СОДЕРЖАНИЕ 1. Задание……………………………………………………………………….3 2. Выбор и обоснование выбора дополнительных данных…………………3 3. Расчёт максимальной мощности двигателя……………………………….6 4. Расчёт передаточных чисел агрегатов трансмиссии……………………...8 5. Построение внешней скоростной характеристики двигателя……………9 6. Тяговая характеристика и тяговый баланс автомобиля…………………11 7. Расчёт и построение динамической характеристики……………………14 8. Расчёт и построение характеристики топливной экономичности……15 9. Расчёт карданного вала……………………………………………………18 10.Литература………………………………………………………………….29 1. ЗАДАНИЕ Задание включает в себя следующее: 1) Тип автомобиля – грузовой; 2) Грузоподъёмность – 4 т.; 3) максимальная скорость Va m ax - 100 км/ч; 4) максимальный динамический фактор на высшей передаче – D0max 0,038; 5) максимальное значение коэффициента сопротивления дороги, по которой автомобиль может двигаться на первой передаче – ψ I max - 0,31. 2. ВЫБОР И ОБОСНОВАНИЕ ВЫБОРА ДОПОЛНИТЕЛЬНЫХ ДАННЫХ По данным выбрал грузовой автомобиль (прототип) Зил-5301, двигатель дизельный. Число мест – 3. Полная масса – 6950 кг. Масса снаряжённая – 3725. Максимально допустимая масса приходящаяся: а).на переднюю ось – 2350; б).на заднюю ось – 4900. Грузоподъёмность прототипа Зил-5301 получилась – 3225 кг. Далее проводим расчёт уже проектируемого автомобиля Зил-5301 и сравним полученные значения с оригинальным (прототипом) Зил – 5301. С н а р я ж е н н а я м а с с а mc , кг, автомобиля определяется по величине показателя снаряженной массы, c = 1,9: 𝑚c = ƞc ∗ 𝑚 = 1,9 ∗ 4000 = 7600 (1) Перед расчетом снаряженной массы проектируемого автомобиля следует задаться показателем снаряженной массы, ориентируясь на прототип с учетом действующей тенденции к снижению массы автомобиля за счет совершенствования конструкции и применения прогрессивных материалов. П о л н а я м а с с а m a , кг, автомобиля определяется из выражения: 𝑚a = 𝑚c + 𝑚 + 70 ∗ 𝑛k = 7600 + 4000 + 210 = 11810, (2) 2 где m – грузоподъемность, кг; nкаб – число мест в кабине; Р а с п р е д е л е н и е м а с с ы п о о с я м проводится с учетом обеспечения равномерного износа шин, недостаточной поворачиваемости и проходимости автомобиля. При выполнении проекта можно ориентироваться на распределение массы автомобиля-прототипа[1]. М а с с а, п р и х о д я щ а я с я н а п е р е д н ю ю о с ь, кг: 𝑚1 = 𝑞1 ∗ 𝑚a = 0,3 ∗ 11810 = 3543 (3) М а с с а, п р и х о д я щ а я с я н а з а д н ю ю о с ь (тележку), кг: 𝑚2 = 𝑞2 ∗ 𝑚a = 0,7 ∗ 11810 = 8267 (4) В формулах (3) и (4) q1 и q 2 – доли полной массы автомобиля, приходящиеся соответственно на переднюю и заднюю оси. П о д б о р ш и н производится по следующей схеме: определяется нагрузка, Н, на одно переднее и одно заднее колесо: m1 g 3543∗10 𝑚1∗𝑔 8267∗10 = = 17715; и 𝐺k2 = = = 20667,5 ,(5) 2 𝑛1 4 n1 где Gк1 и Gк2 – статическая нагрузка, соответственно, на переднее или заднее колесо, Н; n1 –число передних колес; n2 – число задних колес; g 10 м/с2–ускорение свободного падения. Из полученных значений Gк1 и Gк2 выбирают большее, то есть находится статическая нагрузка Gê Gк1 ma x наиболее нагруженного колеса. При расчёте подобрали вид шин по справочнику. Марка шины – 215/75R17,5, которые наиболее оптимальны для использования на нашем проектируемом Зил-5301. подсчитывается коэффициент , характеризующий степень использования допустимой максимальной