Автомобільний транспорт

Размещено на http://www.allbest.ru/

Вступ

1. Загальне компонування автомобіля та визначення його повної маси, колісної формули й осьових навантажень

1.1 Визначення маси автомобіля

1.2 Уточнення колісної формули

1.3 Вибір шин

2. Тяговий розрахунок та визначення тягово-швидкісних властивостей автомобіля

2.1 Розрахунок потужності й частоти обертання колінчатого вала двигуна автомобіля

2.2 Розрахунок і побудова зовнішньої швидкісної характеристики двигуна

2.3 Визначення передаточних чисел трансмісії автомобіля

2.4 Розрахунок і побудова динамічної характеристики автомобіля

2.5 Розрахунок і побудова економічної характеристики автомобіля

3. Проектування основних функціональних елементів автомобіля

3.1 Трансмісія

3.1.1 Зчеплення

3.1.2 Коробка передач

3.1.3 Карданна передача

3.1.4 Головна передача

3.1.5 Диференціал

3.1.6 Привод ведучих коліс

3.2 Ходова система

3.3 Рульове керування

3.3.1 Рульовий механізм

3.3.2 Рульовий привод

3.4 Гальмова система

3.4.1 Гальмовий механізм

3.4.2 Гальмовий привод

Список літератури

ВСТУП

автомобіль трансмісія гальмівний ходовий

Автомобільний транспорт має важливе значення в загальній транспортній системі нашої країни. Автомобілі широко застосовуються в різноманітних галузях народного господарства. Вони використовуються для доставки різноманітної сировини на промислові підприємства і вивозу з підприємства готових виробів та конструкцій, при будівництві житлових, виробничих будівель та інших споруд, для масових перевезень сільськогосподарської продукції. Велику роль відіграє автомобільний транспорт і в перевезенні пасажирів. Без автомобіля зараз неможливо уявити роботу ні одного промислового підприємства, сільськогосподарської або будівельної організації.

В автомобільній промисловості на даний час продовжують вдосконалюватись автомобілі на бензинах та дизельному паливі, продовжується випуск нових високоефективних автомобілів-самоскидів надто великої вантажопідйомності, самоскидів загального призначення та автобусів, збільшується виробництво причепів та напівпричепів. В майбутньому передбачається підвищити паливну економічність двигунів внутрішнього згорання за рахунок вдосконалення їх конструкцій. Розширюється виробництво спеціалізованих автомобілів (контейнеровозів, рефрижераторів, цистерн та ін.), автомобілів та автопоїздів високої прохідності для сільського господарства, лісної промисловості та будівництва.

За вантажопідйомністю вантажні автомобілі поділяються на надто малої вантажопідйомності, малої, середньої, великої та надто великої. Легкові автомобілі поділяють за робочим об'ємом циліндрів двигуна на наступні класи: надто малий, малий, середній, великий, вищий.

В конструкціях легкових та вантажних автомобілів все більше уваги приділяється підвищенню активної та пасивної безпеки, зниженню рівня шуму і вібрацій, підвищенню паливної економічності, зниженню токсичності відпрацьованих газів, підвищенню надійності, міцності та довговічності деталей.

На даний час в Україні відбувається низький темп розвитку автомобілебудування, внаслідок цього парк автомобілів в нашій крайні дещо застарілий і потребує якісного ремонту та кваліфікованого технічного догляду. В такій ситуації дуже важливого значення набуває діяльність станцій технічного обслуговування та ремонтних підприємств. Однім з важливіших видів їхньої діяльності являється забезпечення якісного ремонту та відновлення працездатності автомобілів.

1. ЗАГАЛЬНЕ КОМПОНУВАННЯ АВТОМОБІЛЯ ТА ВИЗНАЧЕННЯ ЙОГО ПОВНОЇ МАСИ, КОЛІСНОЇ ФОРМУЛИ Й ОСЬОВИХ НАВАНТАЖЕНЬ

Компонувальну схему автомобіля вибирають на основі аналізу компонувальних схем автомобілів світового автомобілебудування та на базі наукового прогнозу. Для цього рекомендується користуватися спеціальною літературою, а також додатками, наведеними у методичці.

1.1 Визначення маси автомобіля

Повну масу автомобіля, який проектується, визначають за формулою:

(кг)

де m₀ - власна маса автомобіля,кг,

(кг)

m_n=75кг-маса пасажира та водія,

m_б-маса багажу,кг.m_б=5кг

Навантаження на кожну з осей автомобіля можна також визначити, виходячи з того, що для двовісних вантажних автомобілів із здвоєними колесами задньої осі:

m₂ = (0,62...0,67) m_a ; кг

; кг

Повна вага автомобіля

G_а =m_а g ; m_а - повна маса автомобіля, кг;

H

Базу автомобіля L приймають, орієнтуючись на існуючі конструкції, координати центра мас за базою знаходять із виразів:

; ;

де, а - відстань від передньої осі до центра ваги;

b - відстань від задньої осі до центра ваги.

