Министерство образования РоссийскойФедерации
Южно-Уральский государственныйуниверситет
Кафедра «Автомобили»
Пояснительная записка к курсовомупроекту
По курсу: «Конструирование и расчетавтомобиля»
На тему: «Расчет автомобиля ВАЗ 2104»
АТ — 434.00.00.00.00 ПЗ
Выполнил: студент группы АТ-434
Иванов И.И.
Проверил: Уланов А.Г.
Челябинск 2010г
Содержание
1. Расчет сцепления
1.1 Оценка износостойкостифрикционных накладок
1.2 Оценка теплонапряженностисцепления
1.3 Расчет диафрагменной пружины
2. Расчет карданной передачи
2.1 Определение критической частотывращения
2.2 Определение напряжения кручения
2.3 Расчет крестовины карданного вала
3. Расчет дифференциала
3.1 Определение нагрузки на зубсателлита и полуосевых шестерен
3.2 Определение давления торцасателлита на корпус дифференциала
4. Расчет синхронизатора
4.1 Определение момента трения всинхронизаторе
1. Расчет сцепления
Назначение сцепления.Требования к сцеплению
Сцепление предназначенодля плавного трогания автомобиля с места, кратковременного разъединениядвигателя и трансмиссии при переключении передач и предотвращению воздействияна трансмиссию больших динамических нагрузок, возникающих на переходных режимахи при движении по дорогам с плохим покрытием. При конструировании фрикционныхсцеплений помимо основных требований (минимальная собственная масса, простотаконструкции, высокая надежность и т.п.)
Необходимо обеспечитьследующее:
· надежную передачу крутящего моментаот двигателя к трансмиссии при любых условиях эксплуатации;
· плавное трогание автомобиля с места иполное включение сцепления;
· полное отсоединение двигателя оттрансмиссии с гарантированным зазором между поверхностями трения;
· минимальный момент инерции ведомыхэлементов сцепления для более лёгкого переключения передач и снижения износаповерхности трения в синхронизаторе;
· необходимый отвод теплоты отповерхности трения;
· предохранение трансмиссии отдинамических перегрузок.
Выбираемые параметры
Выбираем наружный диаметрведомого диска из условия, что Мдmax=116НЧм и максимальной частотывращения коленчатого вала двигателя щmax=5600об/мин=586,1рад/с:
Dн=204 мм – наружный диаметр накладки,
Dн=146 мм – внутренний диаметр накладки,
д=3,3 мм – толщинафрикционной накладки,
і=2 – число парповерхностей трения.
1.1 Оценкаизносостойкости сцепления
Степень нагружения иизносостойкость накладок сцепления принято оценивать двумя основнымипараметрами:
· удельным давлением на фрикционныеповерхности;
· удельной работой буксованиясцепления.
Расчет удельного давленияна фрикционные поверхности:
p0 =/> ≤ [p0], Н/м2,
где рпр – силанормального сжатия дисков, Н;
F – площадь рабочей поверхности однойфрикционной накладки,
F = /> = 0,785 Ч (0,2042 + 0,1462) = 0,049м2;
[р0]=0,25 МПа- допускаемое давление, обеспечивающее потребный ресурс работы накладок.
Определение силынормального сжатия:
рпр =/> Н,
где Мдmax – максимальный момент двигателя,НЧм; />=1,5 – коэффициент запаса сцепления; />=0,4 – коэффициент трения; Rср – средний радиус фрикционной накладки,
Rср =/> 0,0875 м, /> рпр =/> 2,485 кН, а
р0= />, 0,05
потребный ресурс накладокобеспечен.
Расчет удельной работыбуксования сцепления:
Lуд = /> ,
где Lуд – удельная работа буксования; Lд – работа буксования при трогании автомобиля с места,Дж; Fсум – суммарная площадь рабочихповерхностей накладок, м2;
/>Дж,
где Ja– момент инерции автомобиля,приведенный к входному валу коробки передач,
Оф = дЧ(ьф)Ч/> НЧмб
где, ma=1445 кг – полная масса автомобиля; mn =0 кг – полная масса прицепа; ikи i0– передаточные числа соответственно коробки передач иглавной передачи (ik=3,67,i0=3,9); д=1,46 – коэффициент учета вращающихся масс.
Ja= 1,46Ч1400Ч/> = 0,67 НЧм2;
/> - расчетная угловая частота вращения коленчатого валадвигателя, рад/с; для автомобиля с карбюраторным двигателем; /> =/> = 586,1/> 3 = 195,35 рад/с, где, Мr – момент сопротивления движению при трогании с места,
Мm = g /> /> НЧм,
где, ш = 0,02–коэффициент сопротивления качению (на горизонтальной дороге с асфальтовомпокрытии); зтр =0,82 – к.п.д. трансмиссии.
Mm= /> = 4,14 НЧм.
Lд = /> = 50652 Дж.