скорости шины: 𝑉amax 100 𝜆= = = 1,(6) 𝑉шmax 100 где Vamax – максимальная скорость автомобиля (из задания); Vшmax – допустимая для данной шины максимальная скоростьдвижения (берется из соответствующей таблицы Государственного стандарта); по рассчитанной величине находится значение 3 коэффициента загрузки шины . При определении коэффициента следует пользоваться приближенной зависимостью: ξ 1,62 0,99 λ 0,37 λ2 = 1,62- 0,99*1+0,37*12 = 1 (7) Из соображений безопасности движения не рекомендуется использовать шины, для которых максимальная скорость меньше заданной для проектируемого автомобиля. подсчитывается действительная нагрузка на шину, скорректированная с учетом скоростного фактора: Gкv Gкma x / = 19136,5/1 = 19136,5 (8) полученное значение Gкv должно отличатся от максимально допустимой нагрузки на выбранную в соответствии со стандартом шину - Gш max , не более, чем на 5-8%. Р а д и у с к а ч е н и я к о л е с а rк , м, может быть рассчитан ориентировочно по размерам шины, Вш, d , приведенным в ее обозначении: rк 0,48 (9) К о э ф ф и ц и е н т п о л е з н о г о д е й с т в и я т р а н с м и с с и и тр характеризует потери мощности при передаче ее механизмами трансмиссии и равен произведению коэффициентов полезного действия ее механизмов. Ориентировочное значение тр без учета гидравлических потерь подсчитывают по формуле: тр 0,98 z 0,97 k 0,99 n = 0,980 *0,97*0,992 = 0,95(10) где z , k и n – число пар соответственно цилиндрических, конических шестерен и число карданных шарниров, передающих крутящий момент от двигателя к колесам. При оценке численных значений z, k и n надо воспользоваться кинематической схемой трансмиссии, проектируемого автомобиля. Л о б о в у ю п л о щ а д ь F , м2, автомобиля выбираем ориентируясь на прототип. Для ориентировочной оценки F можно использовать следующие зависимости: 4 F a B H a = 1,05*2,36*3,65 = 9,04 (11) К о э ф ф и ц и е н т с о п р о т и в л е н и я в о з д у х а k в , Нс2/м4: kв C x в 2 = 0,8* 1,22 2 = 0,48 (12) где С x – коэффициент обтекаемости, безразмерная величина, зависящая, главным образом от формы автомобиля (определяется экспериментально путем продувки автомобиля в аэродинамической трубе [3]); в – плотность воздуха (для условий окружающей среды в 1,22кгм3). 3. РАСЧЕТ МАКСИМАЛЬНОЙ МОЩНОСТИ ДВИГАТЕЛЯ Максимальная мощность двигателя рассчитывается из условий обеспечения движения автомобиля на двух режимах: на режиме максимальной скорости Va m ax на высшей передаче и режиме заданного максимального динамического фактора Damax также на высшей передаче в коробке передач. По этим двум условиям максимальная мощность рассчитывается дважды, а затем из двух полученных значений выбирается большее. Очевидно, что эта мощность обеспечит возможность движения автомобиля на обоих рассматриваемых режимах. Расчет мощности двигателя, необходимой для движения автомобиля с заданной максимальной скоростью, ведется по формуле: Ga V Vam ax kв F Vam3 ax 𝟔𝟖𝟏𝟏𝟎∗𝟎,𝟎𝟏𝟐∗𝟐𝟕,𝟕+𝟎,𝟒𝟖∗𝟗,𝟎𝟒∗𝟐𝟕,𝟕3 NV = = 𝟏𝟎𝟎𝟎∗𝟎,𝟗𝟓 1000 т р 𝟐𝟐𝟔𝟑𝟗,𝟐+𝟐𝟏𝟐𝟓𝟑,𝟗 𝟗𝟓𝟎 = 𝟒𝟔, 𝟐 кВт (13) где NV – мощность двигателя на режиме максимальной скорости автомобиля, кВт; G a – полный вес автомобиля, Н; V – суммарный коэффициент сопротивления дороги на режиме максимальной скорости; Va m ax –максимальная скорость автомобиля, м/c; 5 kв – коэффициент сопротивления воздуха, Н∙с2/м4; F – лобовая площадь, м2; тр – КПД