Транспорт. Курсовой проект студенту группы
 Скачать 137.52 Kb.
|
|
ЗАДАНИЕ на курсовой проект студенту группы_______________ _____________________________ (Ф.И.О.) Исходные данные Тип автомобиля: Легковой Тип двигателя: Бензиновый Грузоподъемность, mг 400(кг) Количество мест для пассажиров: для проезда сидя, z =4 Максимальная скорость движения, Vmax40 (м/с) Максимальный коэффициент сопротивления дороги, ψmax 0,066 Коэффициент сопротивления дороги при максимальной скорости движения автомобиля ψv 0,066 Колесная база автомобиля L, 0,35 (м) Узел (агрегат, система) автомобиля для конструкторской разработки – тормозной диск Дата выдачи задания ___________________________________________ Дата выполнения курсового проекта ______________________________ Руководитель курсового проектирования___________________________ 1 Тяговый расчет автомобиля В тяговом расчете автомобиля определяют его полный вес и распределение этого веса по мостам в зависимости от выбранной компоновочной схемы проектируемого автомобиля, а также подбирают шины исходя из максимальной нагрузки на колеса. Рассчитывают мощность двигателя необходимую для движения полностью груженного автомобиля с максимальной скорость по заданному участку трассы. Определяют передаточные числа агрегатов трансмиссии. 1.1 Определение полного веса автомобиля Полный вес автомобиля, в зависимости от его типа, определяется по одной из ниже приведенных формул: - легковогоавтомобиля G а = (mo + mч(z +1) + mб(z+1)) g=(1030+75(3+1)+25(3+1)*9,81=14028 Н где mo – масса снаряженного автомобиля, кг; m  - масса груза (грузоподъемность), кг(по заданию);mч – масса человека (mч = 75 кг); mб – масса багажа, кг; z – число пассажирских мест для проезда сидя(по заданию); n – число пассажирских мест для проезда стоя(по заданию); g – ускорение свободного падения, м/с2. Массу снаряженного автомобиля можно определить следующим образом: -для легковых автомобилей и автобусов m0 = Km ∙z=4*257,5=1030 кг где m0 – масса снаряженного автомобиля, кг; Kг – коэффициент использования грузоподъемности; Km – коэффициент использования массы; m - масса груза (грузоподъемность), кг;z – число пассажирских мест для проезда сидя(по заданию). Значения коэффициентов Kг иKmвыбирают из справочной литературы. Для того чтобы выбрать шину по справочным материалам необходимо определить нагрузку на передние и задние колеса автомобиля по следующей формуле На передний мост: mкn= Gan/(gnк )=556 На задний мост: mкn= Gan/(gnк )=474 где mкn – полная масса автомобиля, приходящаяся на колесо определенного моста, кг; Gan – полный вес автомобиля, приходящийся на определенный (передний Gк1или задний Gк2 (тележку)) мост, Н; n – номер моста (передний n=1, задний n=2); g – ускорение свободного падения, м/с2; nк – количество колес на мосту автомобиля . 1.2. Выбор двигателя Выбор двигателя заключается в определении мощности необходимой для движения полностью груженого автомобиля с максимальной скоростью в заданных дорожных условиях и максимальной мощности, а также в расчете параметров внешней скоростной характеристики. Мощность, необходимая для движения полностью груженого автомобиля с максимальной скоростью в заданных дорожных условиях, определяется по формуле  , (1.3) где Nv – мощность необходимая для движения полностью груженого автомобиля с максимальной скоростью в заданных дорожных условиях, кВт; Gа – полный вес автомобиля, Н; Ψv– коэффициент сопротивления дороги при движении автомобиля с максимальной скоростью (по заданию); kв – коэффициент сопротивления воздуха,  ;Fw –лобовая площадь автомобиля (миделево сечение), м2; Vmax – максимальная скорость движения, м/с (по заданию); ηтр – КПД трансмиссии. Сила сопротивления воздуха оказывает существенное влияние на тяговоскоростные качества автомобиля при высоких скоростях движения. Она зависит от лобовой площади Fw и формы кузова транспортной машины, оцениваемого коэффициентом сопротивления воздуха kв. При отсутствии технической документации на автомобиль лобовую площадь можно определить по формуле  где α – коэффициент заполнения площади (для легковых автомобилей α = 0,78…0,8; для грузовых автомобилей и автобусов α = 0,79…0,9). Большие значения α относятся к более тяжелым автомобилям; В0 и Н0 – соответственно габаритные ширина и высота автомобиля, м. Часть мощности двигателя затрачивается на привод приборов и