мм мм

Висоту центра мас h_д приймають 1 м

1.2 Уточнення колісної формули

Колісну формулу автомобіля визначають, користуючись наступними умовами: повнопривідний автомобіль приймається у випадку якщо: - для двоовісних автомобілів зі здвоєними колесами задньої осі;

де, ц- коефіцієнт зчеплення коліс із дорогою приймається 0,7;

ш_max - максимальний коефіцієнт опору дороги;

Оскільки то даний автомобіль приймається неповнопривідний.

1.3 Вибір шин

Вибір шин проводиться за максимальним навантаженням на колесо. Навантаження на колесо передньої осі G_к1 для всіх автомобілів визначають за формулою

; H

Навантаження на одне заднє колесо вантажного автомобіля :

; H

Шини вибирають з Держстандартом 5513-75 "Шины пневматические для грузовых автомобилей, автоприцепов, автобусов и троллейбусов"

Зі стандарту виписують:

позначення шини 320-508Р

максимальне навантаження на шину G_{к max}=26780Н

зовнішній діаметр шини без навантаження D=1120мм

статичний радіус r_cm=525мм

посадковий діаметр шини d=320мм

допустима швидкість руху V_max. =25 м/с

Динамічний радіус r_d та радіус кочення колеса r_к з достатньою точністю приймають рівним статичному радіусу r_ст , наведеному в стандарті, тобто вважають, що r_d ? r_к ? r_ст . В подальших розрахунках будемо користуватись поняттям радіус колеса r_к, вважаючи, що для визначення параметрів динаміки автомобіля - це динамічний радіус r_d, а параметрів кінематики - це радіус кочення колеса r_к. З достатньою точністю радіус колеса r_к можливо визначити за виразом



де, d - діаметр обода;

D - зовнішній діаметр колеса без навантаження;

л_z - коефіцієнт вертикальної деформації.

Для шин тороїдних - л_z, = 0,85...0.87;

мм

2. ТЯГОВИЙ РОЗРАХУНОК ТА ВИЗНАЧЕННЯ ТЯГОВО-ШВИДКІСНИХ ВЛАСТИВОСТЕЙ АВТОМОБІЛЯ

2.1 Розрахунок потужності й частоти обертання колінчатого вала двигуна автомобіля

Потужність N_e двигуна, необхідна для руху цілком навантаженого автомобіля зі сталою максимальною швидкістю V_max у заданих дорожніх умовах визначають за формулою

де G -- сила ваги автомобіля з вантажем, Н;

V_max--максимальна швидкість руху автомобіля на прямій передачі в заданих дорожніх умовах, км/год;

ш-- приведений коефіцієнт дорожнього опору ;

К -- коефіцієнт обтічності автомобіля. Для вантажних машин приймають 0,6...0,75 Н с²/м⁴;

F - площа лобового опору автомобіля, що підраховується за формулою

F = В Н м²;

Н - габаритна висота автомобіля, м;

В - колія, м ;

з_тр -- механічний к. к. д. трансмісії приймають для режиму максимальної швидкості рівним 0,85...0,90.

 кВт

При проектуванні для забезпечення необхідного динамічного чинника в області середніх експлуатаційних швидкостей руху визначають максимальну потужність двигуна по формулі N_{e max} = (1,05-1,10) N_e ; кВт

Частота обертання колінчатого вала двигуна, що відповідає максимальної потужності, визначається коефіцієнтом оборотності двигуна з_n

; об/хв

2.2 Розрахунок і побудова зовнішньої швидкісної характеристики двигуна

Для дизельних автомобільних чотиритактних двигунів з обмежником залежність ефективної потужності і частоти обертання колінчатого вала у відсотках приймають:

n % 20 40 60 80 100 110

N_e % 17 41 67 87 100 0

Таким чином, отримавши в результаті розрахунку N_{e max} і n _{Ne max} і, прийнявши їх за 100%, можемо розрахувати і графічно побудувати зовнішню швидкісну характеристику для двигуна проектованого автомобіля.

Таблиця 1

n, об/хв	662,4	1324,8	1987,2	2649,6	3312	3643,2
Ne,кВт	33,15	79,95	130,65	169,65	195	0

На графік також наноситься крива крутного моменту двигуна, кожна точка якої визначається за формулою ( Табл.2)

,

Таблиця 2

щ,рад/с	69,37	138,73	208,1	277,47	346,83	381,52
Ne,кВт	33,15	79,95	130,65	169,65	195	0
Mkp,Н м	447,87	576,3	627,82	611,42	562,24	0

Крива питомої витрати палива для двигуна будується на підставі наступних даних:

n % 20 40 60 80 100 110

g % 110 100 95 95 100 112

За 100% питомої витрати палива при 100% п треба прийняти для дизельних двигунів 240-250 1 г/кВт год.