трансмиссии. Для расчета эмпирических коэффициентов a , b, c, ориентируясь на современные модели двигателей, следует задаться коэффициентом приспособляемости двигателя по моменту: kM M e m ax = 346 = 1,13 (14) 306 MN и коэффициентом приспособляемости по скорости вращения: ω 3,14∗2400 (15) k ω N = 3,14∗1500 = 1,6 ωM M e m ax , ωM –максимальный крутящий момент, Н∙м, и скорость вращения выходного вала двигателя при максимальном крутящем моменте, рад/с; M N – крутящий момент при максимальной мощности двигателя, Н∙м. 2 k ( 1 k M ) k M k ( 2 k ) 1 1,13∗1,6∗(2−1,6)−1 а = = = 0,53; в = = 1,6∗(2−1,6)−1 k ( 2 k ) 1 k ( 2 k ) 1 k2 ( 1 k M ) 1,6∗0,3 = 1,56;с = = = 1,09. (16) 1−0,5∗0,6 2 k ( 2 k ) 1 Мощность, обеспечивающая движение автомобиля, на режиме максимального динамического фактора на высшей передаче ND, кВт,рассчитывается по формуле: Ga D0max VaD k в F (VaD ) 3 68110∗0,038∗19,3+0,48∗9,04∗19,33 ND = = 1000∗0,95 1000 тр 1−0,7 49951,8+7189,05 905 = 89,6(17) где D0max – заданное максимальное значение динамического фактора на высшей передаче; VaD – скорость автомобиля на режиме максимального динамического фактора на высшей передаче, м/с. VaD Vam ax M = 27,7*0,7 = 19,3 N (18) Значение максимальной мощности двигателя по условию обеспечения заданного максимального значения динамического фактора на высшей 6 передаче также определяется с помощью формулы С.Р. Лейдермана: N eDm ax ND a M b M N N 89,6 (0,7∗0,7)+(0,375∗(0,7)2)−(0,24∗(0,7)3) 2 c M N 3 = = 151,6 кВт (19) Окончательно максимальная мощность двигателя выбирается, как наибольшее значение из двух рассчитанных по описанной выше методике V D D мощностей N emax и N emax . Получим, что N emax = 151,6 кВт максимальное значение мощности автомобиля. 4. РАСЧЕТ ПЕРЕДАТОЧНЫХ ЧИСЕЛ АГРЕГАТОВ ТРАНСМИССИИ Передаточное число главной передачи u0 рассчитывается из условия обеспечения заданной максимальной скорости автомобиля по выражению: u0 V rk = 251,2∗0,48 = 4,35 (20) 27,7 uk uд Vamax где V – скорость вращения коленчатого вала двигателя, соответствующая максимальной скорости автомобиля, рад/с; rk – радиус качения колеса, м; Vamax – максимальная скорость автомобиля, м/с; uк – передаточное число коробки передач на высшей передаче; uд – передаточное число дополнительной коробки передач (при ее отсутствии: uд = 1). П е р е д а т о ч н о е ч и с л о п е р в о й п е р е д а ч и uI рассчитывается из условия преодоления заданного максимального сопротивления дороги, характеризующегося суммарным коэффициентом сопротивления I max по формуле: uI Ga I max rk = 68110∗0,31∗0,48 = 4,818 M emax u0 uд тр 509∗4,35∗0,95 где G a – полный вес автомобиля, Н; M emax – максимальный крутящий момент двигателя, Н∙м; (21) тр – КПД трансмиссии. 7 Максимальный крутящийся момент определяется из формулы: M emax NM M 103 = 175,8 = 509 89,6 (22) где N M – мощность двигателя при максимальном крутящем моменте, кВт; M – скорость вращения коленчатого вала двигателя при N M , рад/с. Максимальная мощность двигателя принята из условия обеспечения заданного максимального значения динамического фактора, значит NM ND . Передаточные числа промежуточных передач рассчитываются в предположении, что общий ряд передаточных чисел коробки передач должен представлять собой геометрическую прогрессию. Тогда расчет ведется по формуле: U2 = U3 = U4 = 5−1 √4,815-2 = 2,25; 5−1 √4,815-3 = 2,19; 5−1 √4,815-4 = 1,48; U5 = 1. (23) где u1 – передаточное число первой передачи; n – число ступеней переднего хода, включая прямую передачу трехвальной коробки передач); s – номер ступени, для которой рассчитывается передаточное число. (для 5. ПОСТРОЕНИЕ ВНЕШНЕЙ СКОРОСТНОЙ ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЯ Для построения внешней скоростной характеристики может быть использовано одно из предложенных эмпирических выражений, например, уже упоминавшаяся ранее формула С.