148466 (Расчет автомобиля ВАЗ 2104)

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования Российской Федерации

Южно-Уральский государственный университет

Кафедра «Автомобили»

Пояснительная записка к курсовому проекту

По курсу: «Конструирование и расчет автомобиля»

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 износостойкости фрикционных накладок

1.2 Оценка теплонапряженности сцепления

1.3 Расчет диафрагменной пружины

2. Расчет карданной передачи

2.1 Определение критической частоты вращения

2.2 Определение напряжения кручения

2.3 Расчет крестовины карданного вала

3. Расчет дифференциала

3.1 Определение нагрузки на зуб сателлита и полуосевых шестерен

3.2 Определение давления торца сателлита на корпус дифференциала

4. Расчет синхронизатора

4.1 Определение момента трения в синхронизаторе

1. Расчет сцепления

Назначение сцепления. Требования к сцеплению

Сцепление предназначено для плавного трогания автомобиля с места, кратковременного разъединения двигателя и трансмиссии при переключении передач и предотвращению воздействия на трансмиссию больших динамических нагрузок, возникающих на переходных режимах и при движении по дорогам с плохим покрытием. При конструировании фрикционных сцеплений помимо основных требований (минимальная собственная масса, простота конструкции, высокая надежность и т.п.)

Необходимо обеспечить следующее:

• надежную передачу крутящего момента от двигателя к трансмиссии при любых условиях эксплуатации;

• плавное трогание автомобиля с места и полное включение сцепления;

• полное отсоединение двигателя от трансмиссии с гарантированным зазором между поверхностями трения;

• минимальный момент инерции ведомых элементов сцепления для более лёгкого переключения передач и снижения износа поверхности трения в синхронизаторе;

• необходимый отвод теплоты от поверхности трения;

• предохранение трансмиссии от динамических перегрузок.

Выбираемые параметры

Выбираем наружный диаметр ведомого диска из условия, что М_дmax=116НЧм и максимальной частоты вращения коленчатого вала двигателя щ_max=5600об/мин=586,1рад/с:

D_н=204 мм – наружный диаметр накладки,

D_н=146 мм – внутренний диаметр накладки,

д=3,3 мм – толщина фрикционной накладки,

і=2 – число пар поверхностей трения.

1.1 Оценка износостойкости сцепления

Степень нагружения и износостойкость накладок сцепления принято оценивать двумя основными параметрами:

• удельным давлением на фрикционные поверхности;

• удельной работой буксования сцепления.

Расчет удельного давления на фрикционные поверхности:

p₀ = ≤ [p₀ ], Н/м²,

где р_пр – сила нормального сжатия дисков, Н;

F – площадь рабочей поверхности одной фрикционной накладки,

F = = 0,785 Ч (0,204² + 0,146²) = 0,049 м²;

[р₀]=0,25 МПа - допускаемое давление, обеспечивающее потребный ресурс работы накладок.

Определение силы нормального сжатия:

р_пр = Н,

где М_дmax – максимальный момент двигателя, НЧм; =1,5 – коэффициент запаса сцепления; =0,4 – коэффициент трения; R_ср – средний радиус фрикционной накладки,

R_ср = 0,0875 м, р_пр = 2,485 кН, а

р₀ = , 0,05 < 0,25 МПа –

потребный ресурс накладок обеспечен.

Расчет удельной работы буксования сцепления:

L_уд = ,

где L_уд – удельная работа буксования; L_д – работа буксования при трогании автомобиля с места, Дж; F_сум – суммарная площадь рабочих поверхностей накладок, м²;

Дж,

где J_a – момент инерции автомобиля, приведенный к входному валу коробки передач,

О_ф = дЧ(ь_ф)Ч НЧмб

где, m_a=1445 кг – полная масса автомобиля; m_n =0 кг – полная масса прицепа; i_k и i₀ – передаточные числа соответственно коробки передач и главной передачи (i_k=3,67, i₀=3,9); д=1,46 – коэффициент учета вращающихся масс.

