МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования

«СЕВЕРО-ЗАПАДНЫЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ЗАОЧНЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ»

ИНСТИТУТ АВТОМОБИЛЬНОГО ТРАНСПОРТА

Кафедра организации и безопасности движения

Контрольная работа №2

«Автомобили, часть 3»

Расчет элементов конструкции автомобиля

Задания №6

Выполнил студент... курса                                шифр:...……………………..

форма обучения:                                                дата:………….

………………………………………..                ……………………..

(фамилия, имя, отчество студента)                        (подпись студента)

проверил преподаватель:

…………………………………………………………………………

(должность, фамилия, имя, отчество)

Санкт-Петербург

2015 г.

СОДЕРЖАНИЕ

ВВЕДЕНИЕ        3

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ НА КОНТРОЛЬНУЮ РАБОТУ        5

ЗАДАНИЕ 2. ПОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ СЦЕПЛЕНИЯ С ДИАФРАГМЕННОЙ ПРУЖИНОЙ        6

ЗАДАНИЕ 3. РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС СЦЕПЛЕНИЯ ПРИ ТРОГАНИИ АВТОМОБИЛЯ С МЕСТА        11

ЗАДАНИЕ 4. РАСЧЕТ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ        16

ЗАДАНИЕ 6. РАСЧЕТ НА ЖЕСТКОСТЬ ВЕДУЩЕГО ВАЛА ГЛАВНОЙ ПЕРЕДАЧИ        19

НЕ нашли? Не то? Что вы ищете?

ВЫВОД        23

СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ        24

ВВЕДЕНИЕ


Задачей конструктора агрегатов трансмиссии является проектирование ее узлов и агрегатов, обеспечивающих заданную подвижность и выполнение всех общих и специфичных требований. Общими требованиями для агрегатов трансмиссии являются: высокий КПД, минимальные металлоемкость и трудоемкость изготовления, минимальные затраты на техническое обслуживание при обеспечении заданной долговечности. Кроме того, к каждому агрегату предъявляется ряд особых, характерных ему требований. Степень полноты выполнения требований, предъявляемых к трансмиссии в целом и к отдельным агрегатам, определяет их качество.

На современном этапе качество изделий приобретает особо важное зна­чение. Систематическое повышение качества продукции является обязательным требованием развития экономики. Продукция высокого качества может быть получена в том случае, если это качество будет заложено на стадии проектирования в виде потенциальных свойств изделия и реализовано в процессе производства.

Для создания изделия высокого качества конструктор должен хорошо знать функциональное назначение изделия, предъявляемые к нему общие и специфические требования, особенности конструкций современных изделий, свойства применяемых материалов, способы термообработки и современные методы расчетов.

Общим для всех агрегатов трансмиссий является то, что все они пред­назначены для передачи мощности двигателя к ведущим колесам и преоб­разования ее параметров: крутящего момента и частоты вращения. Нагруженность всех агрегатов трансмиссии определяется взаимодействием автомобиля с внешней средой. Это обусловливает общность исходного нагрузочного режима для всех агрегатов и механизмов трансмиссии автомобиля.

Трансмиссия автомобиля состоит в основном из однотипных деталей: шестерен, подшипников, валов, фрикционных элементов и др. Методы расчетов таких деталей и соединений (шпоночных, шлицевых, болтовых и др.) изучаются в курсе «Детали машин». В автомобильных трансмиссиях применяются те же методы расчетов, что и в общем машиностроении. Принципиальное различие заключается только в нагрузочном режиме и допустимых напряжениях, определяющих долговечность деталей. В автомобильных трансмиссиях применяются те же методы расчетов, что и в общем машиностроении. Прин­ципиальное различие заключается только в нагрузочном режиме и допустимых напряжениях, определяющих долговечность деталей.

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ НА КОНТРОЛЬНУЮ РАБОТУ


1. Номер варианта – 6:

Задание 2. Поверочный расчет сцепления с диафрагменной пружиной;

Задание 3. Рабочий процесс сцепления при трогании автомобиля с места;

Задание 4. Расчет коробки передач;

Задание 6. Расчет на жесткость ведущего вала главной передачи.

ЗАДАНИЕ 2. ПОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ СЦЕПЛЕНИЯ С ДИАФРАГМЕННОЙ ПРУЖИНОЙ


Рассчитать параметры конструкции сцепления с периферийными пружинами, характеризующие их функциональные свойства.