Годинна витрата палива для кожного значення частоти обертання колінчатого вала двигуна ( Табл.3) підраховується за формулою

кг/год

Таблиця 3

n,об/хв	662,4	1324,8	1987,2	2649,6	3312	3643,2
g,г/кВт год	275	250	237,5	237,5	250	280
Ne,кВт	33,15	79,95	130,65	169,65	195	0
GT,кг/год	9,12	19,99	31,03	40,29	48,75	0

і також наноситься на графік швидкісної характеристики

2.3 Визначення передаточних чисел трансмісії автомобіля

Передаточне число головної передачі визначають за умови забезпечення заданої максимальної швидкості руху автомобіля V_max при максимальній кутовій швидкості обертання w_emax колінчастого вала, вищих передачах у коробці передач та роздавальній коробці.

Вищі передачі приймають по базовому автомобілю - i_кв = 0,71 Визначають передаточне число головної передачі за виразом:

;

Передаточне число головної передачі і_гп=2,4; передаточне числоколісного редуктора і_кр=4,55

Передаточне число першої передачі i₁ коробки передач

;

Число ступенів коробки передач знаходять залежно від діапазону коробки D_K

; кількість передач n=10

Якщо остання передача прискорююча, а передостання - пряма, то

,

Таблиця 4

Передачі	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
ікj	7.7	5.97	4.62	3.58	2.78	2.15	1.67	1.29	1.0	0.78

Максимальне передаточне число трансмісії

,

де i_{к max} = i_к1 - передаточне число першої передачі;

2.4 Розрахунок і побудова динамічної характеристики автомобіля

З метою одержання даних для побудови динамічної характеристики автомобіля проводять ряд розрахунків у наступній послідовності:

1. Задаються рядом значень частот обертання колінчатого вала(Табл.. 5) -- 20, 40, 60, 80 і 100, 120% від n Ne max

Таблиця 5

n,об/хв	662,4	1324,8	1987,2	2649,6	3312	3643,2

2. Для обраних частот обертання колінчатого вала двигуна підраховують розміри швидкостей автомобіля на кожній передачі по формулі, км/год:

;км/год

3. Визначають розмір дотичної сили тяги по передачах

; Н

Розмір Мкр при кожному значенні частоти обертання колінчатого вала визначають по раніше побудованій зовнішній швидкісній характеристиці двигуна.

4. Підраховують значення сили опору повітря для швидкостей руху автомобіля, що відповідають вихідним значенням частоти обертання колінчатого вала двигуна по формулі

; Н

5. Визначають розмір динамічного чинника для кожної швидкості на всіх передачах по формулі:

;

6. Отримані дані заносять у таблицю 6

Таблиця 6

Передача	V, км/г	n, об/хв	Mkp, Н*м	Pk, H	Pв, H	D
1 (7,7)	2	662,4	477,87	70353,9	1,56	0,446
	3	1324,8	576,3	84845,2	3,51	0,538
	5	1987,2	627,82	92430,2	9,75	0,586
	6	2649,6	611,42	90015,7	14,04	0,571
	8	3312	562,24	82775,2	24,96	0,525
	8	3643,2	0	0	24,96	0
2 (5,97)	2	662,4	477,87	54547,1	1,56	0,346
	4	1324,8	576,3	65782,6	6,25	0,417
	6	1987,2	627,82	71663,4	14,04	0,455
	8	2649,6	611,42	69791,4	24,96	0,443
	10	3312	562,24	64177,7	39	0,407
	11	3643,2	0	0	47,19	0
3 (4,62)	3	662,4	477,87	42212,4	3,51	0,268
	5	1324,8	576,3	50907,1	9,75	0,323
	8	1987,2	627,82	55458,1	24,96	0,352
	10	2649,6	611,42	54009,4	39	0,342
	13	3312	562,24	49665,1	65,91	0,315
	14	3643,2	0	0	76,44	0
4 (3,58)	3	662,4	477,87	32710	3,51	0,208
	7	1324,8	576,3	39447,5	19,11	0,25
	10	1987,2	627,82	42974	39	0,272
	13	2649,6	611,42	41851,5	65,91	0,265
	16	3312	562,24	38485,1	99,84	0,244
	18	3643,2	0	0	126,36	0
5 (2,78)	4	662,4	477,87	25400,5	6,24	0,161
	8	1324,8	576,3	30632,4	24,96	0,194
	13	1987,2	627,82	33370,9	65,91	0,211
	17	2649,6	611,42	32499,2	112,71	0,205
	21	3312	562,24	29885,1	171,99	0,189
	23	3643,2	0	0	206,31	0
6 (2,15)	6	662,4	477,87	19644,3	9,75	0,125
	11	1324,8	576,3	23690,5	47,19	0,15
	16	1987,2	627,82	25808,4	99,84	0,163
	22	2649,6	611,42	25134,3	188,76	0,158
	27	3312	562,24	23112,6	284,31	0,145
	30	3643,2	0	0	351	0
7 (1,67)	7	662,4	477,87	15258,6	19,11	0,097
	14	1324,8	576,3	18401,5	76,44	0,116
	21	1987,2	627,82	20046,5	171,99	0,126
	28	2649,6	611,42	19522,9	305,76	0,122
	35	3312	562,24	17952,6	477,75	0,111
	39	3643,2	0	0	593,19	0
8 (1,29)	9	662,4	477,87	11786,6	31,59	0,075
	18	1324,8	576,3	14214,3	126,36	0,089
	27	1987,2	627,82	15485,1	284,31	0,096
	37	2649,6	611,42	15080,6	533,91	0,092
	46	3312	562,24	13867,5	825,24	0,083
	50	3643,2	0	0	975	0
9 (1,0)	12	662,4	477,87	9136,9	56,16	0,058
	24	1324,8	576,3	11018,9	224,64	0,068
	35	1987,2	627,82	12003,9	477,75	0,073
	47	2649,6	611,42	11690,4	861,51	0,069
	59	3312	562,24	10750	1357,59	0,06
	65	3643,2	0	0	1647,75	0
10 (0,78)	15	662,4	477,87	7126,8	87,75	0,045
	30	1324,8	576,3	8594,7	351	0,052
	45	1987,2	627,82	9363,1	789,75	0,054
	60	2649,6	611,42	9118,5	1404	0,049
	76	3312	562,24	8385	2252,64	0,039
	83	3643,2	0	0	2686,71	0

