характеристики проектируемого автомобиля
Параметры Коэффициент сопротивления дороги Ψ1=0,015
, об/мин
800 2000 3200 4400 5568

0,167 0,417 0,667 0,917 1,16
,км/ч
20,1 50,3 80,4 110,5 140
, кВт
5,36 7,63 11,4 16,3 49,91
, кВт
9,9 27,2 45,76 51,8 49,91

0,54 0,28 0,25 0,31 0,999

1,07 1,7 1,8 1,64 0,98

0,13 0,996 0,96 0,99 1,12
, г/кВт ч
49,2 612,2 611,3 574,4 387,6
, л/100 км
1,77 12,5 11,7 11,4 18,7


Продолжение таблицы 1.14
Параметры Коэффициент сопротивления дороги Ψ2=0,03
, об/мин
800 2000 3200 4400 5568

0,167 0,417 0,667 0,917 1,16
,км/ч
20,1 50,3 80,4 110,5 140
, кВт
4,81 6,23 10,5 13,2 43,75
, кВт
9,9 27,2 45,76 51,8 49,91

0,486 0,229 0,229 0,225 0,95

0,13 0,996 0,96 0,99 1,12

1,19 1,9 1,9 1,91 0,995
, г/кВт ч
54,7 669,2 644,9 668,6 394,05
, л/100 км
1,75 11,2 11,5 10,8 16,5

По результатам расчета строим топливно-экономическую характеристику автомобиля (Приложение А).

 

 

 

 

 


2 Обзор конструкций проектируемого агрегата автомобиля

Карданная передача служит для передачи крутящего момента к агрегатам трансмиссии, валы которых при движении автомо¬биля расположены несоосно по отношению к ведомым валам КПП и при движении автомобиля изменяют свое положение. Карданная передача (рис. 2.1) состоит из карданных шарниров, валов и промежуточной опоры подвижного шлицевого со-единения.
Карданный шарнир предназначен для передачи вращения между валами, оси которых пересекаются. Промежуточная опора применяется в передачах с длинными валами. Шлицевое соединение обеспечивает компенсацию изме-нения длины передачи при вертикальных перемещениях ведомого вала пере-дачи.
Условия работы карданной передачи определяется в первую очередь уг-лами наклона ее вала; чем больше углы, тем условия эксплуатации карданной передачи тяжелее. Угол между валами зависит в основном от того, каким ме-ханизмам передает крутящий момент карданная передача.
Работа карданной передачи сопровождается изменением расстоя¬ния ме-жду агрегатами. Это необходимо учитывать при конструирова¬нии передачи и применять подвижные шлицевые соединения.
Требования к карданным передачам зависят от их назначения. Общими требованиями для всех передач являются следующие:
- осуществление надежной передачи крутящего момента и создание ус-ловий для равномерного вращения вала механизма, приводимого в движение карданной передачей;
- обеспечение отсутствия резонансных явлений в зоне эксплуата¬ционных скоростей; вибрационные нагрузки и уровень шума при работе карданной передачи должны быть минимальными;
- обеспечение высокого КПД малым трением во всех соединениях (в том числе и шлицевых);
- создание условий для надежной работы передачи с большим пе¬риодом технического обслуживания.