механизмов, а также неизбежны потери мощности вследствие установки системы впуска и выпуска и несоответствия условий работы двигателя на автомобиле стендовым условиям. Перечисленные потери учитываются введением в расчет коэффициента kс. Коэффициент kс зависит от типа двигателя и типа автотранспортного средства. В настоящих расчетах указанные виды потерь мощности двигателя не учитывают. Максимальная мощность двигателя определяется по формуле  , (1.5)  где Nmax – максимальная мощность двигателя, кВт; а,b и с – коэффициенты, зависящие от типа двигателя; ωe – значения угловой скорости коленчатого вала, с -1; ωN - угловая скорость коленчатого вала при максимальной мощности. Значения коэффициентов а,b и с можно определить по следующим формулам  , (1.6)  , (1.7)  , (1.8) где КM– коэффициент приспосабливаемости двигателя по крутящему моменту коленчатого вала; Кn– коэффициент приспосабливаемости двигателя по частоте вращения коленчатого вала. При правильном расчете коэффициентов а,b и с должно соблюдаться условие а+b – с=1  Условие соблюдается Эффективная мощность двигателя определяется по формуле  . (1.9)При определении значений эффективной мощности по формуле (1.6) отношения ωе / ωNпринимают: - для бензиновых двигателей без ограничителя числа оборотов (легковые автомобили и автомобили, сконструированные на их базе) – от 0,2 до 1,2 с шагом 0,2; - для бензиновых двигателей с ограничителем числа оборотов (грузовые автомобили и автобусы) и дизельных двигателей – от 0,2 до 1,0 с шагом 0,2. Соответствующее значение эффективного момента определяют по формуле  (1.10)Значения Ме определяют для каждого значенияNe и соответствующего ему значения ωе . Значения угловой скорости коленчатого вала определяют из соотношений ωе = 0,2∙ωN ; 0,4∙ωNи т.д. до 1,2∙nN или до 1,0∙ωN в зависимости от типа двигателя. Определив значения Nе и Mе, и значения nе , их вносят в таблицу 1. Расчет ведем для бензинового двигателя. Значения эффективной мощности  , эффективного момента  и удельного эффективного расхода топлива  определим по эмпирическим зависимостям.Определим пять значений угловых скоростей:  Рассчитаем значения эффективной мощности   Рассчитаем значения эффективного момента   Рассчитаем значения эффективного расхода топлива     Расчеты проведем в эксель и результаты занесем в таблицу – 1. Таблица – 1
 Рисунок 1 – Скоростная характеристика двигателя 1.3 Определение передаточных чисел трансмиссии Трансмиссия автомобиля предназначена для изменения крутящего момента двигателя и передачи его к ведущим колесам. Трансмиссия автомобиля состоит из главной передачи, коробки передач и раздаточной коробки. Раздаточная коробка применяется на автомобилях повышенной и высокой проходимости Передаточное число главной передачи можно определить по формуле  , (1.11) где ωmax – максимальная угловая скорость коленчатого вала, об/мин (из скоростной характеристики двигателя); r – радиус колеса, м; Vmax – максимальная скорость движения автомобиля, м/с (по заданию); uкв – передаточное число высшей передачи коробки передач (значение uкв принимают самостоятельно. Если высшая передача прямая то uкв = 1,0, а если повышающая то uкв = 0,75…0,9.); uркв – передаточное число высшей передачи раздаточной коробки передач (как правило uркв = 1,0). Передаточное число первой (низшей) передачи коробки передач uК1, если не установлен диапазон, определяют исходя из возможности преодоления заданного максимального дорожного сопротивления и реализации максимального тягового усилия по условиям сцепления ведущих колес с дорогой. По первому условию  , (1.11) По второму условию  , (1.12) где Gа – полный вес автомобиля, Н; Ψmax – максимальный коэффициент сопротивления дороги(по заданию на проект); r – радиус колеса, м; u0 – передаточное число главной передачи; ηтр – КПД трансмиссии; Gвк – полный вес автомобиля, приходящийся на ведущие колеса, Н; φ – коэффициент сцепления шин с дорогой (φ = 0,8) Мmax – максимальный эффективный момент двигателя, Н∙м. Рассчитаем передаточные числа трансмиссии      2 Расчет основных параметров агрегатов и систем автомобиля 2.1 Сцепление Основными параметрами фрикционных сцеплений являются: наружный D и внутреннийd диаметры фрикционных накладок ведомых дисков; коэффициент запаса сцепления β; нажимное усилие пружин РН; расчетный коэффициент трения сцепления μ; число нажимных