Проектирование карданной передачи

Содержание

1. Расчет показателей эксплуатационных свойств автомобиля

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 конструкции проектируемой карданной передачи

3. Проектирование карданной передачи

3.1 Определение геометрических параметров передачи

3.2 Определение размеров поперечного сечения карданного вала

3.3 Расчёт критической частоты вращения карданного вала

3.4 Определение геометрических параметров трёхшарнирной карданной передачи

3.5 Определение размеров карданного шарнира

3.6 Проверка игольчатого подшипника на статическую грузоподъёмность и долговечность

Заключение

Список используемой литературы

1 Расчёт показателей эксплуатационных свойств автомобиля

1.1 Определение параметров двигателя

К параметрам двигателя, определяемым в данном подразделе, относятся минимальная и максимальная частоты вращения коленвала, вращающий момент и мощность двигателя, развиваемая во всем диапазоне частот вращения коленвала. Указанные параметры определяются 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 коленвала при максимальной мощности (n_eN)=3000 об/мин;

– грузоподъемность - 4000 кг;

– пассажировместимость - 2 человека.

Минимально устойчивую частоту вращения коленвала двигателя n_emin принимаем по рекомендациям (грузовые автомобили с карбюраторным двигателем):

n_{e min} =500…600 об/мин;

Принимаю n_{e min} =500 об/мин.

Максимальную частоту вращения коленвала двигателя принимаем в зависимости от номинальной n_eN по соотношениям:

грузовые автомобили n_{e max} = n_{e N}

n_emax =3000 об/мин.

Для определения мощности двигателя проектируемого автомобиля необходимо оценить его предполагаемый собственный и полный вес.

Собственный вес автомобиля определяется по эмпирической зависимости:

для грузовых автомобилей [кг], где

k _c - коэффициент снаряженного веса;

m_г- масса груза, перевозимого автомобилем, [кг].

Значение коэффициента приведено в таблице 1.

Таблица 1 - Значения коэффициента для грузовых автомобилей

m_г = 4000 кг

k_c = 0.75

m_a = 0.75*4000 = 3000 кг.

Полная масса автомобиля определяется по следующей зависимости

, кг

где m_б - масса багажа пассажиров, кг; m_б = 0

n - количество пассажиров; n = 2

m = 3000 +(75+0)*2+4000 = 7150 кг

При движении автомобиля затрачивается мощность на преодоление сил сопротивления дороги (N_?) и сил сопротивления воздуха (N_W). Суммарная мощность затрачиваемая на движение полностью груженого автомобиля с максимальной скоростью по горизонтальной дороге определяется по формуле 1

, кВт (1)

где D _min - минимальное значение динамического фактора, ;

для грузовых автомобилей и автобусов выбирается в интервале значений 0,030…0,045 . Принимаю D _min = 0.030 ;

- максимальная скорость автомобиля по заданию на проектирование, км/ч, =100 км/ч;

k - коэффициент обтекаемости автомобиля, , для грузовых автомобилей k = 0,5…0,65 . Принимаю = 0,5

F- лобовая площадь автомобиля, м²; на этапе проектирования можно принимать ориентировочные значения лобовой площади автомобиля:

для грузовых автомобилей F =3…5, м².

При известных габаритных размерах автомобиля или его аналога лобовая площадь автомобиля может быть определена по формуле

F = 0,78В_аН_а, м²,

где В_а и Н_а - габаритные размеры автомобиля по ширине и высоте соответственно, м².

F = 0,78*2,38*2,22=4,12, м².

N_? + N_W = ((7150+0)*0,30*100)/367+0,5*4,12*100³/46700=102 кВт.

Требуемая для движения полностью груженого автомобиля с максимальной скоростью по горизонтальной дороге мощность двигателя определится по формуле 2

, кВт (2)

где ?_тр- КПД трансмиссии автомобиля, на этапе проектирования принимается для грузовых автомобилей ?_тр = 0,85…0,9. Принимаю ?_тр = 0,85

N_eVmax =102/0,85= 120 кВт

Максимальная мощность двигателя проектируемого автомобиля может быть определена из формулы Лейдермана 3.