Р. Лейдермана: N e N emax a e b e N N 2 c e N 3 . (24) Таблица 1 8 Результаты расчета внешней скоростной характеристики двигателя Скорость вращения коленчатого вала e , рад/с 1 80.0000 110.0000 140.0000 175.8000 200.0000 225.0000 251.2000 Мощность N e , кВт Крутящий момент M e , Нм 2 44.2374 66.6581 89.6326 115.4211 130.4879 142.9589 151.6000 3 552.9677 605.9826 640.2329 656.5478 652.4396 635.3731 603.5032 По результатам расчета строится внешняя скоростная характеристика двигателя. w,ne,me 160 140 120 660 640 620 600 580 560 540 100 80 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 40 260 Рис. 1. Внешние скоростные характеристики дизельного двигателя 9 6. ТЯГОВАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА И ТЯГОВЫЙ БАЛАНС АВТОМОБИЛЯ Тяговая характеристика представляет собой зависимость силы тяги на колесах автомобиля от скорости движения по передачам PТ f Va . Значения скоростей вращения e коленчатого вала принимаются такими же, как и при построении внешней скоростной характеристики двигателя. Значения силы тяги, Н, в расчетных точках определяются поформуле: PТ M e u0 uкп uд тр rк = 509∗4,35∗1∗0,95 0,48 = 4382,08(25) Для удобства выполнения расчета и анализа получающихся результатов все рассчитанные значения заносятся в соответствующие столбцы таблицы основных результатов тягового расчета по передачам (табл. 2). 4 3 va,pt,pb,pg,(pg+pb),pu x 10 2.5 2 1.5 1 0.5 0 0 5 10 15 20 25 30 Рис. 2. Тяговая характеристика автомобиля 10 Таблица 2. Основные данные расчёта по передачам e , Перед № ача точки рад/ с 1 I Передача II Передача III Передача IV Передача V Передача Va , PT , Pв , Pи , м/с Н Н Н 5 6 Nв , Nи , j, кВт кВт м/с2 9 10 11 12 D NТ , 7 8 кВт 2 3 4 1 2 3 4 5 6 7 1 2 3 4 5 6 7 1 2 3 4 5 6 7 1 2 3 4 5 6 7 80 110 140 175 200 225 251 80 110 140 175 200 225 251 80 110 140 175 200 225 251 80 110 140 175 200 225 251 1.832 2.519 3.206 4.026 4.580 5.153 5.753 3.923 5.394 6.865 8.621 9.808 11.03 12.31 4.030 5.542 7.054 8.857 10.07 11.33 12.65 5.964 8.201 10.43 13.10 14.91 16.77 18.72 22.9 25.1 26.5 27.2 27.0 26.3 25.0 10.7 11.7 12.4 12.7 12.6 12.3 11.6 10.4 11.4 12.0 12.3 12.3 11.9 11.3 7.045 7.721 8.157 8.365 8.313 8.095 7.689 1.45 2.75 4.46 7.03 9.10 11.5 14.3 6.67 12.6 20.4 32.2 41.7 52.8 65.8 7.05 13.3 21.5 34.0 44.0 55.7 69.5 15.4 29.1 47.2 74.5 96.4 122 152 22.1 24.2 25.6 26.3 26.1 25.4 24.0 9.82 10.7 11.3 11.5 11.4 10.9 10.2 9.53 10.4 11.0 11.2 11.0 10.6 9.86 6.07 6.61 6.86 6.80 6.53 6.05 5.35 0.33 0.36 0.38 0.39 0.39 0.38 0.36 0.15 0.17 0.17 0.18 0.17 0.17 0.16 0.15 0.16 0.17 0.17 0.17 0.16 0.15 0.10 0.10 0.11 0.11 0.10 0.10 0.09 4.20 6.33 8.51 10.9 12.3 13.5 14.4 4.20 6.33 8.51 10.9 12.3 13.5 14.4 4.20 6.33 8.51 10.9 12.3 13.5 14.4 4.20 6.33 8.51 10.9 12.3 13.5 14.4 0.02 0.06 0.14 0.28 0.41 0.59 0.85 0.26 0.68 1.40 2.78 4.09 5.83 8.11 0.28 0.73 1.52 3.01 4.44 6.32 8.79 0.92 2.39 4.93 9.77 14.3 20.4 