Ремонт автомобиля

Содержание Задание Введение

1. Расчет скоростной характеристики двигателя

1.1 Определение передаточных чисел трансмиссии проектируемого автомобиля

2. Проектирование ступенчатой коробки передач

2.1 Кинематический расчет

2.2 Силовой расчет

2.3 Расчет зубчатых колес

2.4 Расчет валов КПП

2.5 Подбор подшипников качения Литература Спецификация

Задание Исходные данные

— Вид а.т.с. — легковой

— Колесная формула — 4х2

— Грузоподъемность (пассажировместительность) — 7 человек

— Тип двигателя — карбюраторный

— Максимальная мощность — найти расчетом

— Число оборотов кол-го вала двигателя при максим. Мощности — 4550 мин^-1

— Максимальная скорость — 135 км/ч

— Рассчитываемый агрегат — коробка передач

— Прототип а.т.с. — ГАЗ — 21

Введение

Целью курсового проекта по дисциплине «Автомобили» является углубление знаний, полученных на лекционных, лабораторных и практических занятиях.

Эта цель достигается практическим выполнением расчетов.

В курсовой проект включено расчет крутящего момента двигателя, расчёт передаточных чисел трансмиссии автотранспортного средства и анализ конструкции и проверочный расчет параметров заданного механизма.

Заданным механизмом является коробка передач автомобиля.

1. Расчет скоростной характеристики двигателя Построение скоростной характеристики двигателя проектируемого автомобиля.

Динамический фактор:

D_bmin=ш=

где ш — коэффициент суммарного дорожного сопротивления при максимальной скорости.

D_bmin=ш=

Для нахождения N_maxвначале определяется мощность сопротивления

N_ш+N_wпри V_max,

представляющая собой мощность на ведущих колесах:

N_ш+N_w=mgD_bminV_max/3600+kFV³_max/46 656

гдеN_ш — мощность суммарого дорожного сопротивления, кВт;

N_w — мощность сопротивления воздуха, кВт;

m — полная масса автомобиля, кг;

g — ускорение свободного падения, м/с²;

V_max — максимальная скорость движения, км/ч;

k — коэффициент обтекания, k=(0,2−0,35Hc²/m⁴)=0.28 $

F — лобовая площадь, которая высчитываеться:

F=0.78BaHa, м², принимая=2,14 м²;

Полная масса автомобиля определяется по следующей зависимости:

m=m_a+(75+m_у)n+m_r, ru

m=1425+(75+15) 5+1401,5=2085 кг.

где m_a=1425 кг — собственная масса автомобиля;

m_у=15 кг — масса багажа;

n = 5 — число пассажиров, включая водителя;

m_r = 1401,5 — грузоподъемность автомобиля определяется следующим образом:

m_a=k_un;

где n — количество человек;

k_u = 285 — коэффициент использования веса [1, с 8. Таблица 1].

N_ш+N_w=20 859,810,30 525 135/3600+0,282,14 135³/46 656=55,0634 кВт.

После определения мощности сопротивления дороги и воздуха, определяется мощность двигателя при максимуме скорости:

N_rmax=(N_ш+N_w)/з_т=55,0634/0,91=60,51 кВт где з_т=(0,90,92)=0,91 — КПД трансмиссии Далее из формулы Лейдермана Р. С. находим максимальную мощность двигателей:

N_max=Nv_max/[an_max/n_N+b (n_max/n_N)²]=

кВт где a=b=c=1 — коэффициенты зависящие от типа двигателя [1, с 6.п.3.1];

n_max=(1,051,16)n_N=1,14 550=5005 об/мин^-1 — частота максимальных оборотов двигателя;

n_N — частота вращения кол-го вала двигателя при максимальной мощности.

Внешнюю скоростную характеристику двигателя можно рассчитать по формуле Р. С. Лейдериана:

N_e=N_max[an_e/n_N+b[n_e/n_N]²-c[n_e/n_N]³], кВт где n_e — текущее значение оборотов, для которого определяется мощность.

a=b=c=1; n_N=4550;

Необходимо найти 8 значений мощности в диапазоне от минимального устойчивого числа оборотов двигателя, n_minдо n_max=5005 об/мин; n_min=800 об/мин [1, с 6, п. 3,1]

при n_e=800 мин^-1

N_e1=60.51[1800/4550+1[800/4550]²-1[800/4550]³]=12,44 кВт при n_e=1425 мин^-1

N_e1=60.51[11 425/4550+1[1425/4550]²-1[1425/4550]³]=23,52 кВт

при n_e=2050 мин^-1

N_e1=60.51[12 050/4550+1[2050/4550]²-1[2050/4550]³]=34,74 кВт Дальнейшие расчетыN_eпровожу для n_e=2675;3300;3925;4550;5005 об/мин.