Исходные данные для выполнения задания:

1. Размерные параметры пружины (рис. 1):

       b = 100 мм;

       a = 77,5 мм;

       c = 72 мм;

       e = 25 мм;

       Hп = 9 мм;

       H = 4,5 мм;

       h = 2,0 мм.

Рисунок 1 – Расчетная схема сцепления с диафрагменной пружиной

2. Размерные параметры сцепления:

       наружный диаметр ведомого диска D = 200 мм;

       внутренний диаметр ведомого диска d = 142 мм;

       податливость ведомого диска сцепления д = д1 = 1.

3. Параметры двигателя:

       максимальный крутящий момент Mк. max = 86 Н∙м;

       коэффициент запаса сцепления в = 1,4.

Порядок выполнения

1. Определяем усилия Pпр пружины (при известных геометрических параметрах пружины последовательно задавая деформацию от f = 1...10 мм, с интервалом Дf = 1 мм) по формуле:

,

где МПа.

Тогда при f = 1 мм:

Остальные значения усилия пружины при различных f заносим в табл. 1

Таблица 1 – Характеристика пружины

f, мм

Pпр, Н

0

0,0

1

1397,7

2

2145,0

3

2383,2

4

2253,8

5

1898,2

6

1457,7

7

1073,8

8

887,8

9

1041,2

10

1675,4

11

2931,7

2. Потребное усилие пружины при включенном состоянии определим по формуле

Н,

где мм – средний радиус накладки ведомого диска; i – число пар трения (для однодискового сцепления i = 2); мтр – коэффициент трения.

При этом потребная деформация пружины f1 = 3 мм = 0,003 м (из табл. 1).

3. Дополнительная деформацию и деформацию пружин при выключенном сцеплении определим по формулам

- дополнительная деформация при выключении сцепления:

мм;

- деформация пружины при выключенном сцеплении:

мм = 0,006 м.

4. Давление на фрикционные накладки:

МПа,

что не превышает допустимого [p0] = 0,15…0,25 МПа.

5. Суммарный износ накладок

мм,

где tн – толщина накладки (принимаем tн = 3мм).

6. Допустимое усилие пружины при изношенных наполовину фрикционных накладок. для этого строим график характеристики пружины по данным табл. 1, представленный на рис. 2. Из графика определяем, что искомое слиние пружины при 0,5 будет составлять Pпр.1/2изн = 1840 Н.

7. Коэффициент запаса при изношенных наполовину фрикционных накладок определим по формуле:

.

8. Работа, совершаемая водителем при выключении сцепления:

Дж,

где = 1460 Н – усилие пружины при полностью выключенном сцеплении, которое определяем из графика характеристики пружины (рис. 2).

9. Строим упругую характеристику пружины (рис. 2) и график зависимости коэффициента запаса от степени износа фрикционных накладок (рис. 3).

Рисунок 2 – Упругая характеристика диафрагменной пружины.

Рисунок 3 – График зависимости коэффициента запаса от степени износа фрикционных накладок


ЗАДАНИЕ 3. РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС СЦЕПЛЕНИЯ ПРИ ТРОГАНИИ
АВТОМОБИЛЯ С МЕСТА


Определить основные показатели рабочих процессов сцепления.

Исходные данных для выполнения задания:

Ga = 13 кН – полный вес автомобиля;

Мкр = 89 Н·м – максимальный крутящий момент двигателя;

Je = 0,2 м/с2 – момент инерции ведущих частей сцепления;

щN = 560 рад/с – угловая скорость коленчатого вала двигателя при максимальной мощности;

uк = 3,75 и uгл = 4,3 – соответственно передаточное число коробки передач и главной передачи;

К =250 Н·м/с – темп включения сцепления;

rк = 0,3 м – радиус колеса;

ш = 0,035 – коэффициент сопротивления дороги;

в = 1,3 –  коэффициент запаса сцепления;

D = 200 мм и d = 142 – соответственно наружный и внутренний диаметры ведомого диска соответственно;

mнд = 3 кг – масса нажимного диска;

зтр = 0,9 – коэффициент полезного действия трансмиссии.

Порядок выполнения

1. Определяем момент сопротивления движению

Н·м.

2. Момент инерции автомобиля, приведенный к ведомым частям сцепления

Н·м2.

3. Начальную угловую скорость коленчатого вала рассчитываем по формуле:

рад/с,

где рад/с – частота вращения коленчатого вала на холостом ходу.