28.5 4.05 6.11 8.23 10.6 11.9 13.1 13.8 3.85 5.82 7.81 9.98 11.1 12.0 12.5 3.84 5.80 7.78 9.93 11.1 12.0 12.4 3.62 5.42 7.16 8.91 9.73 10.1 10.0 1.45 1.59 1.68 1.73 1.71 1.67 1.58 1.10 1.21 1.27 1.29 1.28 1.23 1.14 1.081 1.188 1.252 1.272 1.252 1.202 1.119 0.767 0.835 0.868 0.859 0.825 0.765 0.676 1 2 3 4 5 6 7 80 110 140 175 200 225 251 8.827 12.13 15.44 19.39 22.06 24.82 27.71 4.760 5.217 5.512 5.652 5.617 5.470 5.195 33.8 63.9 103 163 211 267 333 3.605 3.760 3.659 3.202 2.686 1.978 1.044 0.064 0.067 0.065 0.059 0.051 0.041 0.027 4.202 6.332 8.515 10.96 12.39 13.58 14.40 2.98 7.75 15.9 31.6 46.6 66.4 92.4 3.18 4.56 5.65 6.21 5.92 4.91 2.89 0.480 0.501 0.488 0.427 0.358 0.263 0.139 11 Сила сопротивления воздушной среды, Н, равна: Pв kв F Va2 = 0,48*19,3 2*9,04 = 1616,3 (26) где Pв – сила сопротивления воздушной среды, Н; k в – коэффициент сопротивления воздуха, H∙с2/м4; F – лобовая площадь автомобиля, м2; Va – скорость автомобиля, м/c. Значения Pв рассчитываются для всех точек и заносятся в столбец 6 табл. 2. График зависимости Pв от скорости представляет собой параболу, проходящую через начало координат. Для удобства дальнейшего анализа этот график смещают вверх на величину Pд (в принятом масштабе). 12 7. РАСЧЕТ И ПОСТРОЕНИЕ ДИНАМИЧЕСКОЙ ХАРАКТЕРИСТИКИ Динамическая характеристика представляет собой зависимость динамического фактора автомобиля от скорости на разных передачах.В каждой расчетной точке на каждой передаче динамический фактор рассчитывается, согласно его определению, по формуле: PT PB 4382,08−1616,3 = = 0,04 (27) 68110 Ga Рассчитанные значения D заносятся в столбец 8 табл. 2. По этим значениям строятся графики D f Va для каждой передачи. Вид D динамической характеристики Зил-5301 приведен на рис. 4. va,d,psi 0.4 0.35 0.3 0.25 0.2 0.15 0.1 0.05 0 0 5 10 15 20 25 Рис. 3. Динамическая характеристика автомобиля 30 Таблица 3. Характеристика разгона Va t S 1.832 2.519 3.206 4.026 4.580 5.153 5.753 5.394 6.865 8.621 9.808 11.03 11.33 10.43 13.10 14.91 16.77 15.44 0.472 0.902 1.388 1.708 2.041 2.400 2.547 3.922 4.835 5.793 6.837 7.171 8.664 10.76 13.02 15.57 21.58 27.83 0.788 2.010 3.036 4.377 6.021 12.17 18.44 26.70 36.94 39.83 41.18 63.08 92.67 130.7 156.5 253.1 402.4 644.3 Результаты расчёта времени и пути автомобиля занесены с таблицу 3. 8. РАСЧЕТ И ПОСТРОЕНИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ТОПЛИВНОЙ ЭКОНОМИЧНОСТИ Характеристика топливной экономичности представляет собой зависимость путевого расхода топлива Qs в литрах на 100 км пробега автомобиля от скорости движения в заданных дорожных условиях. В курсовом проекте эта характеристика строится только для высшей передачи переднего хода и для трех вариантов дорожных условий, характеризуемых значениями суммарного коэффициента сопротивления 3. 1, 2, дороги Рекомендуется принять 1 0,012 ; 2 0,012 0,03 / 2 0,021; 3 0,8 * 0,038 0,03 . 