пружин; давление на фрикционные накладки q и число ведущих дисков. Указанные параметры должны соответствовать требованиям ГОСТа на основные параметры сухих фрикционных сцеплений. Наружный и внутренний диаметры фрикционных накладок зависят от величины максимального крутящего момента коленчатого вала двигателя Мmax и определяются по следующим формулам  , м (2.1) Если величина максимального крутящего момента коленчатого вала двигателя превышает 600 Н∙м, то рекомендуется применять двухдисковое сцепление. В этом случае в формулу (3.5.1) подставляют значение 0,5 Мmax. d = 0.6D, м (2.2)  Диаметры фрикционных накладок ведомых дисков, определенных по формулам (2.1) и (2.2) уточняют, пользуясь стандартными их значениями (см. табл. 2.1.) Таблица 2.1 Размеры фрикционных накладок
Коэффициент запаса сцепления β – это отношение статического момента трения Мс к максимальному крутящему моменту двигателя.  . Значение коэффициента β выбирают с учетом неизбежного изменения (уменьшения) коэффициента трения накладок в процессе эксплуатации, усадки нажимных пружин, числа ведомых дисков. Уменьшение β составляет вследствие усадки пружин 8…10%; вследствие износа накладок 15%. Суммарное уменьшение составляет 23…25%. Ниже приведены средние значения коэффициента запаса сцепления β для автомобилей различных типов. Легковые автомобили . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1,2…1,75 Грузовые автомобили . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1,5…2,2 Автомобили повышенной и высокой проходимости . . . .1,8…2,2 Нажимное усилие пружин  , (2.3) где Рн – нажимное усилие пружин, Н; Мmax – максимальный крутящий момент двигателя, Н∙м; Rср– средний радиус фрикционных накладок ведомого диска, м; μ – коэффициент трения (μ  0,35);z – число пар поверхностей трения. Rср = (D + d)/4. Давление на фрикционные накладки  , (2.4) где q – давление на фрикционные накладки, Па; Sн – площадь рабочей поверхности одной фрикционной накладки, м2. Давление на фрикционные накладки должно находиться в следующих пределах q= 0,14…0,3 МПа. Для большегрузных автомобилей рекомендуется принимать q  0,2 МПа. Условие выполняется 2.2 Главная передача Главные передачи по числу, виду и расположению зубчатых колес подразделяют на несколько типов (одинарные, двойные (центральные, разнесенные), конические, гипоидные, цилиндрические, червячные, двухступенчатые). Одинарная главная передача компактна, имеет минимальные размеры и массу, невысокую стоимость, проста в производстве и эксплуатации. Применение ее ограничено величиной передаточного числа (u0 7,0) и несущей способностью зубчатого зацепления: при передаче большого крутящего момента необходимо увеличить модуль зуба, а следовательно и размеры зубчатых колес, что приводит к уменьшению дорожного просвета. Одинарную главную передачу применяют на легковых автомобилях и грузовых автомобилях малой грузоподъемности.Центральная двойная главная передача обладает большей нагрузочной способностью по сравнению с одинарной при тех же размерах колес и позволяет получить большее передаточное число (u0 ≥ 12) без уменьшения дорожного просвета. Разнесенные двойные главные передачи сложнее по конструкции, чем центральные двойные, имеют большее количество зубчатых колес и подшипников. Двойные разнесенные главные передачи обладают следующими преимуществами: возможность уменьшения размеров деталей межколесного дифференциала и диаметра полуосей; достаточно большой дорожный просвет. Основными параметрами главных передач являются их передаточное числоu0 и конусное расстояние LК. У двойных главных передач еще и межосевое расстояние АЦ. Передаточное число главной передачи можно было определено в теговом расчете. Конусное расстояние LК главной передачи необходимо определить по  двум формулам  , (2.5) и  , (2.6)  где К – эмпирический коэффициент (К = 0,0065); Gа – полный вес автомобиля, Н; Ψmax – максимальный коэффициент сопротивления дороги (по заданию); r – радиус колеса, м; u0 – передаточное число главной передачи (для двойной главной передачи необходимо подставлять значение uк) ηтр – КПД трансмиссии; Gвк– полный вес автомобиля приходящийся на ведущие колеса, Н; φ – коэффициент сцепления шин с дорогой (φ = 0,8).5 Из двух значений конусного расстояния, определенных по формулам (2.5) и (2.6) принимают меньшее. Для двойных главных передач необходимо определить межосевое расстояние цилиндрической зубчатой пары Ац, которое определяется по формулам  , (2.7)  , (2.8) При этом эмпирический коэффициент К принимают равным 0,0086. Из двух значений межосевого расстояния, определенных по формулам (2.7) и (2.8) принимают меньшее. 