затем свожу их в таблицу 1, так же рассчитываю момент двигателя для этихже оборотов колен. вала по формуле:

M_e=9554,14N_e/n_e, Hм

M_e=9554,14=148,5971 Hм

M_e=9554,14=157,7 Hм

M_e=9554,14=161,91 Hм и свожу значения M_e1…M_e8 в таблицу 1.

Таблица 1.

1.1 Определение передаточных чисел трансмиссии проектируемого автомобиля Передаточное число главной передачи определяется исходя из обеспечения заданной максимальной скорости движения автомобиля:

i₀=0,377r_nn_cmax/[i_kV_max]=0,3770,336 485 005/[1135]=4,703

где r_n — радиус качения колеса, м;

n_cmax — максимальные обороты колен. Вала, мин^-1;

i_k — передаточное число коробки передач на прямой передачи.

Для определения радиуса качения колес необходимо установить нагрузку на одну шину. У легковых автомобилей вес на оси распределяется поровну, то минимальная нагрузка приходящаяся на одну шину будет равна:

G_м==521,25 кг.

По максимальной нагрузке G_м приходящейся на на одну шину и по максимальной скорости движения автомобиля на высшей передаче выбираю тип и размер шины [4. с 353, табл 21- строка 18.]: 7,35 — 14(185−355).

Определяю радиус качения колеса:

r_n=0,0127[d+1,7B], м, где d иB соответственно диаметр обода и ширина профиля шины в дюймах.

r_k=0,0127[14+1,77,35]=0,3364 м Передаточное число первой из условия преодоления максимального сопротивления дороги:

i_k1=?_maxr_kmg/[M_emaxi₀з_т]

где: ?- коэффициент суммарного сопротивления дороги, преодолеваемого автомобилем на 1 передаче

?=[0,300,40]=0,35

i_k1=0,35/[]=3,47

где M_emaxопределяется по графику «M_eот n»

M_emax=162,2366при n_e=2275 об/мин.

Полученное значение необходимо проверить по сцеплению ведущих колес с дорогой (на отсутствие буксования)

P_kmaxP_сц

или [M_emaxi_k1i₀з_т]/r_nG_сц

где ц — коэффициент сцепления; ш=(0,60,8)=0,7

G_сц — сцепной вес автомобиля, Н

G_сц=G₂m₂=112 001,2=13 440 H

гдеG₂ — нагрузка на ведущие колеса

m₂— коэффициент перераспределения нормальных реакций m₂=1,2

Передаточные числа других передач

i_nп=

где n — число ступеней коробки передач, без ускоряющей;

m — порядковый номер рассчитываемой передачи

i_nп2==2,292

i_nп3==1,51 394

i_nп4=1

2. Проектирование ступенчатой коробки передач

2.1 Кинематический расчет Выбор схемы коробки передач и материала основных деталей.

Предварительный выбор модуля коробки передач.

Определяю максимальный момент на коробке передач.

по этому значению находим нормальный модуль зацепления m_Nпо [1, с 36. Рис 6], m_N=3

Разбивка передаточных чисел между отдельными парами шестерен.

Для 3^х вальной коробки передач передаточное число шестерен пары постоянного зацепления выбираю по формуле:

Передаточные числа на отдельных передачах

; … и т. д.

гдеi'_ni — передаточное число пары с учетом пары постоянного зацепления.

i_ni — передаточное число из типового расчета.

i_n3 — передаточное число пары постоянного зацепления.

i'_n1=3,47/1,5368=2,258

i'_n2=2,292/1,5368=1,4914

i'_n3=1,51 394/1,5368=0,9851

Определение минимального числа зубьев шестерни первой передачи.

Для промежуточного вала 3^х вальной коробки передач число зубьев 1-ой передачи определяются:

по условию подрезание зубьев z_minпринимаю равным 17 зубьев.

где f₀=1- коэффициент высотной коррекции зуба

i — передаточное число данной пары шестерен i= i'_n1=2,258

б — угол зацепления, град. принимаю равным 20[1, с 37.Табл. 6]

Определение торцевого модуля для косозубых шестерен.

торцевой модуль рассчитывается по формуле

мм где г — угол наклона зуба

;

мм; принимаю мм Определение суммарного числа зубьев данной пары шестерен.