Рисунок 2.1 – Карданная передача автомобиля

Основным элементом карданной передачи является карданный шарнир. Тип шарнира определяет кинематическую схему карданной передачи и мак-симально допустимые углы наклона валов.
Карданные шарниры подразделяются на шарниры неравных и равных угловых скоростей. Шарниры неравных угловых скоростей (асинхронные) при наличии угла между валами характеризуются периодическим неравенст-вом угловых скоростей ведущего и ведомого валов. При установке шарниров равных угловых скоростей (синхронных) угловые скорости соединяемых ими валов равны при любом их угловом перемещении. Они применяются главным образом в при¬водах ведущих управляемых колес.
По конструктивным признакам шарниры делятся на жесткие и мягкие (упругие). В жестких шарнирах передача крутящего момента обеспечивается шарнирным соединением деталей, а в мягких - дета¬лями с большой податли-востью.
Разрушение карданных шарниров происходит в результате разрушения (бринеллирования) и выкрашивания шипов крестовины, рабочих поверхно-стей стаканов игольчатых подшипников, а также износа рабочих поверхно-стей из-за недостаточного слоя смазочного материала. Выкрашивание рабо-чих поверхностей шипов крестовины и стаканов подшипников является следствием усталостного разруше¬ния, вызванного возникновением значи-тельных контактных напря¬жений при неравномерном распределении нагрузки по длине рабо¬чих игл.
Бринеллирование шипов крестовины также является результатом нерав-номерного распределения нагрузки по длине игл при их сдвиге относительно оси рабочих поверхностей шипов крестовин и стаканов подшипника. Бри-неллирование возникает обычно в карданных шарнирах, имеющих малую жесткость вилок, или при недостаточной твердости рабочих поверхностей шипа, а также при больших суммарных круговых зазорах. Следует отметить, что применение подшип¬ника с иглами, имеющими сферические или плоские конусы, по сравнению с коническими увеличивает нагрузочную способность подшипника и уменьшает силы трения на торцах игл, а следовательно, сни-жается возможность их перекоса.
Конструкция карданного шарнира должна свести к минимуму появление меняющегося дисбаланса карданной, передачи вследствие самопроизвольного устранения осевых зазоров в карданных шарни¬рах под действием центро-бежных сил. Поэтому к осевым зазорам в шарнирах и к точности фиксации центра крестовины относительно продольной оси карданного вала предъяв-ляются особые требования.
Фиксирование игольчатых подшипников в вилках с помощью стопорных колец, разделенных при сборке на несколько групп по толщине (рис. 2.2), позволяет более жестко ограничивать само¬произвольное смещение деталей карданных шарниров по сравнению с фиксацией подшипников посредством стопорных пластин.

Рисунок 2.2 – Схеме фиксации игольчатого подшипника
- зазор между торцом сальника и обоймой; - фаска для посадки сальника; 1 - грязеотражатель; 2 - кольцо; 3 – стопорное кольцо; 4 – игольчатый подшипник.

Смазочная система игольчатых подшипников, конструкция уплот¬нения, а также качество применяемого смазочного материала оказы¬вают значительное влияние на долговечность подшипников. Попада¬ние пыли, грязи в под-шипники вызывает разрушение иголок и стаканов подшипников, изготовлен-ных с высокой степенью точности. Поэтому особое внимание необходимо уделять конструкции сальни¬ковых уплотнений.
В настоящее время в карданных передачах для игольчатых подшипников широко применяются одноразовая и бесклапанная (проточная) смазочные системы. При одноразовом смазывании при сборке в подшипники закла-дывают высококачественный консистент¬ный смазочный материал. Проточная система предусматривает замену смазочного материала без разборки кардан-ного шарнира с удалением отработавшего смазочного материала через уплотнения в подшипни¬ках (рис. 2.2). При этом сальник в подшипниках ус-тановлен таким образом, что во время смазывания шарнира отработавший смазочный материал и продукты износа могут выходить из подшипника, от-гибая кромки сальника при достаточно большом давлении смазочного мате-риала. В этом случае отпадает необходимость в установке предохрани-тельного клапана на крестовине, который не обеспечивает надежного смазы-вания всех четырех подшипников шарнира.
Для компенсации изменения длины карданной передачи во время дви-жения применяются подвижные шлицевые соединения. При перемещении шлицев карданного вала, нагруженного крутящим моментом, возникает осе-вая сила трения
Наличие больших осевых сил из-за малой рабочей поверхности шлицев способствует интенсивному износу шлицевых соединений, что приводит к увеличению дисбаланса и возникновению вибраций. Для уменьшения осевых усилий и изнашивания скользящие концы карданного вала целесообразно располагать не вблизи заднего моста, а около промежуточной опоры или ко-робки передач. Уменьшение осевых усилий связано со снижением коэффи-циента трения в шлицах путем улучшения смазывания, повышения твердости и чистоты обра¬ботки поверхностей шлицев. Значительное снижение осевой нагрузки возможно при замене трения скольжения на трение качения за счет установки шлицев с шариками или роликами (рис. 2.3). Такая кон¬струкция представляет особый интерес, если карданное сочленение установлено в при-воде к ведущим колесам, передающим крутящий момент. Соосность осей шлицевой втулки и вала шлицевого соедине¬ния обеспечивается центрирова-нием поверхностей соединения. При этом для снижения давлений между по-верхностями трения и их износа соотношение рабочей длины шлицев к их наибольшему диаметру должно быть не менее 2. Для передачи момента при углах, не превышающих 5°, взамен жестких шарниров предусмотрены рези-новые муфты (рис. 2.4), которые позволяют компенсировать небольшую не-соосность валов. Если осевая податливость таких муфт достаточна, то ком-пенсирующее шлицевое соединение не применяют. Упругие податливые со-членения не вызывают необходимости приме¬нения смазывания вследствие отсутствия поверхности трения, а также уменьшают крутильную жесткость передачи, что приводит к сниже¬нию динамических нагрузок при переходных режимах. Упругая муфта вызывает необходимость применения специального центри¬рующего устройства для уменьшения дисбаланса карданного вала. К резине, из которой выполнены упругие муфты, предъявляются повышенные требования по прочности на разрыв, относительному удлинению и твердости (резина должна быть морозостойкой и тепло¬стойкой).