где a, b, c - коэффициенты уравнения Лейдермана; для карбюраторных двигателей a=b=c=1;

n_emax - максимальная частота вращения коленвала двигателя, об/мин;

n_eN - частота вращения коленвала при максимальной мощности двигателя, об/мин

N_{e max} =120/(1+1-1) = 120 кВт

1.2 Расчет внешней скоростной характеристики двигателя

Внешняя скоростная характеристика двигателя представляет собой зависимость мощности и вращающего момента на выходном конце коленвала двигателя от частоты вращения коленвала при полностью открытой дроссельной заслонке или полностью выдвинутой рейке топливного насоса высокого давления. Зависимость между мощностью, развиваемой двигателем, и частотой вращения коленчатого вала двигателя описывается с помощью уравнения Лейдермана-4, имеющего следующий вид:

где n_e - текущая частота вращения коленвала двигателя, для которой определяется мощность, об/мин.

N_e1 = 120[0,166+0,027 - 0,0046] =22,69, кВт

N_e2 = 120[0,33+0,11 - 0,037] = 48,89, кВт

N_e3 = 120[0,5+0,25 - 0,125] = 75, кВт

N_e4 = 120[0,66+0,44 - 0,296] = 97,81, кВт

N_e5 = 120[0,833+0,694 - 0,579] = 113,8, кВт

N_e5 = 120[1+1 - 1] = 120, кВт

Вращающий момент на выходном конце коленвала двигателя при различных частотах его вращения может быть определен по формуле-5, устанавливающей зависимость между вращающим моментом, мощностью и частотой вращения для любого вала.

, Нм (5)

М_е1 = 9555,3*(22,69/500) = 433,6 Нм

М_е2 = 9555,3*(48,89/1000) = 467 Нм

М_е3 = 9555,3*(75/1500) = 478 Нм

М_е4 = 9555,3*(97,81/2000) = 467 Нм

М_е5 = 9555,3*(113,8/2500) = 435 Нм

М_е6 = 9555,3*(120/3000) = 382,2 Нм

Для построения внешней скоростной характеристики двигателя весь диапазон частот вращения коленвала двигателя от n_min до n_max разбивается на 5-6 интервалов размером по 300-500 об/мин таким образом, чтобы номинальная частота вращения коленвала n_N и максимальная n_max являлись границами одного или разных интервалов, при этом размеры интервалов, в которых n_N и n_max являются границами, могут отличаться. По формулам 4 и 5 определяются значения N_e и M_e для частот вращения коленвала n_e, являющихся границами интервалов, и по полученным результатам строится внешняя скоростная характеристика двигателя.

Результаты расчетов по формулам 4 и 5 записываем в таблицу форма которой приведена ниже.

Таблица 2 - Расчет мощности N_e и вращающего момента M_e на коленвалу двигателя при различных частотах вращения n_e.

M_emax= 478 Нм, при n_eM= 1500 об/мин.

По полученным значениям N_e и M_e на листе миллиметровой бумаги в масштабе строим внешнюю скоростную характеристику двигателя проектируемого автомобиля, а также определяем частоту вращения коленвала n_eM, при которой развивается максимальный вращающий момент M_emax на выходном конце коленчатого вала. Значения n_eM и M_emax необходимо записать после таблицы 2. Форма внешней скоростной характеристики двигателя приведена на рисунке 1.

Рисунок 1 - Внешняя скоростная характеристика двигателя.

1.3 Определение передаточных чисел трансмиссии

Динамические качества автомобиля определяются во многом числом ступеней КПП, передаточными числами КПП и главной передачи. С целью определения числа ступеней и передаточных чисел трансмиссии необходимо в первую очередь определиться со схемой трансмиссии и представить её на рисунке в пояснительной записке. Например, схему трансмиссии классической компоновки можно представить так, как на рисунке 2.

Рисунок 2 - Схема трансмиссии проектируемого автомобиля.

Второй этап в решении задачи определения передаточных чисел трансмиссии заключается в подборе шин для проектируемого автомобиля. Тип шин подбирается по максимальной нагрузке, приходящейся на неё и максимальной скорости автомобиля V_max. Для определения нагрузок на шины передней и задних осей определяются нагрузки на оси автомобиля из выражения 6

, Н (6)

где G₁₍₂₎ - нагрузка, приходящаяся на переднюю-1 или заднюю-2 оси, Н;

g - ускорение свободного падения, м/с² (g =9,81 м/с²);

х₁₍₂₎ - часть полного веса автомобиля, приходящегося на переднюю 1 или задние 2 оси автомобиля,%.