— Суммарное число зубьев косозубых шестерен 1-ой передачи.

гдеZ_сумм — суммарное число зубьев прямозубых шестерен Определение числа зубьев шестерен каждой передачи.

Для ведущей шестерни 1 передачи.

Для ведомой шестерни 1 передачи

2 передача

3 передача Шестерни П. З. (косозубые) Определение межосевого расстояния:

Для косозубых колес.

мм Уточнение передаточных чисел коробки передач по соотношением принятых чисел зубьев шестерен.

Определение параметров зубчатого зацепления.

Диаметр начальной окружности:

мм

мм

мм

мм

мм

мм

мм

мм

мм Диаметр окружности выступов:

; мм

; мм

; мм

; мм

; мм

; мм

; мм

; мм Диаметр окружности впадин:

; мм

; мм

; мм

; мм

; мм

; мм

; мм

; мм

; мм

2.2 Силовой расчет Определение сил, действующих в зацеплении шестерен а) Ведущий вал Окружная сила:

Н где M_max — максимальный крутящий момент двигателя, Нм ;

r₀ — радиус начальной окружности рассчитываемой шестерни (i-ой), м.

Радиальная сила:

Н где б — угол зацепления, г — угол наклона зуба Осевая сила:

Н

Н

Н

Н

б) Ведомый вал.

и т.д.)/, Н Осевые и радиальные силы рассчитываются по приведенным выше формулам для ведущего вала.

Н

Н

Н

Н

Н

Н

Н

Н

Н в) промежуточный вал.

Н Остальные силы определяются как для ведущего вала.

Н

Н

Н

Н

Н

Н

Н

Н

Н Для шестерни постоянного зацепления промежуточного вала:

Н

Н

Н Таблица 11.

2.3 Расчет зубчатых колес По формуле Льюиса определяю деформацию зубьев от изгиба и сжатия:

где P_i — окружная сила (), Н;

yкоэффициент формы профиля зуба;

b — ширина зуба, мм;

t_H — шаг по делительной окружности, мм;

[у₆] - допустимое направление зуба на изгиб и сжатие, МПа.

мм, мм

мм, мм где акоэффициент ширины, а=5,5 [1, с 41, п. 4.2.2]

— для прямозубых где z — число зубьев меньше шестерни.

Для косозубых зубьев значение коэффициента формы профиля зуба выбирается по [1, с 41, табл. 8] по приведенному числу зубьев:

где г — угол наклона спирали зубьев г=35

Износ зубьев определяется по формуле Герца величиной контактного напряжения, приведенной для колес с эвольвентным профилем зубьев:

МПа где г=35 — угол спирали;

Е — модуль упругости, Е=210⁵ мПа;

Р — окружная сила, Н;

б=20 — угол зацепления.

Параметры r₀₁r₀₂ и bизмеряются в миллиметрах.

Допустимые напряжение от изгиба и сжатия для зубчатых колес[у_g]=600−900 — для 1и задней передачи; =300−800 мПа — на высших передачах.

Контактное напряжение для зубчатых колес КП автомобилей [у_k]=1500−2000 мПа — для 1 передачи и 1000−1400 мПа — для высшей передачи. Результаты вычисления и данные для вычисление приведены в таблице 1

Таблица 1

2.4 Расчет валов КПП Валы автомобильных коробок рассчитывают на прочность и жесткость.

Диаметр вала предварительно определяется по эмпирической формуле:

а) Первичный вал: мм мм длина вала мм б) Промежуточный и вторичный вал вычисляются по формуле, где — межосевое расстояние.

промежуточный: мм мм; мм вторичный вал: мм; мм Ведущий вал:

Дано:

Н

Н

Н

м Расчет:

;;

Н

;

Н

;

; Н

; ;Н Построение эпюр м

M_uy: м м

Изгибающие суммарные моменты:

;

Определение напряжения от изгиба и кручения в сечении:

мПа Вал промежуточный 1 передача Дано:

Н

Н

Н

м

Н

Н

Н

м

Решение:

;

;

Н

;

Н

; ;

Н

; ;

Н Суммарные реакции.

Н Построение эпюр.

м Наибольший изгибающий момент Определяю напряжение от изгиба и кручения в сечении:

мПа Вал промежуточный 2 передача

Дано:

Н

Н

Н

м

Н

Н

Н

м Решение:

;

;

Н

;

Н

; ;

Н

; ;

Н Суммарные реакции

Н Н

двигатель автомобиль коробка передача Построение эпюр.