2.3 Коробка передач Основными параметрами коробок передач являются диапазон передаточных чисел, количество ступеней, передаточные числа и межосевое расстояние. Диапазон и число ступеней коробки передач являются ее основными характеристиками и определяются типом и назначением автомобиля. Для легковых автомобилей применяют четырех, пяти и шестиступенчатые коробки передач. Четырехступенчатые коробки передач имеют диапазон Д = 3,4…4,1; у пяти и шестиступенчатых коробок передач диапазон Д = 3,5…4,5. Диапазон и число ступеней коробок передач грузовых автомобилей отличаются большими пределами. Существуют коробки переда с числом ступеней от 6 до 22 и Д = 5…25. Передаточные числа коробки передач определены в тяговом расчете. Межосевое расстояние можно определить по формуле  , (2.9) где Ак – межосевое расстояние, м; К – эмпирический коэффициент (К = 0,0089…0,0093 для легковых автомобилей; К = 0,0086…0,0096 для грузовых автомобилей и автобусов); Мmax – максимальный эффективный момент двигателя, Н∙м. 2.4 Полуоси В автомобилестроении применяют три типа полуосей. В зависимости от схемы подшипникового узла полуось может быть или нагружена изгибающим моментом от сил взаимодействия колес с дорогой, или разгружена от действия этих сил. В связи с этим полуоси могут быть следующего типа: полностью разгруженные – благодаря тому, что подшипники несколько разнесены, изгибающие моменты от сил взаимодействия колес с дорогой воспринимаются балкой ведущего моста, и полуось нагружается только крутящим моментом. полуразгруженная полуось – полуось у внешнего конца имеет шейку, на которой установлен подшипник, расположенный во внутренней расточке балки ведущего моста. Изгибающие моменты, возникающие в результате действия сил взаимодействия колес с дорогой, воспринимаются полуосью. разгруженная на три четверти – эти полуоси отличаются от предыдущих тем, что вместо двух подшипников имеется только один. В этом случае изгибающие моменты воспринимаются полуосью вместе с балкой ведущего моста. Основным параметром полуосей является их диаметр, который определяется следующим образом: Для полностью разгруженных полуосей (грузовые автомобили и автобусы)  , (2.11)Для определения диаметра полуразгруженной и разгруженной на три четверти полуосей пользуются следующей формулой  , (2.12) где d – диаметр полуоси, м; G2 – вес приходящийся на колесо, Н; φ – коэффициент сцепления шин с дорогой ( φ = 0,8 ); r– радиус колеса, м; [τ] – допускаемое напряжение на кручение, Па; а – плечо обкатки, м ( легковые автомобили и микроавтобусы, а = 0,02…0,04; грузовые автомобили и автобусы а = 0,05…0,01); Rxmax – максимальная горизонтальная реакция дороги на колесо (Rxmax = Rzmax∙ φ), Н; Rzmax – максимальная вертикальная реакция дороги на колесо, Н; [σ] – допускаемое эквивалентное напряжение, Па. При определении диаметров полуосей принимают следующие значения допускаемых напряжений [τ] = 500…700 МПа; [σ] = 600…750МПа.* Полуоси, разгруженные на три четверти, в настоящее время почти не применяются. *Значения допускаемых напряжения в формулы (2.) и (2.) необходимо подставлять в Па. 2.5 Подвеска Основным параметром подвески, независимо от ее типа, является техническая частота колебаний, которая определяется по следующей формуле  , (2.13) гдеn – техническая частота колебаний подвески, колеб/мин; f – статический прогиб упругого элемента подвески, см. Техническая частота колебаний определяется для передней и задней подвесок. Для этого выбирают статический прогиб передней подвески fп (для легковых автомобилей fп = 20…25см; для грузовых автомобилейfп = 11…15 см, для автобусов fп = 8…12см). Статический прогиб задней подвески определяют из следующих соотношений: Легковые автомобили. . . . .fз = (0,8…0,9) ∙fп; Грузовые автомобили. . . . .fз = (1,0…1,2) ∙fп; Автобусы . . . . . . . . . . . . . . fз = (1,0…1,2) ∙fп. Полученные значения технической частоты колебаний подвески должны лежать в следующих пределах: Легковые автомобили . . . . . 50…70 колеб/мин; Грузовые автомобили. . . . . 