 

Рисунок 2.3 – Карданная передача с роликами
1 – ролики; 2 и 3 – карданные трубы соответственно с наружными и внутренними ка-навками

Рисунок 2.4 – Карданная передача с двумя валами
1 – эластичная муфта; 2 и 4 – валы соответственно передний и задний; 3 – упругая про-межуточная опора; 5 – балансировочные пластины; 6 – резиновые втулки; 7 - поперечина


3 Расчет карданной передачи
3.1 Определение геометрических параметров передачи
К геометрическим параметрам карданной передачи относятся: длина пе-редачи, равная расстоянию между валами соединяемых агрегатов автомобиля, и углы установки карданных валов по отношению к осям валов соеди¬няемых агрегатов.
В курсовом проектировании, в отсутствие готовой компоновки ав-томобиля, длину карданной передачи в учебных целях следует принимать равной половине базы автомобиля-прототипа:
, мм,

где - база автомобиля-прототипа, мм,
мм,
мм.

Углы установки карданного вала проектируемой передачи необходимо назначать в соответствии с рекомендациями ОСТ 37.001.403-85 "Передачи карданные автомобилей. Общие технические условия". Предварительно при-няв двухшарнирную конструкцию карданной передачи, схема которой пред-ставлена на рис. 3.1 По данному стандарту угол установки карданного вала автомобиля при номинальной нагрузке должен составлять не более 3-6°. Значения углов, большие рекомендуемых, вызывают увеличение на¬грузки на детали карданной передачи. Слишком малые углы вызывают бринеллирова-ние шипов крестовины.


Рисунок 3.1 - Схема геометрических параметров трехшарнирной карданной передачи
На рис. 3.1 обозначены:
, - углы вала при статических прогибах под¬вески автомобиля и , от нагрузки соответственно порожнего автомо¬биля и автомобиля с но-минальной нагрузкой;
- угол наклона карданного вала при динамическом прогибе подвески автомобиля под действием возмущающей силы от неровностей дороги;
, - перемещение ведущего моста автомобиля от номинального по-ложения до крайних верхнего и нижнего положения;
- высота между осями шарниров карданной передачи у силового аг-регата автомобиля и у ведущего моста при номинальной нагрузке.
Задавшись значением угла из рекомендуемого интервала углов
установки карданного вала ( ), необходимо установить значение уг-лов и , используя схему карданной передачи (рис. 3.1) и упругую харак-теристику подвески ведущего моста.
Статический прогиб подвески ведущего моста автомобиля при но-минальной нагрузке можно определить в интервале:
- для легковых автомобилей мм, принимаем мм.
Динамический прогиб подвески , связанный с действием на автомо¬биль возмущающей силы от неровностей дороги, принимаем равным:
- для легковых автомобилей , мм,
мм.

Прогиб подвески ведущего моста автомобиля под действием собст-венного веса автомобиля, приходящегося на подвеску, определяется из пред-положения, что упругая характеристика подвески идеальна и изменяется по показательному закону. При этом уравнение зависимости прогиба подвески от нагрузки, приходящейся на ее упругий элемент, будет представлено фор-мулой
, (3.1)
где - нагрузка на упругий элемент подвески ведущего моста при прогибе подвески , Н. При
,
где - номинальная нагрузка на ведущую ось автомобиля, Н,
Н,
Н,

- нагрузка на упругий элемент подвески ведущего моста при прогибе , Н,
,
где - снаряженная масса автомобиля, кг,
кг;
- снаряженная масса автомобиля, приходящаяся на ведущий мост, %,
%.
Н.
Определив параметры, входящие в формулу (3.1), можно подсчитать значение
,

.

Перемещение ведущего моста автомобиля от номинального положения до крайнего нижнего
,
.

Перемещение ведущего моста автомобиля от номинального положения до крайнего верхнего
,
.