4. Для определения параметров сцепления при трогании автомобиля с места и построения графика процесса (рис. 4) определим значения времени и соответствующие им угловые скорости ведущих (ще) и ведомых (ща) частей сцепления по формулам:

c;

c;

c;

рад/с;

рад/с;

рад/с;

с;

Рисунок 4 – График рабочего процесса сцепления при трогании автомобиля

5. Для определения работы буксования сцепления определим средние значения момента сцепления за интервал времени включения

Н·м;

Н·м;

Н·м,

и углы буксования, соответствующие средним моментам сцепления

рад;

рад;

рад.

Тогда работа буксования на рассматриваемых участках времени:

Дж;

Дж;

Дж.

Полная работа буксования определяется суммированием работ по всем трем участкам:

Дж.

6. Удельная работа буксования

Дж/см2,

что не превышает допустимого для легковых автомобилей значения
Дж/см2

7. Температуру нагрева нажимного диска сцепления определим по формуле

°С,

где г – коэффициент перераспределения теплоты (г = 0,5 для однодискового сцепления).

Найденное значение не превышает допустимого = 10…15 °С.

8. Отсутствие пробуксовки колес при трогании возможно при соблюдении условия:

Н·м,

где G2 = 0,5Gа – часть веса автомобиля, приходящаяся на ведущие колеса; K2 – коэффициент перераспределения реакции.

Данное условие соблюдается, т. к. Мкр = 89 Н·м < 103,5 Н·м. Таким образом при заданных условиях буксование колес при трогании автомобиля с места будет отсутствовать.

ЗАДАНИЕ 4. РАСЧЕТ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ


Автомобиль движется на второй передаче с ускорением ja. Дорога с коэффициентом сопротивления ш. Рассчитать напряжение изгиба для сопряжённых шестерён вторичного и промежуточного валов. Число зубьев шестерни вторичного вала Zвт = 32, число зубьев шестерни промежуточного вала Zпр = 25, модуль зацепления mн = 3,5 мм, угол зацепления б = 20о, угол наклона зубьев
в = 23о26". Коэффициент коррекции для шестерни вторичного вала овт = +0,231, для шестерни промежуточного вала опр = +0,314. Ширина зубчатого венца
b = 20 мм. Передаточное число главной передачи uгл = 6,83. Передаточное число коробки передач uкп2 = 3,09. Лобовая площадь автомобиля Fа = 3,83 м2.

Исходные данных для выполнения задания:

Ga = 55 кН – полный вес автомобиля;

ja = 0,15 м/с2 – ускорение автомобиля;

ш = 0,018 – коэффициент сопротивления дороги;

kв = 0,7 – коэффициент обтекаемости;

va = 6,7 м/с – скорость автомобиля.

Порядок выполнения

1. Приводим кинематическую схему коробки передач с включенной второй передачей (рис. 5).

При включении второй передачи крутящий момент передается (показано стрелками) от ведомого диска сцепления на первичный вал коробки передач. Далее через пару шестерен z1 – z2 крутящий момент передается от первичного вала на промежуточный вал, и через пару шестерен Zпр – Zвт – на вторичный вал. Вторая передача включается при помощи синхронизатора С2 перемещая его вправо (по схеме) и, тем самым, соединяя шестерню Zвт со вторичным валом.

2. Для расчета крутящего момента, приложенного ко вторичному валу коробки передач рассчитаем составляющие тягового баланса автомобиля, движущегося в заданных условиях.

Тяговый баланс для указанных в задании условий будет выглядеть следующим образом:

,

Рисунок 5 – Кинематическая схема коробки передач с включенной второй передачей

где кН – сила сопротивления дороги;

Н = 0,12 кН – сила сопротивления воздушной среды;

кН – сила, затрачиваемая на разгон автомобиля.

Тогда

кН.

Крутящий момент на ведущих колесах

Н·м,

где rк – радиус ведущих колес автомобиля (принимаем rк = 0,475 м).

Крутящий момент на вторичном валу:

Н·м.

3. Для расчета окружной силы, действующей на зубья вторичного вала определим частоту вращения вторичного вала по формуле:

мин-1.

Делительные диаметры шестерен

мм = 0,112 м;

мм = 0,0875 м;

Окружная сила, действующая на зубья вторичного вала (окружная сила в зацеплении):

Н.

4. Определяем коэффициент формы зуба по формуле:

.

5. Рассчитываем напряжение изгиба зубьев шестерен

МПа.

6. Выбираем марку стали для для изготовления шестерен.