У грузовых автомобилей при полном использовании грузоподъёмности 20-30% полного веса приходится на переднюю ось и 70-80% на задние (х₁=20-30%, х₂=70-80%). При затруднении в выборе нагрузок на оси проектируемого автомобиля следует воспользоваться распределением полного веса по осям у автомобиля аналога. Выбираем полный вес на переднюю ось x₁ = 30%, на заднюю ось x₂ = 70%.

G₁ = 7150*9,8*(30/100)= 21021 Н

G₂ = 7150*9,8*(70/100)= 49049 Н

Если после выполнения расчета окажется что нагрузка, приходящаяся на заднюю ось G₂, значительно превышает нагрузку, приходящуюся на переднюю ось G₁, то, для исключения значительного недогруза шин передней оси, следует увеличить число колес на задней оси, применив двухскатные колеса, либо увеличить число задних осей. Нагрузку, приходящуюся на шины передней и задних осей, определяют из выражения-7.

, Н (7)

где a₁₍₂₎ - число передних-1 или задних-2 осей на автомобиле;

b₁₍₂₎ - число колес на передней-1 или задней-2 оси автомобиля;

G_ш1=21021/1*2=10511 Н

G_ш1=49049/1*4=12262 Н

Выбор типа шины производим по рекомендациям литературного источника [3], по наиболее нагруженной шине и максимальной допустимой скорости движения на которую рассчитана эта шина. Типоразмер выбранной шины, допускаемую нагрузку и скорость движения на которую рассчитана шина, а также другие параметры шины приводим в пояснительной записке в виде таблицы -3

Таблица 3 - Характеристика шин проектируемого автомобиля.

Отношение высоты профиля шины к ширине профиля Н/В, для шин грузовых автомобилей составляет 1 и поэтому Н=В.

Радиус качения колеса в с шиной выбранной марки определится по формуле-8

r_k=0,0127(d+1,7H), м (8)

где d - диаметр обода колеса, дюймы (Ш);

H - высота профиля шины, дюймы (Ш);

r_k = 0,0127(20+1,7•8,25) = 0,43 м.

Передаточное число главной передачи автомобиля определяется из условия обеспечения заданной максимальной скорости движения автомобиля V_max на высшей передаче из выражения-9

, (9)

где u_k- передаточное число коробки передач на высшей передаче.

u₀ = 0,377*0,43*3000/1*100 = 4,9

КПП проектируемого автомобиля не имеет ускоряющую передачу, поэтому u_k = 1

Передаточное число первой передачи КПП определяется из условия преодоления автомобилем максимального сопротивления дороги. При этом используется формула-10

, (10)

где ?_max - максимальный коэффициент сопротивления дороги, преодолеваемой автомобилем на первой передаче (?_max = 0,3…0,4).

Принимаю ?_max = 0,4.

М_еmax- максимальный вращающий момент, развиваемый двигателем, Нм (М_еmax = 478 Нм).

?_тр - КПД трансмиссии автомобиля (?_тр = 0,85)

u_k1 = 0,4*0,437150*9,8/478*4,9*0,85= 6,4

Полученное значение передаточного числа первой передачи КПП следует проверить по условию сцепления ведущих колес автомобиля с дорогой (на отсутствие буксования). Сцепление ведущих колес с дорогой будет обеспечено, если выполняется условие

P_{T max} P_сц

где P_{T max} - максимальная сила тяги на ведущих колесах автомобиля, Н.

P_{T max} определяется по формуле-11

, Н (11)

P_{T max} = 478*6,4*4,9*0,85/0,43= 29631, Н

Р_сц - сила сцепления шин с дорогой, Н;

,

где ? - коэффициент сцепления шин с дорогой, ?=0,6…0,8.

Принимаю ? = 0,6

- сцепной вес автомобиля, Н;

для заднеприводных автомобилей G_сц=G₂

где m₂- коэффициенты перераспределения нормальных реакций; при трогании автомобиля с места m₂=1,2.

