Конструирование и расчет автомобиля

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение

высшего профессионального образования

«Южно-Уральский государственный университет»

(национальный исследовательский университет)

Кафедра «Автомобили»

Пояснительная записка

к курсовой работе

«Конструирование и расчет автомобиля»

Руководитель:

Петров П.П.

Выполнил:

студент группы АТ-431

Иванов И.И.

Челябинск 2012

1. РАСЧЕТ СЦЕПЛЕНИЯ

Цель расчёта:

- Определение размеров фрикционных накладок;

- Определение габаритов диафрагменной пружины.

1.1 Исходные данные

Автомобиль-прототип: Kia Spectra

Максимальный крутящий момент: Memax=130 Нм;

Частота вращения коленчатого вала при Memax : nM=3400 мин-1;

Масса автомобиля (с полезной нагрузкой): ma=1600 кг;

Масса ведомого диска: mД=3 кг;

Теплоёмкость ведомого диска: c=0.48 кДж/кгК;

Радиус качения колеса: RК=0.255 м;

Коэффициент запаса: в=1.7;

КПД трансмиссии: з=0.92;

Передаточное отношение первой передачи: i1=3.64;

Коэффициент трения: µ=0.3;

Число пар трения: z=2;

Доля теплоты, расходующейся на нагрев детали: г=0.5;

Коэффициент, учитывающий вращающиеся массы: д=1.05;

Коэффициент для расчёта момента сопротивления: ш=0.015;



1 - диафрагменная пружина

2 - нажимной диск

3 - ведомый диск

Рисунок 1 Расчётная схема привода сцепления

1.2 Определение размеров фрикционных накладок

D?0.393 м;

Подберём внешний и внутренний диаметры фрикционной накладки с учётом условия D?0.393м и величины крутящего момента Memax=130 Нм:

D=200 мм;

d=130 мм;

дН=3.3 мм;

1.3 Определение нажимного усилия

МПа - потребный ресурс накладок обеспечен.

1.4 Определение работы буксования и удельной работы

где L - работа буксования;

Ja - момент инерции приведённого к коленчатому валу двигателя маховика, заменяющего поступательно движущуюся массу автомобиля;

щe - угловая скорость коленчатого вала;

MШ -момент сопротивления движению автомобиля, приведённого к коленчатому валу двигателя.

(рад/с)

(Нм)

щe=275.76 рад/c ; Ja=0.47 кгм2 ; MШ=3.62 Нм ; L=18.38 кДж ;

l - удельная работа, Fсум - суммарная площадь накладок.

(Дж/см2)

1.5 Нагрев сцепления

К

где 0,5 - доля теплоты, расходуемая на нагрев детали;

с0,48 кДж/(кгК) - теплоёмкость детали;

mд - масса детали кг; [t]1015 К, mд=3 кг.

Дt=6.38° К

1.6 Определение параметров диафрагменной пружины

По величине нажимного усилия PН в соответствии с ГОСТ 3057-90 выберем пружину, обеспечивающую необходимую зависимость Pпр=f(f).

а=60,5мм, b=80мм, с=60мм,

Нпр=9мм, Н=4,4мм, h=2,2мм, n=18

Рисунок 2 Параметры диафрагменной пружины

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 3 График зависимости перемещения от усилия на пружине

Вывод

В ходе расчета были определены размеры фрикционных накладок, а также определены габариты диафрагменной пружины. Контролируемые параметры (нажимное усилие, нагрев сцепления) удовлетворяют допустимым значениям.

2. РАСЧЕТ СИНХРОНИЗАТОРА

Цель расчета:

- Определение геометрических размеров синхронизатора;

- Расчет блокирующего элемента.

2.1 Исходные данные

Передаточные числа:

U1=3,7; U2=2,16; U3=1,41; U4=1,05; U5=0,8; Uз=3,4; Uг=4,1;

Массы шестерен: m1=0,2313 кг

m2=0,3360 кг

m3=0,3595 кг

m4=0,6286 кг

m5=0,7610 кг

mз.х.=0,2092 кг

Радиус шестерен: r1=0,032 м

r2=0,032 м

r3=0,032 м

r4=0,032 м

r5=0,032 м

rз.х.=0,032 м

Параметры диска сцепления: Rд=0,1 м; mд=3 кг;

Обороты двигателя: n=3400 об/мин;

Время синхронизации: t=0,9 с;

Коэффициент трения (сталь-бронза): µ=0.06;

Коэффициент трения (сталь-сталь): м=0,15;

КПД привода переключения: зприв=0,99;



Рисунок 4 Схема динамической системы синхронизатора:

2.2 Определение момента трения

Для выравнивания угловых скоростей соединяемых элементов необходимо на поверхностях конусов создавать момент трения Mтр.