Для изготовления шестерен второй передачи выбираем сталь марки 35Х, у которой допускаемое напряжение изгиба [σизг] = 500…700 МПа.

ЗАДАНИЕ 6. РАСЧЕТ НА ЖЕСТКОСТЬ ВЕДУЩЕГО ВАЛА ГЛАВНОЙ ПЕРЕДАЧИ


Рассчитать на жесткость вал ведущей шестерни главной передачи, согласно исходным данным.

Исходные данных для выполнения задания:

Мкр = 180 Н·м – максимальный крутящий момент двигателя;

uк = 3,5 – передаточное число коробки передач;

Z1 = 10, Z2 = 41 – число зубьев ведущей и ведомой шестерен главной передачи соответственно;

ms = 5,4 – модуль зацепления;

д1 = 15°23ґ, д2 = 73°15ґ – углы начального конуса ведущей и ведомой шестерен главной передачи соответственно;

б = 18°15ґ, – угол зацепления зубьев;

в1 = 48°28ґ, в2 = 24°51ґ – углы наклона зубьев ведущей и ведомой шестерен главной передачи соответственно;

rн = 36,9 и 111,5 мм – радиус основания начального конуса ведущей и ведомой шестерен главной передачи соответственно;

l = 37,3 и 34 мм – ширина ведущей и ведомой шестерен главной передачи соответственно;

a = 87 мм, b = 34 мм, dв = 45 мм – расчетные размеры вала ведущей шестерни (рис. 6).

Рисунок 6 – Расчетная схема вала ведущей шестерни главной передачи

Порядок выполнения

1. Определяем силы, воспринимаемые ведущей шестерней.

При работе конической главной передачи зубья шестерен испытывают нагрузки от сил, возникающих в зацеплении (рис. 7) – окружной, осевой и радиальной.

Рисунок 7 – Схема сил, действующих на ведущую шестерню главной передачи

Окружная сила

Н,

где rср = rн – 0,5/sinд = 36,6 – 0,5/sin(15°23ґ/2) = 38,5 мм – средний радиус начального конуса шестерни.

Осевая сила

Радиальная сила

2. Определяем силы, воспринимаемые ведомой шестерней главной передачи

Окружная сила

Н.

Осевая сила

Радиальная сила

3. Напряжения в зубьях от изгиба:

МПа,

что не превышает допустимого [σизг] = 500…700 МПа.

4. Контактные напряжения в зубьях

МПа,

где мм;

мм.

5. Определяем прогибЫ вала:

- в горизонтальной плоскости

мм;

- в вертикальной плоскости

Найденные значения прогиба валов не превышают допустимых
[f] = ±0,075 мм.

ВЫВОД


В результате выполнения данной контрольной работы в соотвествии с заданным вариантом были выполнены:

поверочный расчет сцепления с диафрагменной пружиной (давление на фрикционные накладки составило 0,151 МПа, суммарный износ накладок – 3 мм, допустимое усилие пружины при изношенных наполовину фрикционных накладок – 1840 Н, коэффициент запаса при изношенных наполовину фрикционных накладок – 1,1, работа, совершаемая водителем при выключении сцепления – 6,7 Дж);

расчет рабочего процесса сцепления при трогании автомобиля с места (удельная работа буксования составила 20,1 Дж/см2, температура нагрева нажимного диска – 2,2°С), установлено, что при коэффициенте сцепления 0,7 пробуксовка ведущих колес при трогании будет отсутствовать;

выполнен расчет шестерен второй передачи коробки передач и расчет на жесткость ведущего вала главной передачи.

СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ


1. Вахламов, , расчет и эксплуатационные свойства автомобилей: учеб. пособие/ . - М.: Академия, 2007, 2009. - 560 с.

2. Нарбут, . Рабочие процессы и расчет механизмов и систем: учебник для вузов/ . - М.: Академия, 2007. - 256 с.

3. Громов, , ч. 3: учеб. пособие/ , . – СПб.: Изд-воСЗТУ, 2011. - 165 с.

4. Автомобили. Конструкции, конструирование и расчет / Под ред. . Минск: Вышэйшая школа, 1987. 200 с.

5. , , Щукин . Л.: Машиностроение, 1973. 504 р.

6. Марголис С, Я, Мосты автомобилей и автопоездов. М.: Машиностроение, 1983. 160 с.

7. Проектирование трансмиссий автомобилей. Справочник / Под ред. . М.: Машиностроение, 1984. 264 с.

8. , Фиттерман легковых автомобилей. М.: Машиностроение, 1980. 479 с.