14 va,s1a,t1a 1000 50 800 40 600 30 400 20 200 10 0 0 5 10 15 20 25 0 30 Рис. 4. График времени и пути разгона Значения g emin можно взять из характеристики двигателя прототипа или ориентировочно принять: g emin = 190. Плотность топлива ориентировочно: Т = 0,725 кг/дм3 Результаты расчета сводятся в табл. 4 . Таблица 4 Расчет характеристики топливной экономичности 15 1 0.014 0.014 0.014 0.014 0.014 0.014 0.014 0.029 0.029 0.029 0.029 0.029 0.029 0.029 0.045 0.045 0.045 0.045 0.045 0.045 Va , м/с 2 8.82 12.1 15.4 19.3 22.0 24.8 27.7 8.82 12.1 15.4 19.3 22.0 24.8 27.7 8.82 12.1 15.4 19.3 22.0 24.8 e , рад /с 3 80 110 140 175 200 225 251 80 110 140 175 200 225 251 80 110 140 175 200 225 Ne, Nв , кВт Nд , кВт кВт 4 44.2 66.6 89.6 115 130 142 151 44.2 66.6 89.6 115 130 142 151 44.2 66.6 89.6 115 130 142 5 8.41 11.5 14.7 18.4 21.0 23.6 26.4 17.4 23.9 30.5 38.3 43.5 49.0 54.7 27.0 37.2 47.3 59.4 67.6 76.0 6 2.98 7.75 15.9 31.6 46.6 66.4 92.4 2.98 7.75 15.9 31.6 46.6 66.4 92.4 2.98 7.75 15.9 31.6 46.6 66.4 u k kи 7 0.2713 0.3053 0.3609 0.4576 0.5460 0.6633 0.8252 0.4859 0.5011 0.5462 0.6383 0.7279 0.8500 1.0218 0.7148 0.7100 0.7439 0.8311 0.9219 1.0493 8 1.15 1.06 0.99 0.95 0.94 0.95 0.99 1.15 1.06 0.99 0.95 0.94 0.95 1.15 1.06 0.99 0.95 0.94 - 9 1.25 1.20 1.13 1.03 0.96 0.91 0.91 1.01 0.99 0.96 0.92 0.90 0.92 0.90 0.90 0.90 0.91 0.95 - Qs , Qs , л/10 0км 10 14.3 15.5 17.1 19.5 21.5 24.4 29.9 20.7 21.2 22.2 24.3 26.8 31.4 27.3 27.3 28.3 31.3 35.6 - л/10 0км 11 42.1 42.4 41.9 41.2 40.7 40.2 39.6 42.1 42.4 41.9 41.2 40.7 40.2 39.6 42.1 42.4 41.9 41.2 40.7 40.2 16 va1,qs1,q1s1 70 60 50 40 30 20 10 8 10 12 14 16 18 20 22 24 26 28 Рис. 5. Характеристика топливной экономичности автомобиля 9. Расчёт карданного вала Карданный вал рассчитывают на изгибные колебания (критическую частоту вращения вала), на деформации растяжения-сжатия, кручения и на жёсткость. Шлицевое соединение карданной передачи проверяется на смятие и срез. 1.1 Определение критической частоты вращения карданного вала Размеры вала принимают, ориентируясь на конструкцию карданного вала автомобиля-прототипа (табл.1), при этом наружный и внутренний диаметры вала должны соответствовать требованиям ГОСТа 5005-82. nêð 12 10 4 D2 d 2 0,0772+√0,0712 12000 = 12 ∗ 104 √ = = 2330 2 2 2,27 5,15 Lê (1) 17 где Lк - длина карданного вала – расстояние между центрами шипов крестовин карданных шарниров, м; D, d - наружный и внутренний диаметры вала, м; nкр - критическая частота вращения вала, об/мин. Для сохранения устойчивости прямолинейной формы оси вращающегося карданного вала следует иметь запасК з по критической частоте, необходимость введения в расчёт которого обусловлена податливостью опор, неточностью балансировки, наличием зазоров в шлицевом соединении и эксплуатационным износом: Ê ç nêð nmax 2330 1806,7 = 1,28, (2) где nmax - максимальная частота вращения карданного вала: nmax 2,65 Va max U âê 100∗3,372 = 2,65 = 1806,7. 0,48 rê Здесь Vamax - максимальная скорость движения автомобиля, км/ч; Uв-к передаточное число трансмиссии от карданного вала к ведущим колёсам на высшей передаче; rк - радиус качения колеса, м. Если размеры выбранного вала не обеспечивают требуемого запаса устойчивости К з , то следует или уменьшить длину, или изменить сечение вала. В уравнении (3) второе слагаемое уравнения определяет длину трубы, заменяющей стержень из условия равенства критических частот вращения стержневой и заменяющей её трубчатой частей вала. 18 Рис. 1. Схема к расчёту критической частоты вращения карданного вала 1.1.2 Расчёт карданного вала на деформацию кручения Карданный вал, проверенный на устойчивость при максимальной частоте вращения, рассчитывается на прочность при передаче максимального динамического моментаMкj. Напряжения кручения определяется формулой ê Mê j Wê = 6865,6 = 274,6. 