Расстояние между осями валов силового агрегата автомобиля и веду¬щего моста при номинальной нагрузке, мм,
,мм,
мм.

Угол наклона карданного вала при динамическом прогибе подвески ве-дущего моста определяется по формуле
,
.
При этом выполняться соотношение .
Угол наклона карданного вала на порожнем автомобиле определяется по формуле
,
.
При этом выполняться соотношение .

3.2 Определение размеров поперечного сечения карданного вала

Карданный вал автомобиля передает вращающий момент от сило¬вого агрегата автомобиля к ведущему мосту. Карданные валы изготавливают из труб с толщиной стенки 1,85-2,5мм. На¬ружный диаметр трубы карданного вала может быть определен по формуле

, мм, (3.2)

где - наибольший вращающий момент, передаваемый карданным ва¬лом, Н*мм.
Этот момент принимается равным меньшему из двух моментов:
- максимальному моменту, передаваемому от двигателя при включен¬ной 1-ой передаче:
, Н*мм, (3.3)
- моменту, определенному по силе сцепления шин с дорогой при коэф-фициенте сцепления , принимаем ,
, Н*мм. (3.4)
Величинами, входящими в формулы (3.3) и (3.4), являются:
- максимальный крутящий момент двигателя, Н*мм,
Н*м;
- нагрузка на ведущий (задний) мост автомобиля, Н,
Н;
- передаточное число КПП на 1-ой передаче,
;
- передаточное число главной передачи,
;
- коэффициент перераспределения нагрузки на ведущий (задний) мост при движении автомобиля,
;
- радиус качения колеса, мм,
мм.
Н*мм.

Н*мм.

Прочие величины, входящие в формулу (3.2), определяются следую¬щим образом:
- коэффициент, равный отношению внутреннего диаметра трубы к наружному :
.

Для тонкостенных труб карданных валов , принимаем .
- допускаемое напряжение для материала трубы карданного вала на
кручение, МПа:
, МПа,

где - допускаемое напряжение для материала трубы карданного вала на растяжение, МПа,
МПа, принимаем МПа.

МПа.

мм.

Принимаем наружный диаметр мм из указанного стандарта ГОСТ 8734-75 «Трубы стальные бесшовные холоднодеформированные».
После определения наружного диаметра трубы карданного вала по формуле (3.2), подсчитываем внутренний диаметр трубы
, мм,
мм,
и толщину стенки трубы
, мм,
мм.

3.3 Расчет критической частоты вращения карданного вала

Расчет карданного вала на критическую частоту вращения производят потому, что при его изготовлении практически невозможно обеспечить сов-падение центра тяжести вала с осью вращения. При вращении карданного вала со смещенным центром тяжести возникает центробежная сила инерции, изгибающая вал, которая при сложении с силой тяжести вала образует воз-мущающую силу, вызывающую колебания вала.
При совпадении частоты вращения вала с частотой собственных коле-баний возникает резонанс, который приводит к разрушению вала. Частоту вращения вала, совпадающую с частотой собственных колебаний, называют критической частотой. Для полого вала, при условии, что он на всей длине имеет постоянное сечение, критическую частоту , об/мин, определяют по формуле
, об/мин,
где - длина карданного вала измеренная между осями карданных шарни¬ров, м. Из рис. 3.1 следует:
, м,
м.

- максимальная частота вращения карданного вала, об/мин:
, об/мин,
- максимальная частота вращения коленчатого вала двигателя, об/мин; об/мин;
- передаточное число КПП легкового автомобиля на высшей переда-чи;
.
об/мин,
об/мин.
Так как условие не соблюдается, следовательно, принимаем трёхшар-нирную карданную передачу.


Рисунок 3.2 – Схема трёхшарнирной карданной передачи
В соответствии с рисунком длинна карданной передачи составит
; м

Условие соблюдается
3.4 Определение геометрических параметров трехшарнирной кар-данной передачи
Для трехшарнирной передачи с промежуточный опорой равномерное вращение выходного вала может быть достигнуто при соблюдении условия

Методика расчета углов базируется на соотношениях между геометрическими параметрами трехшарнирных передач (рис.3.2)
Возвышение первого шарнира передачи над вторым, мм
Величину угла

Где - расстояние между первым и вторым шарнирами передачи, мм. Для данной передачи
;
мм,
мм,
где Н – высота между осями шарниров карданной передачи у силового агрегата и ведущего моста, мм (см.п. 3.1)
Угол наклона второго вала передачи по отношению к горизонту