G_сц = 49049*1,2 = 58858,8, Н

Р_сц = 0,6*58858,8 = 35315,3, Н

P_{T max} ? P_сц - условие выполняется

В случае не выполнения условия сцепления ведущих колес автомобиля с дорогой при принятом передаточном числе КПП все последующие прочностные расчеты механизмов трансмиссии следует вести по силе сцепления колес с дорогой G_сц.

Принятое передаточное число первой передачи КПП u_k1 является основой для нахождения передаточных чисел других передач КПП. Для их нахождения необходимо определиться с числом ступеней КПП проектируемого автомобиля. В учебных целях рекомендуется принимать 4…5 ступеней, а при больших значениях максимальной скорости автомобиля (> 120 км/ч) следует применять ускоряющую высшую передачу с передаточным числом 0,7…0,8. Передаточные числа II, III и других передач КПП определяются по формуле-12

Принимаю 4-х ступенчатую КПП

, (12)

где - число ступеней КПП без учета ускоряющей передачи при её наличии;

- порядковый номер передачи.

u_k2 = 3,4

u_k3 = 1,9

u_k4 = 1

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 P_Т 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

Р_Т = Р_? + Р_W + Р_j,

где Р_? - cила сопротивления дороги, Н;

Р_W - сила сопротивления воздуха, Н;

Р_j - сила инерции автомобиля при его неравномерном движении (при ускорении или замедлении), Н.

Уравнение тягового баланса автомобиля проще и наглядней решать графическим способом, при котором строим графики зависимости каждого из слагаемых уравнения от скорости движения автомобиля, и производим сравнение положения точек кривой с положением точек суммарной кривой Р_? и Р_W.

Для построения графика зависимости силы тяги Р_Т на ведущих колесах автомобиля от скорости его движения используется выражение 13

, Н (13)

где М_е- вращающий момент на выходном конце коленвала двигателя при соответствующей его частоте вращения, Нм;

Скорость движения автомобиля при различных частотах вращения коленвала двигателя определяется по формуле-14

, км/ч (14)

Значения сил тяги Р_Т и скоростей автомобиля V следует определять для частот вращения коленвала двигателя n_е, которые являются границами интервалов при разбиении всего диапазона частот вращения коленвала, проделанного в п. 1.2.2. Результаты расчетов по формулам 13 и 14 представляем в виде таблицы-5.

Таблица 5 - Расчет сил тяги на ведущих колесах проектируемого автомобиля и его скоростей движения

По рассчитанным значениям Р_Т и V строим график изменения силы тяги на ведущих колесах автомобиля в зависимости от его скорости движения. Пример графика приведен на рисунке-3.

Для построения графика зависимости силы сопротивления дороги Р_? от скорости движения автомобиля V используется формула

Р_?= mg [Н],

где ?- коэффициент сопротивления дороги (? = i+?);

i - уклон дороги; при движении автомобиля по горизонтальной дороге i =0;

? - коэффициент сопротивления дороги; для дорог с асфальтобетонным покрытием значения коэффициента определяются по формуле

Таким образом, формула для определения силы сопротивления дороги Р_? приобретает вид формулы-15

, (15)

Сила сопротивления воздуха Р_W движению автомобиля определяется по формуле-16

, (16)

где k и F-коэффициент обтекаемости автомобиля и лобовая площадь автомобиля соответственно, значения которых принимались ранее в п. 1.2.1.

Так как и сила сопротивления дороги Р_? и сила сопротивления воздуха Р_W зависят от изменения скорости автомобиля, то задаваясь 5-ю6-ю различными значениями скорости V (предпочтительны значения скоростей из таблицы 2, развиваемые на различных передачах) подсчитываем значения сил сопротивления движению для этих значений скорости. Результаты расчета представляем в виде таблицы-6.

Таблица 6 - Расчет сил сопротивления движению проектируемого автомобиля по горизонтальной дороге с асфальтобетонным покрытием

По рассчитанным значениям сил Р_? и Р_W строим кривую зависимости суммарной силы сопротивления движению автомобиля Р_? + Р_W от скорости движения автомобиля для чего:

- строим кривую зависимости силы сопротивления дороги Р_? от скорости V;

- от точек кривой Р_? =?(V) откладываем ординаты кривой Р_W =?(V) и после соединения точек плавной линией получаем кривую Р_? + Р_W =?(V).