7. За розрахунковими даними будують криві динамічного фактора для кожної передачі ( Рис. 2)

2.5 Розрахунок і побудова економічної характеристики автомобіля

Розрахунок економічної характеристики слід вести в такій послідовності:

1. З урахуванням даних зовнішньої швидкісної характеристики визначають швидкість руху автомобіля на прямій передачі за формулою

; км/год

2 Визначають потужність двигуна, необхідну для руху автомобіля на різних швидкостях на одній із заданих доріг до повного завантаження двигуна.



кВт

3. Знаючи частоту обертання колінчатого вала двигуна для різних швидкостей руху автомобіля, визначають відношення , відповідно до яких знаходять значення коефіцієнтів К_п.

4. За графіком зовнішньої швидкісної характеристики двигуна для прийнятих частот обертання колінчатого вала знаходять значення, ефективної потужності N_е(зовн) і відповідно до відношення N_е/N_е(зовн) установлюють відповідно до типу двигуна значення коефіцієнта К_N.

5. Підраховують питому витрату палива для різних швидкостей руху автомобіля.

; г/кВт год

6. Відповідно до отриманих значень gе і Nе для різних швидкостей руху на прямій передачі автомобіля визначають витрату палива на 100 км шляху по формулі:

;л/100км

7. Аналогічно робиться розрахунок витрати палива на 100 км пробігу автомобіля для інших опорів доріг з урахуванням коефіцієнтів опорів

8. На підставі отриманих розрахункових даних складається таблиця 7

Таблиця 7

Ші	Vi	ni	ni/nv	Kn	Ne i	Nei/Ne(зовн)	KN	gе, г/кВт*год	Qs, л/100км
0,027	12	662,4	0,2	1,1	15,97	0,48	1,1	303	47,36
	24	1324,8	0,4	1,02	33,2	0,42	1,2	306	49,8
	35	1987,2	0,6	0,96	51,16	0,39	1,3	312	53,65
	47	2649,6	0,8	0,95	74,28	0,44	1,2	285	52,99
	56	3312	1,0	1,0	102,29	0,52	1,1	275	56,09
	65	3643,2	1,1	1,12	118,53
0,037	12	662,4	0,2	1,1	21,81	0,66	1	275	58,8
	24	1324,8	0,4	1,02	44,88	0,56	1,05	268	58,92
	35	1987,2	0,6	0,96	68,19	0,52	1,1	264	60,51
	47	2649,6	0,8	0,95	97,15	0,57	1,05	249	60,65
	56	3312	1,0	1,0	131	0,67	1	250	65,3
	65	3643,2	1,1	1,12	150
0,017	12	662,4	0,2	1,1	10,14	0,31	1,33	366	36,37
	24	1324,8	0,4	1,02	21,52	0,27	1,35	344	36,32
	35	1987,2	0,6	0,96	34,13	0,26	1,35	324	37,17
	47	2649,6	0,8	0,95	51,41	0,3	1,33	315	40,65
	56	3312	1,0	1,0	73,59	0,38	1,25	316	45,86
	65	3643,2	1,1	1,12	86,9