где t - время синхронизации;

ще - угловая скорость коленчатого вала,

uКПi+1 - передаточное отношение включаемой передачи,

uКПi+1 = 2,16;

uКПi - передаточное число выключаемой передачи, uКПi = 3,7;

JП - момент инерции ведущего вала;



2.3 Определение геометрических размеров синхронизатора

Момент трения, создаваемый на корпусных поверхностях, может

быть выражен через нормальную силу Pn на конусах синхронизации:

где Pn - нормальная сила на поверхности трения;

м - коэффициент трения, м = 0,15;

rср - средний радиус конуса.

В свою очередь, нормальная сила может быть выражена через усилие Q, создаваемое водителем при включении передачи:

где г = 80;

Выразим средний радиус конуса:

где Q - усилие, создаваемое водителем при включении передачи определяется по формуле:

где Pp - сила, прикладываемая к ручке переключения передач,

Pp = 60 Н;

iпр- передаточное отношение привода, iпр=5;

Удельное давление определяется по формуле:

где Рn - нормальная сила,

bcx ширина синхронизатора (длинна образующей конуса),

где [Р0] - условно допустимое давление, [Р0]=2 Мпа;

(м)

(кПа)

- условие выполняется.

2.4 Расчет блокирующего элемента

Чтобы не произошло преждевременного включения передачи, достаточно обеспечить неравенство:

где м2 - коэффициент трения блокирующих поверхностей,

м2 = 0,06;

в = 300;

rср ? rb,

- условие выполняется.

Вывод

В ходе расчета были определены геометрические размеры синхронизатора и произведен расчет блокирующего элемента. Значения контролируемых параметров лежат в установленных пределах. Все необходимые условия выполняются.

3. РАСЧЕТ ГИДРОТРАНСФОРМАТОРА

Гидротрансформатор - (от гидро… и трансформатор), гидродинамическая передача; в отличие от гидромуфты в гидротрансформаторе циркулирующая жидкость дополнительно проходят через реактор ( направляющий аппарат) , который изменяет направление потока и позволяет бесступенчато регулировать крутящий момент и частоту вращения ведомого ( турбинного ) вала.

Рисунок 5 Гидротрансформатор

откуда

, где

- плотность рабочей жикости;

-коэффициент моментов ведущего и ведомого валов;

- частота вращения;

буксование трение передача полуось

4. СИНТЕЗ ПЛАНЕТАРНОЙ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ С ДВУМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ

4.1 Передаточные числа коробки передач

I1=3.64

I2=1.95

I3=0.78

I-1=-3.5

4.2 Звенья

O, X, 1, 2, 3, -1

4.3 Число сочетаний схем

С64=6!/4!=20

4.4 Построение плана скоростей

Рисунок 6 План скоростей коробки передач.

4.5 Определение структур планетарных рядов

N	Ряд	Структура	К	щd-1=2щ/(k+1)	Итог
1	0Х1	1/0 Х	2,653	0,55	++
2	0Х2	0/2 Х	1,057		-
3	0Х3	Х/3 0	3,57	2,44	++
4	0Х-1	Х/0 -1	3,5	0,444	++
5	012	2/0 1	1,49	0,678	++
6	013	1/3 0	2,59	3,11	++
7	01-1	1/0 -1	1,298		-
8	02-1	0/2 -1	1,655	0,75	++
9	023	2/3 0	1,73	4,09	++
10	Х12	1/3 Х	1,8	1,1	++
11	Х13	1/3 Х	12,12		-
12	Х1-1	-1/1 Х	1,69	0,57	++
13	03-1	-1/3 0	4,6		-
14	Х23	2/3 Х	4,3	2,1	++
15	Х2-1	-1/2 Х	4,7		-
16	Х3-1	Х/3 -1	19,59	2,481	++
17	12-1	-1/2 1	1,13		-
18	123	2/3 1	7,28		-
19	23-1	2/3 -1	3,39	2,55	++

Таблица 1

4.6 Отбраковка рядов по характеристике планетарного ряда

1,5<|K|<4,5…5

4.7 Отбраковка рядов по относительной частоте вращения сателлитов

|d| < 4…5

4.8 Построение кинематической схемы

Рисунок 7 Кинематическая схема четырёх ступенчатой автоматической коробки передач.