где - расстояние между вторым и третьим шарниром, мм.
,
Угол наклона второго вала передач по отношению к первому
.
Угол наклона второго вала передач по отношению ведомому валу пере-дачи из условия равномерного вращения ведомого вала

Угол наклона оси ведущего моста по отношению к горизонту

Выполнение расчетов углов установки валов трехшарнирной карданной передачи целесообразно представить в виде таблицы 3.4
Таблица 3.4
, град
мм
мм
,град
,град
,град
,град

1 10,6 117,1 10,9 9,9 9,96 0,94
2 21,6 106,14 9,93 7,93 8,06 1,87
3 31,77 95,54 8,96 5,96 6,68 2,28
4 42,38 84,92 7,97 3,97 5,6 2,37
5 53,01 74,29 6,96 1,96 5,38 1,58
Выбираем , из условия =(4-6)
3.4 Определение размеров карданного шарнира
Для предварительного выбора типоразмера карданного шарнира необ-ходимо исходить из того, что размеры крестовины должны соответствовать условиям обеспечения прочности, а нагрузка на подшипники карданного шарнира не должна превышать их статической грузоподъемности.
Размеры крестовины карданного шарнира, определяемые расчетом на прочность, приведены на рис. 3.3.
В качестве определяющего размера крестовины принят размер между торцами шипов , через который выражены все другие размеры крестовины типового карданного шарнира: диаметр шипа , длина шипа , расстояние от оси крестовины до середины шипа :
;
;
.

Рисунок 3.3 – Основные размеры крестовины карданного шарнира

Размер определяют из условия прочности шипа крестовины на изгиб и срез от силы , приложенной к средней точке шипа при допускаемом экви-валентном напряжении МПа
, мм,
где - наибольший вращающий момент, передаваемый карданным ва¬лом, Н*мм, Н*мм;
- коэффициент нагрузки:
- для бензинового двигателя .
мм,
мм,
мм,
мм.

По размерам шипа кресто¬вины определяют размеры деталей игольчатых подшипников кардан¬ного шарнира. В этих подшипни¬ках в качестве тел каче-ния исполь¬зуются иглы, длина которых при¬нимается равной длине шипа кре-стовины, а диаметр определяется по соотношению
,
.

Принимаем из указанного стандарта ГОСТ 6870-81 «Подшипники качения. Ролики игольчатые. Технические условия».
Необходимое число игл в подшипнике предварительно оп¬ределяем по формуле
,
.

Окончательно в подшипнике принимаем целое число игл . При этом обязательно соблюдаем условие

,
.

3.5 Проверка игольчатого подшипника на статическую грузоподъ-емность и долговечность

Проверка игольчатого подшипника на статическую грузоподъемность заключается в проверке соблюдения условия
, Н,
где - максимальная сила, приложенная к игольчатому подшипнику в средней точке шипа крестовины, Н:
, Н,
где - наибольший вращающий момент, передаваемый карданным ва¬лом, Н*мм, Н*мм.
Н.
- статическая грузоподъемность игольчатого подшипника, Н. При твердости поверхности беговых дорожек игл :

, Н,
где - частота вращения коленчатого вала двигателя при максимальном вращающем моменте, об/мин, об/мин;
- максимальный угол наклона карданного вала в передаче при но-минальной нагрузке, град.
Для трёхшарнирной карданной передачи принимается равным мак-симальному из трёх углов . Принимаем .

Н.
При этом соблюдается условие
Н.
Долговечность игольчатых подшипников карданного шарнира опреде-ляется по формуле
, ч, (3.5)
где - продолжительность работы подшипника на I, II, III, IV и V передачах в % от общей продолжительности работы карданной передачи; принимается по данным табл. 3.2:
, , , и .
- долговечность подшипника в режиме работы на I, II, III, IV и V пе-ре¬дачах, ч:
, ч,
где - частота вращения карданного вала на -той передаче при числе обо-ротов коленчатого вала, соответствующем максимальному крутящему мо-менту двигателя,
, об/ми,
где - передаточное число -той передачи КПП;
- динамическая грузоподъемность подшипника, Н,
, Н,
Н.
- наибольший вращающий момент, передаваемый карданным валом на -той передаче, Н*мм:
, Н*мм,
Н*м.
Результаты расчета долговечности подшипника при работе на каждом режиме заносим в табл. 3.3.