9. Роблять побудову економічної характеристики автомобіля для заданих дорожніх умов (Рис. 3)

3. ПРОЕКТУВАННЯ ОСНОВНИХ ФУНКЦІОНАЛЬНИХ ЕЛЕМЕНТІВ АВТОМОБІЛЯ

3.1 Трансмісія

3.1.1·Зчеплення

Вибираємо дводискове фрикційне зчеплення (Рис.4)

Далі обчислюється середній радіус тертя R_ср, м:

^;

де в = 2,5 - коефіцієнт запасу зчеплення;

М_{к max} - максимальне значення крутого моменту двигуна Н-м;

p₀ = 0,15МПа - тиск на фрикційну накладку;

м= 0,25- коефіцієнт тертя фрикційних поверхонь;

z - кількість поверхонь тертя (у дводискових - z = 4);

К = b/R_ср = 0,375- коефіцієнт ширини фікційної накладки.

м

Рисунок 4. Кінематична схема фрикційного зчеплення

Ширина фрикційної накладки.

b = КR_ср =0,375 •0,16 =0,06 м

Зовнішній діаметр фрикційної накладки становить:

D = 2R_ср + b=2•0,16+0,06=0,38м

Дійсне значенням діаметра накладки D_д =400мм

За стандартом визначають і внутрішній діаметр d=200мм

Дійсне значення середнього радіуса тертя

;м

Нормальна сила, яка діє на поверхні тертя,

; H

Якщо силовий елемент багато пружинний, то силу пружності кожної пружини знаходять із виразу де і - кількість пружин.

;H

На міцність пружини розраховують, виходячи з розрахункового зусилля, яке виникає при додатковій деформації Д f пружини при виключенні зчеплення.

де К - коефіцієнт, що враховує нерівномірність навантаження пружин через їх неоднакову довжину та жорсткість, К = І,І

=1.2•436•1.1=575.52 H

Діаметр дроту, із якого виготовляють пружину, мм

;

де D_ср - середній діаметр пружини

- допустимі напруги кручення витків пружини, = 800 МПа.

мм

Робоча кількість витків пружини знаходиться за виразом:

;

де = 4 мм для дводискового зчеплення;

G - модуль зсуву матеріалу (для сталі G = 85 ГПа);

?Р= Р_{пр.розр}- Р_пр - збільшення сили пружності при виключанні зчеплення

Повна кількість витків пружини n_пр = n + 1,87=8,13+1,87=10

3.1.2 Коробка передач

Проводимо розрахунок десяти ступінчастої коробки передач (Рис. 5).Число зубців на кожній з передач визначають за передаточними числами, знайденими при тяговому розрахунку автомобіля.У тривальної коробки передач на всіх передачах, крім прямої, крутний момент передається через дві пари шестерень. Тому передаточне число i-ї передачі

,

де z₁, z₂ - числа зубців шестерень привода проміжного вала (z₂-на проміжному валі, z₁ - на первинному);

z_ib , z_in - числа зубців шестерень і-ї передачі (z_ib - на вторинному валі, z_in - на проміжному).

Передаточне число зубчатої пари привода проміжного вала коробки передач z₂/ z₁ = 1,9; а число зубців шестерні первинного вала z₁ = 21. Тоді

z₂=z₁•z₂/z₁=21•1.9=40

Обчислюємо із системи рівнянь z_ib та z_in :

Для першої передачі:



Аналогічно знаходять числа зубців шестерень решти передач

Нормальний модуль зубців кожної шестерні, мм,

.

де М_розр - розрахунковий крутний момент на валу шестерні, що розглядається

в - кут нахилу зубців шестерень в = 25^о;

z - кількість зубців шестерні, яка розглядається;

y - коефіцієнт форми зуба

b - ширина шестерні біля основи зуба b = 25

kу - допустимі напруги згину біля основи зуба з урахуванням ступеня його навантаження

Для першої передачі:

y=0.017

Аналогічні підрахунки проводять і для шестерень решти передач

Таблиця 8

	zi	zпрі	y	m		zi	zпрі	y	m
1	21	28	0.117	5	11	29	39	0.14	3
2	40	54	0.147	5	12	32	43	0.14	3
3	43	58	0.149	4	13	25	34	0.128	3
4	18	24	0.114	4	14	36	48	0.144	3
5	40	54	0.147	4	15	18	24	0.104	3
6	21	28	0.117	4	16	43	58	0.149	3
7	36	48	0.144	4	17	46	46	0.143	5
8	25	34	0.128	4	18	15	15	0.101	5
9	32	43	0.14	3.5	19	49	49	0.144	6
10	29	39	0.14	3.5	20	12	12	0.101	6

3.1.3 Карданна передача

Вибираємо карданну передачу із проміжним валом та креслимо її кінематичну схему (Рис. 6).