4.9 Анализ работоспособности

	А	В	С	В
1				+
2		+		+
3	+	+		+
-1			+	+

Таблица 2

4.10 Кинематический анализ

ща - (1- к)щв = кщс - основное уравнение кинематики планетарного ряда.

Первая передача.

щ0 - (1- кD)щx = кDщ1, щ1=0,273

Вторая передача.

щ0 - (1- кВ)щ1 = кВщ2, щ1=0,402

щ0 - (1- кD)щX = кDщ1, щX=0,565

Третья передача.

щ3 - (1- кA)щ0 = кAщ2, щ2=0,412

щ0 - (1- кВ)щ1 = кВщ2, щ1=0,648

щ0 - (1- кD)щX = кDщ1, щx=1,28

Передача заднего хода.

щ1 - (1- кС)щX= кCщ-1, щ1=2,69щX

щ0 - (1- кD)щX = кDщ1, щX=0,287

щ1=0,77203.

4.11 Силовой анализ кинематической схемы

Условия: ?Mi=0, Ma + Mв + Mc = 0, M0 + MХ + MР = 0, Mс = -KMа , MX = -M0Ui.

4.12 Мощностной анализ

N = щM.



Рисунок 8 Кинематическая схема первой передачи.

Рисунок 9 Кинематическая схема второй передачи.



Рисунок 10 Кинематическая схема третьей передачи.

Рисунок 11 Кинематическая схема передачи заднего хода.

5. РАСЧЕТ ПОЛУОСИ

Цель работы: Необходимо рассчитать критическую скорость вращения полуоси и допустимые касательные напряжения в ней.

Требования к узлу: При анализе и оценке конструкции полуоси, как и других механизмов, следует руководствоваться предъявляемыми к ним требованиями:

· передача крутящего момента от главной передачи к ведущим колёсам без создания дополнительных нагрузок в трансмиссии (изгибающих,

скручивающих, вибрационных, осевых);

· возможность передачи крутящего момента с обеспечением равенства

· угловых скоростей ведущего и ведомого валов независимо от угла между соединяемыми валами;

· высокий КПД;

· бесшумность;

Кроме того, к полуоси, как и ко всем механизмам автомобиля, предъявляют такие общие требования: обеспечение минимальных размеров и массы,

простота устройства и обслуживания, технологичность, ремонтопригодность.

5.1 Определение критической скорости вращения

Для определения критической угловой скорости вращения вала (полуоси) воспользуемся следующей формулой:

где Спо - коэффициент поперечной жесткости полуоси;

mпо - масса полуоси;

Коэффициент поперечной жесткости полуоси равен:

где Е - коэффициент упругости, Е = 2.105 МПа;

Lпо - длинна вала (полуоси), Lпо = 600 мм = 0,6 м;

I - приведённый момент инерции сечения вала (полуоси);

Приведённый момент инерции сечения вала рассчитывается по формуле:

где D и d - внешний и внутренний диаметр вала соответственно; D = 35 мм,

d = 33 мм.

Масса полуоси рассчитывается по следующей формуле:

где с - плотность материала, из которого изготовлен вал (полуось), сст = 7800 кг/м3;

Соответственно критическая частота вращения вала

Так как максимальная частота вращения коленчатого вала двигателя составляет 5600 об/мин, то nmax/nкр = 0,66.

5.2 Определение напряжения кручения вала (полуоси)

Напряжение кручения трубчатого вала определяется из следующей зависимости:

где Mк max - максимальный крутящий момент двигателя, Mк max = 130 Н.с

uґтр max - максимальное передаточное число высшей ступени КПП, uтр max = uКП I = 3,64;



[фкр] = 300…400 МПа, фкр<[фкр] - условие прочности на кручение выполняется.

Вывод

В расчете были определены основные параметры полуоси автомобиля Kia Spectra. Полученные результаты удовлетворяют всем нормам и допущениям.

6. РАСЧЕТ ДИФФЕРЕНЦИАЛА

Цель работы:

- Определить нагрузку на зубья сателлитов, полуосевых шестерен,

крестовину и нагрузки со стороны сателлитов на корпус дифференциала.

Прототип:

В качестве прототипа возьмем дифференциал автомобиля Kia Spectra.