Lуд = /> = 0,52 МДж/м2
Lуд =0,52 МДж/м2/>[Lуд]=4 МДж/м2,
следовательно потребныйресурс накладок обеспечен.
1.2 Оценкатеплонапряжённости сцепления
Нагрев деталей сцепленияза одно включение определяем по формуле:
Дt = /> /> [Дt] />,
где /> = 0,5 – доля теплоты, расходуемая на нагрев детали;с=0,48 кДж/(кгЧК) – теплоемкость детали; mд – масса детали кг; [Дt]=10/>15 />.
mд=/>Ч/>Н(Rн — Rвн)
где />=7200м3/кг – плотность чугуна, Rн =102 мм – наружный радиус нажимногодиска,
Rвн=73мм – внутренний радиус нажимногодиска, mд=4,92 кг.
Дt = /> = 10,7 /> />[Дt]
1.3 Расчет диафрагменнойпружины
Расчетная схема дляопределения параметров диафрагменной пружины представлена на рис. 1. Диафрагменнаяпружина представляет собой пружину Бельвия, модифицированную для использованияв автомобильных сцеплениях. Давление пружины создается ее участком междуопорными кольцами, установленными на заклепках, закрепленных на кожухесцепления, и наружным краем пружины, упирающимся в нажимной диск сцепления.Лепестки одновременно являются рычагами выключения, их упругость способствуетплавному включению сцепления.
Рпр = />
где
Е = /> ,
Е – модуль упругостипервого рода;
/>=0,25 – коэффициент Пуассона;
Н – высота пружины;
h – толщина пружины;
fпр – прогиб пружины;
f =1 — 6,5мм
Принимаем, что: h=2мм, а=60мм, с=70мм,d=80мм, b=90мм, Н=5мм.
Таблица 1
Рнаж, кН f, мм 4,29 1 5,0 2 3,66 3 1,82 4 1 5 2,73 6 5,03 6,5
/>
Рис.1 Диафрагменнаяпружина
/>
Рис.2 График зависимостиперемещения от усилия на пружине
автомобиль сцеплениедифференциал синхронизатор
2. Расчет карданной передачи
Исходные данные:
Прототип: АвтомобильВАЗ-2103
Макс. част. вращения:5600 об/мин =586,1 рад/c
Момент двигателя: 116 Нм
Передаточное число 1передачи: 3,67
Передаточное число 4передачи: 1,00
Внутренний диаметр вала:66 мм
Толщина стенки: 2 мм
Длина карданного вала:
“Коробка передач –Промежуточная опора”: 606мм
“Промежуточная опора –Задний мост”: 785 мм
Плотность материала вала:7800 кг/м2
2.1 Определениекритической частоты вращения
/> ,
Определение максимальнойчастоты вращения карданного вала:
/> ,
где /> = 1,1…1,2
/>,
Приведенный моментинерции:
/>
Масса карданного вала
/>
Тогда критическая угловаяскорость для карданного вала:
/>
Проверка по условию: />
В данном случае условиевыполняется, т.к. />
2.2 Определениенапряжения кручения
Напряжение кручения вала:
/>
где
Мкр = Мдв.max Ч i1Чзкп = 116Ч3,67Ч0,99 = 421
Нм – крутящий момент навыходном валу коробки передач на низшей передаче,
/>
— момент сопротивленияпри кручении.
Следовательно,
/>
Условие по напряжениюкручения карданного вала выполняется.
2.3 Расчеткрестовины карданного вала
Определение напряжениясмятия шипов крестовины:
/>
где r = 47,2 мм – расстояние междусерединами игольчатых роликов,
/> - угол установки карданного вала,
/> = 30 — для легковых автомобилей.
Следовательно, нормальнаясила
/>
/>
Рис.3 Крестовинакарданного вала напряжение смятия:
/>
Определение напряженияизгиба шипов крестовины:
/>
Определение касательногонапряжения:
/>
где dш – диаметр шипа, dш = 14,7 мм.
Следовательно,касательное напряжение:
/>
Вывод: В расчете былиопределены основные параметры карданного вала привода задних колес ВАЗ – 2104.Полученные результаты удовлетворяют всем нормам и допущениям.
3. Расчет дифференциала
Необходимо определить нагрузку на зубья сателлитов, полуосевых шестерен,крестовину и нагрузки со стороны сателлитов на корпус дифференциала.
Требования к узлу: При анализе и оценке конструкции дифференциала,как и других механизмов, следует руководствоваться предъявляемыми к нимтребованиями:
Распределение крутящих моментов между колесами и мостами в пропорции,обеспечивающей наилучшие эксплуатационные свойства (максимальную тяговую силу,хорошие устойчивость и управляемость)
Кроме того, к дифференциалу, как и ко всем механизмов автомобиля,предъявляют такие общие требования: обеспечение минимальных размеров и массы,простота устройства и обслуживания, технологичность, ремонтопригодность.