Нанесенные на одном графике кривые Р_Т =?(V), Р_? =?(V) и Р_? + Р_W =?(V) представляют собой графическое решение уравнения тягового баланса проектируемого автомобиля.

На графике, в точке оси V, соответствующей максимальной скорости движения автомобиля V_max, должно быть либо Р_Т = Р_? + Р_W (кривые пересекаются), либо Р_Т > Р_? + Р_W (кривая Р_Т проходит выше Р_? + Р_W). Пример графика тягового баланса автомобиля приведен на рисунке 3.

Рисунок 3 - График тягового баланса проектируемого автомобиля

1.5 Расчет мощностного баланса автомобиля

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

где - мощность, подводимая к ведущим колесам автомобиля, кВт; определяется по формуле-17

(17)

где - мощность на выходном конце коленчатого вала двигателя, кВт;

- мощность, затрачиваемая на преодоление сопротивления качению колес автомобиля, кВт; определяется по формуле-18

(18)

- мощность, затрачиваемая на преодоление подъёма, кВт; при расчёте силового баланса принимается, что автомобиль движется по горизонтальной дороге, для которой уклон i = 0, а значит =0;

- мощность, затрачиваемая на преодоление сопротивления воздуха, кВт; определяется по формуле-19

, (19)

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

= - (+)

Уравнение мощностного баланса, так же как и уравнение силового баланса, проще решать графически. С этой целью строим график зависимости тяговой мощности от скорости движения автомобиля, предварительно подсчитав по формуле-17 для всех значений скоростей автомобиля, подсчитанных в таблице-5.

График суммарной мощности дорожных сопротивлений + строим по аналогии с графиком суммарной силы дорожных сопротивлений +, предварительно подсчитав значения мощностей и по формулам 18 и 19 для значений скоростей, приведенных в таблице 6. Результаты расчета представляем в виде таблицы 7, первым листом Форма графика мощностного баланса автомобиля приведена на рисунке 4.

Таблица 7 - Расчет мощностного баланса проектируемого автомобиля

1.6 Расчет динамической характеристики автомобиля

Динамическим фактором автомобиля D называют отношение разности силы тяги на ведущих колесах автомобиля и силы сопротивления воздуха к полному весу автомобиля G.

,

Значения динамического фактора автомобиля изменяются в зависимости от номера включенной передачи в КПП и от скорости движения автомобиля. Динамический фактор автомобиля при включении различных передач КПП определяется по формуле-20

, (20)

Рисунок 4 - График мощностного баланса проектируемого автомобиля

Значения сил Р_Ti для различных передач КПП и скоростей движения автомобиля приведены в таблице 4, значения сил P_Wi для различных скоростей движения автомобиля можно определить по формуле-21

, Н (21)

Величина динамического фактора ограничивается условиями сцепления ведущих колес автомобиля с дорогой. Динамический фактор по условиям сцепления колес с дорогой может быть определён по формуле-22

для заднеприводных автомобилей (22)

где - коэффициент сцепления шин с дорогой; принимается = 0,2…0,4 (соответствует движению автомобиля по укатанному снегу).

Принимаем = 0,2.

, - коэффициенты перераспределения нормальных реакций для передней-1 и задних-2 осей; для рассматриваемого случая принимаются =0,8…0,9; =1,1…1,2.

Принимаем =1,2

,- часть полного веса автомобиля, приходящаяся на переднюю-1 или задние-2 оси, Н; см. п. 1.2.3.(= 49049Н)

G=mg

где m - масса автомобиля (m=7150 кг)

G=7150*9,8=70070 Н.

D? = 0,2*((1,2*49049)/70070) =0,168 Н

Используя формулы 20 и 21, определяем значения динамического фактора автомобиля для 5…6 скоростей его движения при включении каждой передачи КПП, и строим динамическую характеристику автомобиля на свободном поле первого листа графической части проекта. Здесь же наносим предварительно подсчитанный по одной из формул 22 динамический фактор по условию сцепления колес с дорогой и сделать вывод о возможности движения автомобиля без буксования по укатанному снегу. Расчет динамического фактора автомобиля представляем в виде таблицы 8.

Таблица 8 - Расчет динамического фактора проектируемого автомобиля