Дифференциал конический, двухсателлитный

6.1 Определение нагрузки на зуб сателлита и полуосевых шестерён

Нагрузку на зуб сателлита и полуосевых шестерён определяют из условия, что окружная сила распределена поровну между всеми сателлитами, и каждый сателлит передаёт усилие двумя зубьями. Окружная сила, действующая на один сателлит,

где r1 - радиус приложения силы,

r1 = 0,03 м;

nc - число сателлитов, nc = 2;

Mmax - максимальный момент,

развиваемый двигателем,

Mmax = 130 Н.м;

iТР - передаточное число трансмиссии,

iТР = iКП1* iГП =;

Кд - коэффициент динамичности,

2,5 > Кд > 1,5 , в расчете примем Кд=2.

Рисунок 12 Рассчетная схема дифференциала

Шип крестовины под сателлитом испытывает напряжение среза

Преобразуя формулы, получаем:

где принимаем фср = 120 МПа, и исходя из этого можно найти d:

Шип крестовины под сателлитом испытывает также напряжение смятия:

где принимаем усм = 60 МПа, исходя из этого находим l1;

Шип крестовины под сателлитом испытывает напряжение смятия в месте крепления в корпусе дифференциала под действием окружной силы :

где радиус приложения силы м;

где принимаем усм = 60 МПа, и исходя из этого находим l2;

Вывод

В ходе расчета была определена нагрузка на зубья сателлитов, полуосевых шестерен, крестовину и нагрузки со стороны сателлитов на корпус дифференциала. Нагрузки, рассчитанные с учетом всех допущений, удовлетворяют принятым условия.

7. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТ РУЛЕВОГО УПРАВЛЕНИЯ

Цель работы:

- Определить усилие на рулевом колесе и сделать вывод о

необходимости применения усилителя рулевого управления.

7.1 Расчет углов поворота

Рисунок 13 Схема рулевого управления

Максимальный внутренний угол поворота колёс равен

где R - радиус поворота, R=4,8 м;

rf - плечо обкатки, rf = -0,04 м;

L - база а/м, L=2,635 м;

М - межшкворневое расстояние, М= 1,45 м.

Максимальный наружный угол и максимальный внутренний углы поворота колёс связаны зависимостью:

Откуда и находим

7.2 Расчёт передаточного отношения рулевого управления

7.2.1 рк= 2,5·3600 = 9000 - угол поворота рулевого колеса

Общее кинематическое передаточное число рулевого управления:

7.2.2 Усилие на рулевом колесе

,

где Rрк = 190 мм - радиус рулевого колеса;

зру =0,9 - КПД рулевого управления.

7.2.3 Суммарный момент сопротивления повороту

МУ=Мf+Мц+MH

где Мf=z·Gк·f· rf - момент сопротивления перекатыванию управляемых колёс при их повороте вокруг шкворней;

М=z·Gк·· rц - момент сопротивления деформации шин и трения в контакте с опорной поверхностью вследствие проскальзывания шин;

z - число управляемых колёс, z = 2;

f - коэффициент сопротивления перекатыванию колёса (f=0,018);

- коэффициент сцепления колёс с опорной поверхностью (=0,8)

rц - плечо силы трения скольжения относительно центра отпечатка шины

rц =0,15· lrf l= 0,006 (м)

Gk = 1600·9,8/4 = 3920 (Н) - вес, приходящийся на одно колесо;

- момент, обусловленный поперечным и продольным наклонами шкворней;

m - число управляемых осей, m = 1;

д0 - угол наклона шкворня в поперечной плоскости, д0 = 10;

г0 - угол наклона шкворня в продольной плоскости, г0 = 10;

4) Определение усилия на рулевом колесе:

Вывод

Полученное значение усилия Pрк не превышает допустимое [Pрк] на рулевом колесе. Следовательно, установка усилителя рулевого управления не требуется.

8. РАСЧЕТ ТОРМОЗНОГО МЕХАНИЗМА

Цель:

- Определение величин тормозных моментов на осях автомобиля;

- Определение основных параметров тормозных механизмов.

8.1 Определение тормозных моментов

Тормозной момент на одном борту определяется из следующего соотношения:

где ja - ускорение замедления автомобиля, jа = 7 м/с2;

mа - полная масса автомобиля, mа = 1600 кг;

rк - радиус качения колеса, rк = 0,255 м;

Тормозной момент передней оси автомобиля равен

где а - расстояние от передней оси до центра тяжести автомобиля,

а = 1,35 м;

L - колёсная база автомобиля, L = 2,635 м;

hg - высота центра тяжести автомобиля от опорной поверхности,

hg = 0,6 м.