Рисунок 6. Кінематична схема карданної передачі із проміжним валом.

Для карданної передачі визначають внутрішній та зовнішній діаметри валів, виходячи з критичної частоти обертання щ_кр

щ_кр ⁼ К_зап щ_max

де К_зап = І,2...2,0 - коефіцієнт запасу;

щ_max = (1,1...1,2)(щ_дmax/u_кmin) - максимально можлива при русі автомобіля частота обертання карданного вала;

щ_дmax - максимальна частота обертання колінчастого вала двигуна;

u_кmin - мінімально передаточне число коробки передач.

рад/с

Вибравши величину внутрішнього діаметра вала d=0,11м , знаходять зовнішній діаметр D

,

де D, d - відповідно зовнішній та внутрішній діаметри карданного вала;

L_b - довжина карданного вала

мм

Після чого перевіряють міцність вала на кручення за виразом:

де М_розр - розрахунковий крутний момент,



де в - коефіцієнт запасу зчеплення;

М_кmax - максимальний крутний момент двигуна;

u_k1 - передаточне число першої передачі; [ф] = 100--300 МПа.

М_розр=627,82•2,57,7=12085,5 Н•м

МПа

Кут закручування вала, град,

де G - модуль зсуву матеріалу (для сталі G = 80 ГПа);

I_р -полярний момент інерції перерізу для порожнистого вала:

.

м⁴

Кут закручування не повинен перевищувати 6^о на кожний метр довжини. 3.1.4 Головна передача. Вибираємо тип головної передачі , креслимо її кінематичну схему (Рис. 7).



Рисунок 7. Кінематична схема головної передачі

Потім визначаємо основні параметри та розміри конічної пари шестерень (кількість зубців, модуль, габаритні розміри). Якщо головна передача подвійна, то приймають передаточне числом конічної пари

Для пари циліндричних шестерень передаточне число знаходять із виразу

де u₀ - передаточне число головної передачі, знайдене в тяговому розрахунку.

Задавшись значенням z₃ =12, знаходять кількість зубців z₄

z₄=u_цил•z₃=1.4•12=17

Модуль зубців шестерень за більшим радіусом становить:

,

де M_розр- розрахунковий момент на ведучій шестерні ;

в₁ = 45° - кут нахилу спіралі зуба ведучої шестерні;

y - коефіцієнт форми зуба відповідно до приведеної кількості зубців

,

де д - половина кута при вершині первинного конуса ведучої шестерні

Для пари конічних шестерень д становить:

Ж₁ ,Ж₂ - кількість зубців відповідно ведучої та веденої шестерень;

L = 120 мм - довжина твірної конуса;

- довжина зуба (найчастіше );

y=0.139

,

Для гіпоїдної головної передачі кути нахилу спіралі зубців ведучої шестерні в₁ = 45°, веденої - в₂ = 30°

Розміри шестерень першого ступеня подвійної головної передачі

,

а розміри шестерень другого ступеня подвійної головної передачі:

де D₁, D₂ - значення діаметрів первинних конусів відповідних конічних шестерень; D₃, D₄ - діаметри первинних кіл відповідних циліндричних косозубих шестерень; в₁, в₂ - кути нахилу спіралей відповідних конічних шестерень; в₃, в₄ - кути нахилу зубців відповідних циліндричних косозубих шестерень. в₃ = 20°, в₄ = 20°

мм D₄=1.4•178=249 мм

мм D₂=1.7•257=357 мм

3.1.5 Диференціал

Вибираємо тип диференціала , креслимо його кінематичну схему

Рисунок 8. Кінематична схема диференціалу

Далі визначають максимальне значення коефіцієнта розподілу моменту між ведучими колесами автомобіля:

де u - внутрішнє передаточне число диференціала u = І;

К_б - коефіцієнт блокування К_б =0,2

3.1.6 Привод ведучих коліс

Вибираємо схему привода ведучих коліс із розвантаженою піввіссю та накреслити його кінематичну схему (Рис.9).

Рисунок 9. Кінематична схема привода ведучих коліс із розвантаженою піввіссю

Діаметр розвантаженої півосі

,

де [ф] = 500...700 МПа - допустима напруга кручення.

мм

При проектуванні можуть також застосуватися колісні передачі, які дозволяють зменшити габаритні розміри та масу головної передачі, діаметр півосей та підвищити прохідність автомобіля . Кінематичні схеми найбільш розповсюджених колісних передач показано на (Рис. 10).

Кількість зубців центральної шестерні колісного редуктора z_по =13, а коронної шестерні z_k=46

Рисунок 10. Кінематичні схеми колісних передач:

Міжосьова відстань становить: a_w=100мм

Ширина вінця сателіта b_c = 50мм ,

Ширина центральної шестерні b_по= 54.