25 Момент сопротивления рассчитывается по формуле кручению (4) трубчатого сечения вала Wк 0,2 D 4 d 4 D = 0,2 ∗ 0,074 −0,071 = 0,000025м3 = 25см3 0,077 4 4 (5) 19 Величина Mкj зависит от максимального динамического момента на ведущем валу трансмиссии Mjmax и передаточного числа трансмиссии на первой передаче: Mк j Mjmax U1 = 1425 ∗ 4,818 = 6865,6 (6) Динамический момент Mjmax в зависимости от величины передаточного числа трансмиссии на первой передаче Uт=U0*U1 рассчитывается по формуле Mjmax 2 C Memax = 509 ∗ 2 ∗ 1,4 = 1425 при U m 20 где βc - коэффициент запаса сцепления (принимается ориентируясь на конструкцию сцепления автомобиля-прототипа). 1.1.3 Расчёт карданного вала на жёсткость В расчёте на жёсткость определяется угол закручивания карданного вала: M ê Lê 180 2425∗2,27 180 = ∗ = 1,146 10 0,00000314∗8,5∗10 3,14 Jp G (7) где J p 0 ,1 ( D 4 d 4 ) - полярный момент инерции трубчатого сечения вала при кручении; G=8,5 1010Па - модуль упругости при кручении; Mк расчётный крутящий момент, передаваемый карданным валом на первой передаче: M ê M p U 1 = 509 ∗ 4,818 = 2452. (8) 1.1.4 Расчёт карданного вала на деформацию сжатия-растяжения 20 Деформация сжатия-растяжения являются результатом действия осевых сил. Осевые нагрузки в карданной передаче возникают в шлицевом соединении при изменении длины карданного вала, поскольку перемещения в шлицевом соединении происходят в условиях граничного трения, с коэффициентом трения μ = 0,2 0,4. Напряжения, вызываемые осевой нагрузкой, определяются, исходя из максимальной осевой силы Ро на низшей передаче: Ро Memax U1 509∗4,818∗0,2 = = 7 мПа, 0,037∗0,0019 F rcp F (9) где rcp - средний радиус шлицевой части вала; μ 0,2- коэффициент трения в шлицевом соединении; F - площадь поперечного сечения вала. Допускаемое напряжение 150 200 МПа. 1.2 Расчёт карданного шарнира неравных угловых скоростей Ш и п к р е с т о в и н ы рассчитывают на изгиб и срез при передаче карданным шарниром динамического момента Mкj (см. формулу 6). Сила Р (рис.2), нагружающая шип крестовины, определяется по формуле Р Mк j 2r = 6865,6 ∗ 0,04 = 85820. 2 (11) где r – расстояние от центра крестовины до середины длины шипа lш. Напряжения изгиба шипа крестовины в опасном сечении А-А: и Р а Wи = 85820 ∗ 0,0075 0,000001 = 64 мПа, (12) 21 гдеа = lш/2; Wи 0,1∙d3ш - момент сопротивления сечения шипа при изгибе. При наличии в шипе отверстия для смазки диаметром d0: Wи 0,1dш3 1 d0 dш . 4 Размеры lш, dш, r принимаются в зависимости от выбранного типоразмера карданного шарнира в соответствии с ГОСТ Р 52923-2008. ср 4Р d ш2 = 4 ∗ 85820 3,14∗0,0222 = 28,6 мПа. (13) К р е с т о в и н а к а р д а н н о г о ш а р н и р а рассчитывается на разрыв по площади F в сечении Б-Б по формуле р 2 Р F . 1,4 ∗ 85820 0,0019 = 63,2 мПа. (14) 22 Рис.2. Схема к расчету на прочность карданного шарнира неравных 23 угловых скоростей В и л к а к а р д а н н о г о в а л а (рис.2) рассчитывается на изгиб и кручение в опасном сечении А-А Напряжения изгиба и P l1 Wи = 85820 ∗ 0,04 0,000022 = 56 мПа. Напряжения кручения (15) 0,015 к Р l2 Wк = 85820 ∗ 0,000019 = 67 мПа, Здесь Wи, Wк - моменты сопротивления опасного сечения при изгибе и при кручении. Для сечения в форме эллипса: Wи b h 2 10 ; Wи =0,016 ∗ 0,0372 10 Wк h b 2 5. = 0,000022, Wк =0,037 ∗ 0,0162 5 = 0,000019. Материал вилки карданного шарнира: среднеуглеродистые стали 35, 40 и легированная сталь 