Тормозной момент задней оси равен

где b - расстояние от задней оси до центра тяжести автомобиля,

b = 1,285 м;

8.2 Определение сил давления в накладках тормозного механизма задней оси

На задних колёсах установлены барабанные тормозные механизмы.

Составим три уравнения: передней колодки, задней колодки и барабана.

Так как имеется три уравнения и четыре неизвестных R1, R2, P1, P2, то примем допущение, P1 = P2 (это равенство можно обеспечить конструктивно).



Рисунок 14 Схема барабанного тормозного механизма

Выражая из уравнений равновесия передней и задней колодок реакции R1 и R2, получим:

Тогда,

где м - коэффициент трения, м = 0,3;

a = 98 мм;

с = 92 мм;

l = 121 мм;

rБ = 152,4 мм;

Из уравнения выразим P, при условии, что P1 = P2 = P.

8.3 Определение удельного давления на накладках заднего тормозного механизма

Удельное давление на накладках определяется в соответствии со следующей формулой:

где bн - ширина накладки, bн = 30 мм;

в = 1200 ;

[р] = 2,5 МПа; р<[р] - условие выполняется.

8.4 Определение тормозных сил в накладках тормозного механизма передней оси

На передние колёса автомобиля установлены дисковые тормозные механизмы. Для дискового тормозного механизма тормозной момент рамен:

где rср - средний радиус накладки, rср = 120 мм;

P - тормозная сила;

м - коэффициент трения, м = 0,3

Рисунок 15 Схема дискового тормозного механизма

Из уравнения определяем P - тормозную силу.

8.5 Определение удельного давления на накладках переднего тормозного механизма

Удельное давление на накладках определяется в соответствии со следующей формулой

S = a . b = 0,14.0,07 = 0,0098 (м2) - площадь накладки;

[р] = 2,5 МПа; р<[р] - условие выполняется

Вывод

В расчете были определены основные параметры тормозных механизмов автомобиля Kia Spectra. Результаты, полученные с учетом всех допущений, удовлетворяют всем нормам. Все необходимые условия выполняются.

8. РАСЧЕТ ПОДВЕСКИ И УПРУГОГО ЭЛЕМЕНТА

Цель работы:

- Построение упругой характеристики подвески;

- Расчет упругого элемента.

8.1 Расчет и построение упругой характеристики

Для удовлетворения требования плавности хода подвеска должна

обеспечивать определённый закон изменения вертикальной реакции на

колесо в зависимость от прогиба - эта зависимость называется упру гой

характеристикой подвески.

8.1.1 Найдём статический прогиб подвески

х - частота собственных колебаний подрессоренных масс, х = 1,2 Гц

8.1. 2 Усилие на упругом элементе при статическом прогибе определим из нагрузки на одно колесо

где Ga - вес автомобиля;

Учтем, что развесовка автомобиля примерно 50/50. Следовательно:

8.1.3 Для нахождения динамической нагрузки и динамического прогиба пружины

воспользуемся следующими соотношениями:

где Kд =2…2,5 - для легковых автомобилей (примем Kд=2)

8.1.4 Зададим полный ход подвески, который для легковых автомобилей

равен 180...250 мм (примем fп =210 мм).

Рисунок 16 Упругая характеристика подвески

8.2 Определение жесткости

Жесткость основной пружины определяется по формуле:

8.3 Расчет упругого элемента подвески

Конструкция задней подвески обеспечивает равенство перемещений пружины и колеса, следовательно жесткость пружины равна жест кости подвески.

8.3.1 Жесткость пружины определяется по следующему уравнению

где G - модуль сдвига, для стали ( МПа)

n - число рабочих витков

d - диаметр проволоки (d = 15 мм)

D - средний диаметр витка пружины ( D = 150 мм)

8.3.2 Отсюда найдем число рабочих витков

,

примем n=7

Число витков n+2=9

8.3.3 Напряжение цилиндрической пружины

Вывод

В ходе работы были рассчитаны статический и динамический прогибы подвески, построена её упругая характеристика и определены размеры упругого элемента, каким в данной конструкции является цилиндрическая пружина.

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. Вахламов В. К..Автомобили основы конструкции

2. Беляев В. П. Выполнение курсовых и дипломных проектов по

3. специальности 190201 "Автомобиле- и тракторостроение" : учебное пособие для вузов по специальности "Автомобиле- и тракторостроение / В. П. Беляев ; Южно-Уральский Государственный Университет, Кафедра «Автомобили»

Размещено на Allbest.ru