Діаметр первинного кола центральної шестерні D=86мм

3.2 Ходова система

Вибираємо підвіску зі стальним пружним елементом та будуємо її характеристику (Рис. 11).

Z₀ - навантаження на підвіску при порожньому автомобілі, Н; Z_ст, Z_дин - відповідно статичні та динамічні навантаження, Н; f_ст.еф - ефективний прогин, м; f_ст, f_дин - статичний та динамічний прогин; f ^/ - одночасний прогин сталевого та гумового елементів.

Проектуючи, приймаю Z_дин = (2···3) Z_cт

При визначенні координат точок характеристики підвіски з подвійним пружним елементом, необхідно враховувати, що додатковий елемент повинен вступати в роботу при навантаженні Z₀ = (0,6...0,7) Z_ст.

Передня підвіска: Z_ст=G_k1=26010 H

Z_дин = 2.5•26010=65030H

Z_o=0.6•26010=15610H

Задня підвіска:

Z_ст=2•G_k2=2•26410=52820 H

Z_дин = 2.5•52820=132050H

Z_o=0.6•52820=31690H

Статичний прогин

н = 1,2...1,9 Гц f_дин = (0,7...0,9) f_ст

f_дин=0,8•0,11=0,088 мм

Обчислені значення f_ст повинні відповідати аналогічним значенням для сучасних підвісок: f_ст = 0,08...0,12 м

Характеристики пружних властивостей підвісок будую для передніх та задніх коліс.

Послідовність розрахунку мостової півеліптичної ресори.

Спочатку обирають довжину ресори L_р орієнтовно приймаючи

для передніх ресор L_р = ( 0,26.. .0,35)L

для задніх ресор L_р = (0,35.. .0,45)L

де L - база автомобіля.

Потім із конструктивних міркувань встановлюють коефіцієнти асиметрії ресори:

,,

де l₁, l₂ - розміри відповідно короткого й довгого кінців ресори l₁+ l₂ = L_р.

Ширину b та товщину h листа ресори знаходять, виходячи з того, що для симетричної (при )

,

де д - коефіцієнт форми кінців листів ресори д = 1,3

Е- модуль поздовжньої пружності (для сталі Е = 210 ГПа);

I_? - сумарний момент інерції поперечного перерізу.

Сумарний момент інерції поперечного перерізу становить:



де b, h - відповідно ширина й товщина листа;

n_л - кількість листів у ресорі

Розраховуємо передню ресору:

L_р = 0,3•3,55=1,065 м

К₁=0,5325/1,065=0,5 К₂=0,5325/1,065=0,5

Момент інерції ресори повинен становити:

м⁴

Прийнявши розміри листа ресори h=0,014м та b=0,1 з кількістю листів n=12 за ОН 8027-86 отримуємо Отже підбір виконано вірно

м⁴

Отже підбір виконано вірно

Розраховуємо задню ресору:

L_р = 0,35•3,55=1,24 м

К₁=0,62/1,24=0,5 К₂=0,62/1,24=0,5

Момент інерції ресори повинен становити:

 м⁴

Прийнявши розміри листа основної ресори h=0,012м та b=0,1 з кількістю листів n=14 та додаткової ресори h=0.01м та b=0.1з кількістю листів n=22 за ОН 8027-86 отримуємо

м⁴ м⁴

м⁴

Отже підбір виконано вірно

3.3 Рульове керування

Для рульового керування визначають кінематичне u_щ та силове u_p передаточні числа:

;

де б_р.к, б_к.к - кути повороту відповідно рульового та керованого коліс,

б_р.к = 720°, б_к.к = 40°;

u_щм і u_щп ,u_р.м. і u_р.п - кінематичне і силове передаточні числа відповідно рульового механізму і рульового привода;

u_щ=720/40=18

- сумарний момент опору повороту керованих коліс;

G- вага, що припадає на керовані колеса, Н;

f - коефіцієнт опору коченню;

ц = 0,7 - коефіцієнт зчеплення шини з полотном дороги;

r_ковз = (0,12...0,15) r_к - радіус ковзання шини, м;

r_к - радіус кочення колеса, м (r_к ? r_ст ? r_д);

r_ковз = 0,14•0.514=0.072 м

R = 0,2 м - радіус рульового колеса

M_р,_к = Р_{р к} ?R - момент, який прикладається до рульового колеса, Нм;

С_Р.к - зусилля, яке водій прикладає до рульового колеса, З (Р_р.к ? 400 Н).

M_рк =250•0,2=50 Н•м ?М_кк=1,25•26010•(0,027+0,7•0,072)=2516,5 Н

В існуючих автомобілів u_р = 100...300.