J_a = 1,46Ч1400Ч = 0,67 НЧм²;

- расчетная угловая частота вращения коленчатого вала двигателя, рад/с; для автомобиля с карбюраторным двигателем; = = 586,1 3 = 195,35 рад/с, где, М_r – момент сопротивления движению при трогании с места,

М_m = g НЧм,

где, ш = 0,02 –коэффициент сопротивления качению (на горизонтальной дороге с асфальтовом покрытии); з_тр =0,82 – к.п.д. трансмиссии.

M_m = = 4,14 НЧм.

L_д = = 50652 Дж.

L_уд = = 0,52 МДж/м²

L_уд =0,52 МДж/м² [L_уд]=4 МДж/м²,

следовательно потребный ресурс накладок обеспечен.

1.2 Оценка теплонапряжённости сцепления

Нагрев деталей сцепления за одно включение определяем по формуле:

Дt = [Дt] ,

где = 0,5 – доля теплоты, расходуемая на нагрев детали; с=0,48 кДж/(кгЧК) – теплоемкость детали; m_д – масса детали кг; [Дt]=10 15 .

m_д= Ч Н(R_н - R_вн)

где =7200м³/кг – плотность чугуна, R_н =102 мм – наружный радиус нажимного диска,

R_вн=73мм – внутренний радиус нажимного диска, m_д=4,92 кг.

Дt = = 10,7 [Дt]

1.3 Расчет диафрагменной пружины

Расчетная схема для определения параметров диафрагменной пружины представлена на рис. 1. Диафрагменная пружина представляет собой пружину Бельвия, модифицированную для использования в автомобильных сцеплениях. Давление пружины создается ее участком между опорными кольцами, установленными на заклепках, закрепленных на кожухе сцепления, и наружным краем пружины, упирающимся в нажимной диск сцепления. Лепестки одновременно являются рычагами выключения, их упругость способствует плавному включению сцепления.

Р_пр =

где

Е = ,

Е – модуль упругости первого рода;

=0,25 – коэффициент Пуассона;

Н – высота пружины;

h – толщина пружины;

f_пр – прогиб пружины;

f =1 - 6,5мм

Принимаем, что: h=2мм, а=60мм, с=70мм,d=80мм, b=90мм, Н=5мм.

Таблица 1

Рис.1 Диафрагменная пружина

Рис.2 График зависимости перемещения от усилия на пружине

автомобиль сцепление дифференциал синхронизатор

2. Расчет карданной передачи

Исходные данные:

Прототип: Автомобиль ВАЗ-2103

Макс. част. вращения: 5600 об/мин =586,1 рад/c

Момент двигателя: 116 Нм

Передаточное число 1 передачи: 3,67

Передаточное число 4 передачи: 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 Определение критической частоты вращения

_,

Определение максимальной частоты вращения карданного вала:

,

где = 1,1…1,2

,

Приведенный момент инерции:

Масса карданного вала

Тогда критическая угловая скорость для карданного вала:

Проверка по условию:

В данном случае условие выполняется, т.к.

2.2 Определение напряжения кручения

Напряжение кручения вала:

где

М_кр = М_{дв. max} Ч i₁Чз_кп = 116Ч3,67Ч0,99 = 421

Нм – крутящий момент на выходном валу коробки передач на низшей передаче,

- момент сопротивления при кручении.

Следовательно,

Условие по напряжению кручения карданного вала выполняется.

2.3 Расчет крестовины карданного вала

Определение напряжения смятия шипов крестовины:

где r = 47,2 мм – расстояние между серединами игольчатых роликов,

- угол установки карданного вала,

= 3⁰ - для легковых автомобилей.

Следовательно, нормальная сила

Рис.3 Крестовина карданного вала напряжение смятия:

Определение напряжения изгиба шипов крестовины:

Определение касательного напряжения:

где d_ш – диаметр шипа, d_ш = 14,7 мм.

Следовательно, касательное напряжение:

Вывод: В расчете были определены 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 ним требованиями:

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 сателлита и полуосевых шестерён определяют из условия, что окружная сила распределена поровну между всеми сателлитами, и каждый сателлит передает усилие двумя зубьями. Окружная сила, действующая на один сателлит:

где, r₁ – радиус приложения, r₁ = 0,025 м;

r₂ = 0,036 м;