ч.
Определенная долговечность игольчатого подшип¬ника не должна быть меньше требуемой долговечности , определяемой по формуле
, ч, (3.6)
где - пробег автомобиля или отдельного его агрегата до капитального ре-монта, км. Для современных отечественных автомобилей км. Принимаем км.
- средняя эксплуатационная скорость автомобиля, км/ч:
- для легковых автомобилей км/ч.
ч.
Подсчитав формулы (3.5) и (3.6) видно, что соблюдается условие:
ч.

 

 

 

 

 

 

 


Таблица 3.2 – Продолжительность работы автомобилей на различных пере-дачах КПП


Таблица 3.3 –расчет долговечности игольчатого подшипника карданного-шарнира при работе на различных передачах КПП
№ передачи

I 2,47 1295,5 337,4 99959
II 1,95 1641,01 266,4 84699
III 1,57 2038,2 214,5 72772
IV 1,3 2461,5 177,6 63740
V 0,8 4000 109,3 44996

 

 

 

 



4 Эскизная компоновка карданной передачи

Для разработки сборочного чертежа проектируемой карданной переда¬чи необходимо определиться с конструкцией карданных шарниров и кардан¬ных валов. С этой целью выполняется эскизная компоновка карданной пере¬дачи, то есть вычерчивание элементов передачи по размерам, полученным в ре-зультате расчетов, по размерам стандартных элементов передачи и по раз-мерам, принимаемым на основе многолетнего опыта проектирования кардан-ных передач. Эскизную компоновку выполняем на листе мил¬лиметровой бу-маги формата А1.
Компоновку элементов карданной передачи следует начинать с вычер-чивания карданного шарнира (вид сбоку) по размерам крестовины и игл подшипника , , , , окончательно при-нятым по результатам проекти¬ровочного расчета.
После вычерчивания этих элементов приступают к конструированию обоймы игольчатого подшипника, системы смазки подшипников и уплотне-ний подшипников для удерживания смазки в них.
Толщину стенок и днища обоймы игольчатого подшипника принимаем мм.
Независимо от выбранной системы смазки игольчатых подшипников шарнира (одноразовой или проточной), в шипе крестовины выполняется сверление для размещения консистентной смазки, которая подается к иголь-чатым подшипникам под действием центробежных сил при вращении кре-стовины. Диаметр сверлений принимаем мм, глубину сверле¬ния - произ-вольно.
Удерживание смазки в подшипнике осуществляется уплотнением под-шипника. Большинство уплотнений игольчатых подшипников современных карданных передач - это резиновые манжеты сложной конструкции, основ¬ным недостатком которых является неэффективное удаление отработанной смазки и продуктов износа при проточной периодической смазке через пресс-масленку. Для уплотнения игольчатых подшипников передачи в данном курсовом проекте предлагается использовать стандартные резиновые кольца по ГОСТ 9833-73 "Кольца резиновые уплотнительные круглого сече¬ния для гидравлических и пневматических устройств. Конструкция и разме¬ры", заключаемые в тонкостенную обойму из листовой стали толщиной , которую напрессовывают на обойму игольчатого подшипника. Кольцо долж-но устанавливаться на уплотнительный поясок шипа крестови¬ны, диаметр которого должен быть на 1 - 2мм больше диаметра шипа кресто¬вины, а ши-рина на 1 - 2мм больше диаметра сечения резинового кольца.
Типоразмеры некоторых резиновых колец, которые могут быть исполь-зованы в качестве уплотнения игольчатых подшипников карданного шарни¬ра.
Для исключения возможного контакта игл подшипников с резиновым уплотнением, приводящего к перекосу игл в подшипнике и бринеллирова-нию поверхности шипа крестовины, между торцами игл и резиновым коль¬цом необходимо установить стальную шайбу толщиной 1мм.