м Наибольший изгибающий момент Определяю напряжение от изгиба и кручения в сечении С:

мПа Ведомый вал 1 передача Дано:

Н

Н

Н

м

— Решение:

;;

Н

;

Н

;; Н

; ;Н Суммарные реакции Н

Построение эпюр.

м Суммарный изгибающий момент.

Напряжение от изгиба и кручения:

мПа

Ведомый вал 2 передача.

Дано:

Н

Н

Н

м Расчет:

;;

Н

;

Н

;; Н

; ;Н

Суммарные реакции Н

Построение эпюр

:

Суммарный изгибающий момент:

Напряжение от изгиба и кручения:

мПа Так как в расчете валов напряжение от изгиба и кручения малы то конструктивно уменьшаю диаметры по чертежу.

Расчет валов на жесткость:

а) Первичный вал:

Прогиб в вертикальной плоскости, мм мм где Прогиб в горизонтальной плоскости, мм Угол переноса колес относительно горизонтальной оси, рад.

Угол переноса зубчатого колеса относительно вертикальной оси, рад б) Промежуточный вал 1 передача Прогиб в вертикальной плоскости, мм.

гдем⁴

Прогиб в горизонтальной плоскости, мм Угол переноса колеса относительно горизонтальной оси, рад Угол переноса зубчатого колеса относительно вертикальной оси, рад в) Вторичный вал 1 передачи.

Прогиб в вертикальной плоскости, мм.

где м⁴

Прогиб в горизонтальной плоскости, мм.

Угол переноса колес относительно горизонтальной оси, рад.

Угол переноса зубчатого колеса относительно вертикальной оси, рад.

Обозначение в формулах:

C₆ — вертикал. Реакция передней опоры.

C_r— горизонтальная реакция передней опоры.

Jмомент инерции сечения.

Y_0b иY_0r — вертикальное и горизонтальное смещение передней опоры.

Все валы проверяют на прогиб

(допустимые значения: мм;

мм) Суммарный прогиб равен:

мм а) Первичный вал:

б) Промежуточный вал:

в) Вторичный вал:

Так как действуют не достаточно большие напряжения и валы не достаточно длинные расчет валов на скручивание проводить не буду.

Расчет шлиц по ГОСТ 6033–51 проверочный.

где z — число шлицов: z=12

Fвысота шлицов, мм

l — длина шлицов, l =(1,21,5)

d_cp=45 мм; l =1,3545=60,75 мм.

мПА

2.5 Подбор подшипников качения Вал первичный:

Выбираю подшипник

50 307 средняя серия ГОСТ 2893–82.

d=35мм; D₁=76,8 мм, D₂=88,6 мм, В=21 мм; а=3,28; с=1,9 мм грузоподъемность: Cr =33,8 кН Вал вторичный:

Выбираю подшипник 50 309 средняя серия ГОСТ 2893–82 d=45мм; D₁=96,8 мм, D₂=106,5 мм, В=25 мм; а=3,28; с=2,7 мм грузоподъемность: Cr =52,7 кН Проверочный расчет подшипника качения по динамической грузоподъемности.

Динамическая грузоподъемность:

гдеL — ресурс, млн. оборотов;

споказатель степени, с=3 — для шариковых подшипников;

p — эквивалентная нагрузка, Н.

где L_n — ресурс в часах;

n — частота вращения вала.

Ресурс КПП для легковых автомобилей 100 000 км

— эквивалентная нагрузка.

Где F_R— наибольшая радиальная нагрузка (реакция)

V =1 — при вращении внутреннего кольца

K_б =1,2 — коэффициент безопасности

K_т=1 — температурный коэффициент [6, с 7 п. 1.2]

Вал первичный:

Н млн. оборотов Вал вторичный:

Н млн. оборотов Окончательно принимаю выбранные подшипники.

1. Исайчев В. Т. «Методические указания к курсовому проекту по автомобилям» .

2. Литвинов А. С. «Автомобиль теория эксплуатационных свойств»

3. В. В. Осепчугов, А. К. Фрумкин «Автомобиль анализ конструкций, элементы расчёта» .

4. Краткий справочник НИИАТ.

5. В. М. Кленников «Методические указания по подбору и расчету подшипников качения» .

6. Еникеев Ф. З. «Методические указания по подбору и расчету подшипников качения» .

7. П. Ф. Дунаев, О. П. Леликов «Детали машин» .