40ХНМА; и = 50 80 МПа; к = 80 150 МПа. 1.3 Расчёт подшипников карданной передачи И г о л ь ч а т ы й п о д ш и п н и к крестовины при угле наклона карданного вала γ>1° и частоте вращения подшипника n>1 об/мин, рассчитывается на долговечность по методике [3]. При углах наклона γ<1° и при частоте n<1 об/мин игольчатый подшипник рассчитывают на 24 статическуюнагруженность. В курсовом проекте можно ограничиться проверочным расчётом подшипника на допустимую нагрузку Р 37900 z d l = 7900 ∗ 26 ∗ 0,2 ∗ 3 n M tg U 1 1,4 0,05 = 16432 Н, (16) √2600∗4,818 Здесьz - число игл; l, d, - рабочая длина и диаметр иглы, cм; nM - частота вращения коленчатого вала двигателя в об/мин при Memax; U1 передаточное число коробки передач на первой передаче; γ - угол наклона карданного вала, град. (принимается по прототипу) Работоспособность игольчатого подшипника будет обеспечена при выполнении условия Р Р. П о д ш и п н и к п о д в е с н о й о п о р ы рассчитывается на долговечность от осевого усилия Fa, действующего в шлицевом соединении карданного вала: Fa 2М эк d ш = 2 ∗ 479 ∗ 0,2 0,022 = 8709 Н, (17) где μ - коэффициент трения в шлицевом соединении, μ 0,2; dш - средний диаметр шлицев. Эквивалентный момент Mэк рассчитывается по формуле М эк Руд Ga rк U 0 0 = 0,06 ∗ 68110 ∗ 0,48 ∗ 0,94 = 479, 4,35 (18) 25 где Ga - полный вес автомобиля, Н; rк - радиус качения колеса, м; U0, η0 передаточное число и КПД главной передачи; Руд - эквивалентное удельное тяговое усилие автомобиля. В зависимости от типа автомобиля и условий его эксплуатации рекомендуется принимать следующие значения Руд: легковые автомобили: движение в городе движение по загородным шоссе 0,07 0,08 0,06 грузовые автомобили общетранспортного назначения, автобусы: полной массой до 4 т 0,06 от 4 до 10 т 0,055 от 10 до 14 т 0,05 от 14 до 20 т 0,045 свыше 20 т 0,04 автопоезда: полной массой до 20 т 0,03 0,035 свыше 20 т 0,02 0,03 автомобили-самосвалы: полной массой до 10 т свыше 10 т 0,07 0,06 автомобили повышенной проходимости: полной массой до 10 т 0,085 свыше 10 т 0,06 26 Рассчитав нагрузку Fa, грузоподъёмность подшипника определяем С Fa L1 P Fa S кр n р 60 Vacp 0,33 требуемую динамическую = 8709 ∗ (300000 ∗ 1595,8 ∗ 6 ∗ 106. 60 0,33 ) 60 = (19) Расчётная частота вращения карданного вала np определяется на основе найденных ранее при выполнении тягового расчёта проектируемого автомобиля радиуса качения колеса rк и передаточного числа главной передачи U0: n p 2,65Vacp U 0 rк = 2,65 ∗ 60 ∗ 4,818 = 1595,8 Н. 0,48 Определив величину требуемой динамической грузоподъёмности, производят подбор подшипника по каталогу-справочнику. 27 11.Литература 1. Автомобили: Конструкция, конструирование и расчет. Трансмиссия: Учеб. пособие для вузов / Под ред. А.И. Гришкевича. М.: Высшая школа, 1985. 284 с 2. Богатырёв, А. В. Автомобили / А. В. Богатырёв, Ю. К. Есеновский Лашков, М. Л. Насовский, В. А. Чернышев. – М.: КолосС, 2004. 496с 3. Осепчугов, В. В. Автомобиль: Анализ конструкций, элементы расчёта / В. В. Осепчугов, А. К. Фрумкин. – М.: Машиностроение, 1989. 302 с 4. Краткий автомобильный справочник: в 5 т. / под ред. А. П. Насонова. М.: Автополис-Плюс. Т. 1. ( 2002) – Т. 2. (2005). 5. Автомобильный справочник / Б.С. Васильев, М.С. Высоцкий, К.Л. Гаврилов и др. М.: Машиностроение, 2004. 704с. 6. Бортницкий П. И. Тягово-скоростные качества автомобиля: справочник / 28