Прототип: В качестве прототипа возьмем дифференциал автомобиля ВАЗ– 2104. Дифференциал конический, двухсателлитный.
Расчет:
3.1 Определение нагрузки на зуб сателлита и полуосевых шестерен
Нагрузку на зуб сателлитаи полуосевых шестерён определяют из условия, что окружная сила распределенапоровну между всеми сателлитами, и каждый сателлит передает усилие двумязубьями. Окружная сила, действующая на один сателлит:
/>
где, r1 – радиус приложения, r1 = 0,025 м;
r2 = 0,036 м;
nс – число сателлитов, nс = 2;
Мкmax – максимальный момент, развиваемыйдвигателем, Мкmax=116 НЧм;
uКП1 – передаточное число первой передачи,uКП1 = 3,67;
uГП – передаточное число главнойпередачи, uГП = 3,9;
КЗ = 1,7 –коэффициент запаса для автомобильной отрасли;
/>
Шип крестовины подсателлитом испытывает напряжение среза
/>
Рис.4 Зуб сателлита
/>
где [/> = 100 МПа, исходя из этого можно найти d;
/>
Шип крестовины подсателлитом испытывает также напряжение смятия
/>
где [/> = 55 МПа, исходя из этого можно найти l1;
/>
Шип крестовины подсателлитом испытывает напряжение смятия в месте крепления в корпуседифференциала под действием окружной силы
/>
/>
/>
где [/> = 55 МПа, исходя из этого можно найти l2;
/>
3.2 Определениедавления торца сателлита на корпус дифференциала
Давление торца сателлитана корпус дифференциала определяется напряжение смятия.
/>
где [/> = 15МПа;
/>
/>
/>
/>
4. Расчет синхронизатора
Требования к узлу: При анализе и оценке конструкции коробки передач, каки других механизмов, следует руководствоваться предъявляемыми к нимтребованиями:
· обеспечение оптимальных тягово –скоростных и топливно – экономических свойств автомобиля при заданной внешнейхарактеристики двигателя;
· бесшумность при работе и переключениипередач;
· легкость управления;
· высокий КПД;
Кроме того, к коробкепередач, как и ко всем механизмам автомобиля, предъявляют такие общиетребования:
· обеспечение минимальных размеров имассы;
· простота устройства и обслуживания;
· технологичность;
· ремонтопригодность;
Коробка передаччетырехступенчатая с синхронизаторами на всех передачах переднего хода. Главнаяпередача цилиндрическая, косозубая.
Передаточные числа:
первая передача – 3,75;
вторая передача – 2,30;
третья передача – 1,349;
четвертая передача – 1;
задний ход – 3,53;
главная передача – 3,9;
n – максимальная частота вращенияколенчатого вала двигателя,
n – 5600 об/мин;
4.1 Определение моментатрения в синхронизаторе
Для выравнивания угловыхскоростей соединяемых элементов необходимо на поверхностях конусов создаватьмомент трения Мтр
/>
где t – время синхронизцаии, t = 1 с;
J– момент инерции, соответствующийдеталям, вращающимся вместе с шестерней включаемой передачи;
/>
/>
/>
/>
ще — угловаяскорость коленчатого вала,
/> – передаточное отношение включаемой передачи, /> = 2,30,
/> – передаточное число выключаемой передачи, /> = 3,75.
/>
/>;
/>;
Момент инерции ведущеговала определяется из соотношения
/>
Момент трения,создаваемый на корпусных поверхностях, может быть выражен через нормальную силуРn на конусах синхронизации:
/> (3)
/>
где Рn – нормальная сила на поверхноститрения;
µ — коэффициент трения, µ = 0,06;
rср – средний радиус конуса.
В свою очередь, нормальная силаможет быть выражена через усилие Q, создаваемое водителем при включении передачи
/>
где />
Подставив уравнение (4) вуравнение (3) и выразив средний радиус конуса получится следующее
/>
/>
Q – усилие, создаваемое водителем привключении передачи определяются по формуле
/>
где Ррыч –сила, прикладываемая к ручке переключения передач; Ррыч =60 Н;
/>= 5 передаточное отношение привода,
Q = 60ч5 = 12 Н,
/>
Ширина кольцасинхронизатора по образующей конуса определяется по формуле
/>
где /> = 1МПа – условное допустимое давление.
/>
/>
Рис 1. Схемасинхронизатора
Поверхности блокирующихэлементов выполняют под углом в удовлетворяющий условию
/>
где µ — коэффициенттрения блокирующих поверхностей, />
в = 30/>;
/> = 29 мм – средний радиус на котором расположеныблокирующие элементы
tg 30/>
0,577/>0,713
/>
/>
Для того, чтобы передачане могла быть включена до полного выравнивания угловых скоростей, сила Q, приложенная к муфте синхронизатора,должна быть меньше />
Q/>
/>
/>
/>
Рис 2. Схема динамическойсистемы синхронизатора