90…120 колеб/мин; Автобусы . . . . . . . . . . . . . . .70…100 колеб/мин. 2.6 Рулевое управление Для рулевого управления основным параметром является момент сопротивления повороту, который необходимо преодолеть, поворачивая рулевое колесо автомобиля, стоящего на месте. Момент сопротивления повороту определяют по формуле  , (2.14) где МСП – момент сопротивления повороту, Н∙м; GК – полный вес автомобиля, приходящийся на управляемое колесо, Н; φ – коэффициент сцепления шин с дорогой, (φ = 0.8); ρШmin – минимально допустимое давление воздуха в шине, МПа(см. выбор шин); f – коэффициент сопротивления качению (f = 0,018); а – плечо обкатки, м ( легковые автомобили и микроавтобусы, а = 0,02…0,04; грузовые автомобили и автобусы а = 0,05…0,01); ήРУ – КПД рулевого управления (ήРУ ≈ 0,78…0,8). Решение о применении усилителя рулевого управления необходимо принять самостоятельно. Но, если усилие на рулевом колесе необходимое для поворота управляемых колес на месте превышает допустимое, усилитель рулевого управления обязателен. Усилие на рулевом колесе необходимое для поворота управляемых колес на месте определяют по формуле  ,  где RРК – радиус рулевого колеса, м (для легковых автомобилей и автобусов RРК = 0,19…0,215; для грузовых автомобилей и автобусов RРК = 0,220…0,275); uРУ – силовое передаточное число рулевого управления (uРУ ≈16…18). Допустимое усилие на рулевом колесе [RРК = 40 Н]. 2.7 Тормозное управление Основным параметром тормозного управления, вне зависимости от типа и конструкции тормозного механизма и типа тормозного привода, является максимальный тормозной момент, который может быть реализован по условию сцепления шин с дорогой. Максимальный тормозной момент определяют для тормозных систем передних и задних колес.  , (2.15)  где Мторmax – максимальный тормозной момент, Н∙м; Gк – полный вес автомобиля, приходящийся на тормозящие колеса, Н; φ – коэффициент сцепления шин с дорогой, (φ = 0,8); r – радиус колеса, м; m – коэффициент перераспределения масс автомобиля при её торможении (для тормозов передних m = 1,5…2,0; для задних m = 0,5…0,7); n – номер моста ( n = 1 – передний мост, n = 2 – задний мост(тележка)). 2.8 Карданные передачи Основными параметрами карданных передач являются: расчетный крутящий момент на карданном валу на низшей передаче трансмиссии; максимальная частота вращения карданного вала; допустимая длина карданного вала и критическая частота вращения карданного вала. Расчетный крутящий момент на карданном валу на низшей передаче трансмиссии определяют по следующей формуле Mp= Mвк ∙uк1 ·uрк н , (2.16)  где Mp – расчетный крутящий момент на карданном валу, Нм; Mвк – крутящий момент на ведущем валу коробки передач, Нм; uК1 – передаточное число первой передачи коробки передач; uрк н – передаточное число низшей передачи раздаточной коробки (если в трансмиссии автомобиля нет раздаточной коробки или рассматриваемый карданный вал соединяет валы коробки передач и раздаточной коробки, то в формуле (2.) параметр uрк н не нужен). Максимальную частоту вращения карданного вала определяют по формуле nк max = 10∙ωmax/uкв·uрк в,(2.15)  где nк max – максимальная частота вращения карданного вала, об/мин; ωmax – максимальная угловая скорость коленчатого вала двигателя, с -1; uкв – передаточное число высшей передачи коробки передач; uрк в – передаточное число высшей передачи раздаточной коробки (если в трансмиссии автомобиля нет раздаточной коробки или рассматриваемый карданный вал соединяет валы коробки передач и раздаточной коробки, то в формуле (2.) параметр uркв не нужен ). Максимальную допустимую длину карданного вала определяют по формуле  ,(2.16) где Lк max – допустимая длина карданного вала, м; D – наружный диаметр карданного вала, м; d – внутренний диаметр карданного вала, м. Критическую частоту вращения карданного вала определяют по формуле  , (2.17) где Lк – длина карданного вала, см. Основные размеры карданных валов Lк, D и dвыбирают на основе анализа существующих конструкций карданных передач, принимая за прототип автомобиль, подходящий по параметрам. Определив основные параметры карданной передачи, необходимо соблюдать обязательные условия: Lкmax ≥ Lк и nкр /nкmax = 1, 2…2,0. Если данные условия не выполняются, то следует в расчетах изменить значения D и d . Основные параметры необходимо рассчитать для всех валов карданной передачи. | |||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