Немаловажной проблемой, требующей решения при проектировании карданного шарнира, является проблема фиксации обойм игольчатых под-шипников в отверстиях вилок карданного шарнира. Фиксирование обойм игольчатых подшипников в вилках карданных шарниров современных авто-мобилей производится с помощью упорных колец, разделенных при сборке на несколько размерных групп по толщине. Это позволяет обеспечить осевой зазор между торцем шипа крестовины и днищем обоймы в пределах 0,025-0,05мм и уменьшить плавающий дисбаланс карданного вала, вызван¬ный смещением ведущей и ведомой вилки карданного шарнира в пределах этого осевого зазора.
В разрабатываемой конструкции карданного шарнира рекомендуется фиксировать обоймы игольчатых подшипников при помощи упорных пло-ских внутренних колец, размеры которых по ГОСТ 13943-86 "Кольца пру-жинные упорные плоские внутренние эксцентрические и канавки на них. Конструкция и размеры". Здесь же даны размеры канавок под плоские упор-ные кольца и наименьший возможный размер расположения канавок относи-тельно наружных поверхностей вилок. Наружный размер вилки карданного шарнира может быть полу¬чен путем откладывания толщины плоского упорного кольца и размера от днища обойм игольчатых подшипников. Обоймы игольчатых подшипни¬ков устанавливаются в отверстия вилок по переходным посадкам ; .
Толщина бобышек вилки карданного шарнира, в которых выполняются отверстия под обоймы игольчатых подшипников, принимается такой, чтобы отверстия в бобышках охватывали обоймы полностью по высоте (не считая тонкостенной обоймы под уплотнительное резиновое кольцо).
Диаметр бобышек принимают таким, чтобы толщина стенки в бобыш¬ках после выполнения отверстий под обоймы составляла 2,5-3 толщины стенки обоймы игольчатого подшипника и при этом сохранялась возмож¬ность вза-имного поворота вилок карданного шарнира друг относительно друга.
Размер В от оси отверстий в бобышках вилки до задней стенки вилки должен обеспечивать возможность поворота одной вилки карданного шарни-ра относительно другой на угол , в 2-3 раза больший, чем максималь¬ный из углов установки карданных валов передачи. Этот угол равен углу, на ко-торый опирается дуга окружности с центром в точке оси шарнира радиу¬сом равным расстоянию от оси шарнира до наиболее удаленной точки бобыш-ки вилки.
Толщину задней стенки вилки можно принять равной толщине пере-ходной части от бобышки к задней стенке (на 3-6мм меньше высоты бобыш-ки). Конфигурация переходной части может быть принята произвольно, но так, чтобы контуры переходной части вилки с горизонтально расположенной осью отверстий размещались между бобышками вилки с вертикально распо-ложенной осью отверстий.
Карданная передача любого автомобиля должна включать шлицевое со-единение, компенсирующее изменение длины передачи из-за вертикаль¬ных перемещений ведущего моста автомобиля. В проектируемой карданной пе-редаче рекомендуется шлицевой вал объединить с одной из вилок кардан¬ного шарнира (шлицевая вилка), а шлицевую втулку изготовить из толсто¬стенной трубы, которую следует приварить к основной трубе. Наружный диаметр шлицев должен быть на 8-12мм меньше, чем наружный диаметр основной трубы мм, и соответствовать одному из типоразмеров шлицевых со-единений по ГОСТ 1139-58 "Соединения зубчатые (шлицевые) прямобочные. Размеры, допуски и посадки", приведенных в приложении 3.
Длина шлицев на шлицевой вилке выбирается из условия обеспечения необходимой соосности ведущей и ведомой части шлицевого соединения и принимается равной мм.
Длина шлицевой части в трубе карданного вала может быть получена путем добавления к шлицевой шейке вала по в каждую сторону ( - изменение длины карданной передачи вследствие вертикальных перемеще¬ний ведущего моста). Ориентировочно величину можно определить из рис. 3.1.1:
;