3.3.1 Рульовий механізм

Кінематичне передаточне число рульового механізму становить:

де u_м - кінематичне передаточне число рульового керування

u_щп - кінематичне передаточне число рульового привода.

u_щм=18/1=18

Необхідне зусилля на рульовому колесі:

,

де з_р.м - 0,6 - ККД рульового механізму (прямий);

з_р.п = 0,9 - ККД рульового привода.

Н

Якщо Р_р.к > 400 Н, то потрібен підсилювач.

3.3.2 Рульовий привод

Значення кутів повороту керованих коліс автомобіля (без урахування кутів бокового уводу шин) знаходяться із залежності:

де б_з, б_вн - кути повороту відповідно зовнішнього і внутрішнього коліс;

М - відстань між осями повороту керованих коліс ; М=1500мм

L - база автомобіля.

Кут и знаходять за виразом:

за умови, що m/n = 0,12...0,16

Без врахування еластичності шин можна прийняти x = 0,7. Тоді

.

и=73⁰ ; м ; m=1.38•0.15=0.21 м

Далі перевіряють точність виконання залежності за знайденими значеннями геометричних розмірів трапеції. Для цього креслять схему рульової трапеції. Потім, повертаючи одне з коліс через 5° у межах можливого кута повороту, визначають кут повороту іншого колеса.

Теоретичні значення б_з обчислюють за виразом .

Таблиця 9 Кути повороту керованих коліс

Кути повороту колеса	Внутрішній бвн	5	10	15	20	25	30	35	40
	Зовнішній бз	теоретичний	4,8	9,3	13,5	17,5	21,3	24,9	28,4	31,8
		графічний	4,8	9,3	13,4	16	19,5	23	27	30

Далі за даними таблиці 9 будують графіки залежності б_з = f(б_вн)

Геометричні параметри рульової трапеції вважають задовільними, якщо при повороті коліс на кут до 20° графічна та теоретична залежності збігаються, а потім відхилення не перевищує 2 ... 3°.

3.4 Гальмова система

3.4.1 Гальмовий механізм

Граничні значення моменту тертя гальмового механізму М_тр повинні відповідати значенню гальмового моменту на колесі автомобіля М_ф, тобто М_ф = М_тр. Граничне значення М_ф визначається умовами взаємодії колеса з полотном дороги:

^,

де - розрахункове значення коефіцієнта зчеплення,

,

К_ф - коефіцієнт розподілу гальмових сил Р_ф1 і Р_ф2 між колесами відповідно передньої та задньої осей ;К_ф = І

a, b, h_д - координати центра мас.

Z_ф - вертикальна реакція полотна дороги.

Вертикальні опорні реакції на передній Z_ф1 і задній Z_ф2 осях автомобіля:

;;

де G_a = М_а ?g - повна вага автомобіля, Н;

М_а - повна маса автомобіля, кг;

L - база автомобіля.

H

H

M_ф1=0.6•39334.2•0.514=12130.7 H•м

M_ф1=0.6•39494•0.514=12179,9 H•м

При гальмуванні стоянковим гальмом лише задніх коліс автомобіля гальмовий момент становить:

,

де б ? 9,1⁰ (ухил I6%) - кут ухилу, на якому повинен бути загальмований автомобіль.

H•м

3.4.2 Гальмовий привод

Силове передаточне число гальмового привода u_р визначають в залежносты від сили тиску повітря в магістралі (при пневматичному приводі) і сил, які розтискають колодки гальмового механізму.

Рисунок 14. Розрахункова схема для визначення силового передаточного числа привода гальмової системи з гальмовою камерою та пружним енергоакумулятором)

Силове передаточне число пневматичного гальмового привода u_p = 150, тиск повітря в ресиверах P_пов = 0,65; Р_пед < 100МПа.

СПИСОК ЛІТЕРАТУРИ

1. Основенко М.Ю., Сахно В.П. Автомобілі: Навч. посібник. - К.: НМК ВО, 1992. - 344 с.

2. Автомобили: Конструкция, конструирование и расчет. Трансмиссия /А.И.Гришкевич, В.А.Вавуло, А.В.Карпов и др.; Под ред. А.И.Гришкевича. - Минск: Вышэйш. шк., 1985. - 240 с.

3. Автомобили: конструкция, конструирование и расчет. Системы управления и ходовая часть /А.И.Гришкевич, Д.М.Ломако, В.П.Автушко и др.; Под ред. А.И.Гришкевича. - Минск: Вышэйш. шк., 1987. - 200 с.

4. Проектирование трансмиссий автомобилей: Справочник /Под общ. ред. А.И.Гришкевича. - М.: Малиностроение, 1984. - 272 с.

Шасси автомобилей: Атлас конструкций. - М.: Машиностроение,1977 - 108 с.

5. Литвинов А.С., Фаробин Я.Е. Автомобиль: Теория эксплуатационных свойств. - М.: Машиностроение, 1989. - 240 с.

Размещено на Allbest.ru