мм.
Длина шлицевой части в трубе карданного вала равна мм.
Шлицевое соединение карданной передачи не должно передавать осе¬вых сжимающих или растягивающих усилий на соединяемые валы, поэтому оно должно работать в условиях обильной смазки.
Для обеспечения обильного смазывания шлицевого соединения в зоне шлицев необходимо предусмотреть смазочную полость, наполняемую пла-стичным смазочным материалом через резьбовое отверстие. Такие резьбовые отверстия целесообразно закрывать резьбовыми пробками с конической дюймовой резьбой, не требующими дополнительных герметизирующих со-единение деталей.
Смазочная полость может быть образована торцевой поверхностью шлицевой вилки и заглушкой, вваренной в шлицевую трубу со стороны ос-новной трубы. Чтобы смазка удерживалась в узле, на другом конце шлицевой трубы необходимо установить резиновую армированную манжету. Размеры манжет по ГОСТ 8752-79 "Манжеты резиновые армированные для валов. Технические условия".
Манжету устанавливают в специальную проточку на выходе из шлице¬вой трубы. Рабочая кромка манжеты скользит по поверхности гладкой шейки шлицевой вилки. Для исключения попадания воды, пыли и грязи в шлицевое соединение карданной передачи гладкую шейку шлицевой вилки необходимо закрыть гофрированным чехлом (произвольных размеров), который удержи-вается на буртике шлицевой вилки и наружной поверхности шлицевой трубы с помощью разрезных пружинных колец (запорных колец).
Неотъемлемым элементом карданной передачи, состоящей из двух кар-данных валов и более, является промежуточная опора. Необходимость про-межуточной опоры и ее местоположение определяется при расчете кар-данного вала на критическую частоту вращения.
Конструкция промежуточной опоры должна позволять воспринимать только радиальную нагрузку, причем частота собственных колебаний опоры должна составлять 16-20 Гц (низкочастотная опора). Этому условию отвеча¬ет промежуточная опора в виде радиального подшипника, заключенного в эла-стичную резиновую обойму.
Место для установки подшипника должно быть предусмотрено на тру¬бе карданного вала на расстоянии от оси карданного шарнира, которое опре-делено в разделе 3.3. С этой целью к основной трубе карданного вала необ-ходимо приварить кольцо, на котором следует проточить шейку для посадки внутреннего кольца подшипника. Диаметр шейки должен быть кратен 5мм и превышать диаметр трубы карданного вала на 6-10мм. Допускается шейку под подшипник протачивать на толстостенной шлицевой трубе, в этом слу¬чае диаметр протачиваемой шейки должен быть на 4-5мм меньше наружного диаметра трубы.
На проточенную шейку устанавливают радиальный подшипник легкой серии по ГОСТ 8338-75 "Подшипники шариковые радиальные однорядные. Основные размеры", внутренний посадочный диаметр которого равен диа-метру проточенной шейки. Размеры радиальных подшипников легкой се¬рии выбираем по ГОСТ 9833-73 «Кольца резиновые уплотнительные круглого сечения для гидравлических и пневматических устройств. Конструкция и раиеры».
Фиксация подшипника на проточенной шейке осуществляется с помо-щью упора подшипника в бурт шейки и с помощью плоского пружинного стопорного кольца по ГОСТ 13942-86 "Кольца пружинные упорные плоские наружные эксцентрические и канавки для них. Конструкция и размеры".
Наружное кольцо подшипника устанавливается в металлический кор¬пус с центральным отверстием, соответствующим диаметру наружного коль¬ца подшипника.
Осевое смешение корпуса относительно подшипника ограничено крыш-ками подшипника, в которых выполнены канавки под сальниковые уп-лотнения, предотвращающие вытекание смазки из подшипникового узла. Ре-комендуемые размеры крышек подшипников с канавками под сальниковые уплотнения по ГОСТ 11641-73 "Крышки торцовые с канавкой для уплотни-тельного кольца. Конструкция и размеры". Крепление крышек к корпусу подшипника производится болтами с резьбой, наружный диаметр которой немного меньше диаметра отверстий под болты, предусмотренных в крыш-ках. Для смазывания подшипника в одной из кры¬шек необходимо преду-смотреть резьбовое отверстие для установки угловой масленки. Размеры масленок по ГОСТ 19853-74 "Пресс-масленки.
Чтобы опору можно было считать низкочастотной, корпус подшипника вместе с крышками помещаем в резиновую гофрированную обойму, обеспе-чивающую восприятие подшипником только радиальных нагрузок и низкую частоту собственных колебаний.
В курсовом проекте конструкция резиновой обоймы промежуточной опоры выполняется произвольно. Толщину слоя резины рекомендуется при-нять равной 1,5 высоты профиля подшипника.
Для соединения промежуточной опоры с рамой автомобиля резиновую обойму необходимо закрепить в корпусе из листовой стали толщиной 1,5-2мм.


Список используемой литературы

1. Бухарин Н. А., Прозоров В. С., Щукин М. М., Автомобили. Конструкция, нагрузочные режимы, рабочие процессы, прочность агрегатов автомобиля. Учебное пособие для вузов. Л., «Машиностроение», 1973.
2. Иванов В. В., Илларионов В. А., Морин М. М. Основы теории автомобиля и трактора. М., «Высшая школа», 1997.
3. Краткий автомобильный справочник НИИАТ.
4. Лукин П. П., Гаспарянц Г. А. Расчет и конструирование автомобиля. М., «Машиностроение».

 




Комментарий:

Курсовая работа - отлично!


Рекомендовать другу
50/50         Партнёрка
Отзывы