Рабочие процессы и элементы расчета механизмов автомобиля Ford Fiesta

Министерство образования Российской Федерации

Южно-Уральский Государственный университет

Кафедра ВлАвтомобильный транспортВ»

Курсовая работа

на тему:

Рабочие процессы и элементы расчета механизмов автомобиля

Ford Fiesta

Выполнил:

Группа:

Проверил:

Челябинск

2008


АННОТАЦИЯ

Рабочие процессы и элементы расчета механизмов автомобиля Ford Fiesta. тАУ Челябинск: ЮУрГУ, АТ-452, 2008г.

В данном семестровом задании представлены элементы расчета сцепления, КПП, главной и карданной передач, амортизатора, полуоси пружины, рулевого и тормозного механизмов, а также кузова автомобиля Ford Fiesta.


СОДЕРЖАНИЕ

Введение. 4

1 Расчёт сцепления. 5

2 РАiЕТ КОРОБКи ПЕРЕДАЧ. 9

3 Расчет карданной передачи. 13

4 Расчет главной передачи. 18

5 Расчет полуоси. 23

6 Расчет рессоры. 26

7 Расчет амортизатора. 30

8 Расчет пружины. 34

9 Расчет рулевого управления. 36

10 Расчет тормозного управления. 39

11 Расчет несущей части автомобиля. 43

Литература. 46



Введение

В результате интенсивного совершенствования конструкции автомобилей, более частого обновления выпускаемых моделей, придания им высоких потребительских качеств, отвечающих современным требованиям, возникает необходимость повышения уровня подготовки кадров в сфере Автомобильного транспорта.

Будущий инженер должен иметь представления о современном состоянии и тенденциях развития как автомобилестроения в целом, так и отдельных конструкций автомобилей, уметь оценивать эксплуатационные свойства на основе анализа конструкций моделей автомобилей, определять нагруженность отдельных элементов, чтобы прогнозировать их надежность, а также проводить испытания автомобилей и оценивать их результаты.

Задача раздела ВлАнализ конструкций и элементы расчетаВ»- дать знания и навыки по анализу и оценке конструкций различных автомобилей и их механизмов, а также по определению нагрузок.

ВлАнализ конструкций, элементы расчетаВ» подчинено общему принципу: анализ и оценка конструкций дается на базе предъявляемых требований и классификационных признаков, чему соответствует изучение рабочих процессов.


1 Расчёт сцепления

Сцепление тАУ это механизм трансмиссии, передающий крутящий момент двигателя и позволяющий кратковременно отсоединять двигатель от трансмиссии и вновь их плавно соединять.

1.1 Алгоритм расчета сцепления

1. Расчетный момент сцепления Мс двигателя:

Ва(1.1)

2. Диаметр ведомого диска:

Ва(1.2)

где p0=0.2МПа;

m=0.3;

I=2.

3. Внутренний радиус фрикционного кольца .

r= (0.6)R=0.075 м. (1.3)

4. Сумарная сила действующая на ведомый диск.

Ва(1.4)

4. Удельная работа буксования:

Ва(1.5)

где Wб тАУ работа буксования определяется из зависимости: ,

где ωд и ωа тАУ угловые скорости соответственно ведущих и ведомых дисков,

Мс(t)- момент трения сцепления.

5. Расчет ведущего диска на нагрев:

Ва(1.6)

где m н тАУ масса диска,

с- удельная массовая теплоемкость.

6. Нажимное усилие одной витой пружины:

Ва(1.7)

где Р0 тАУ суммарное усилие оттяжных и отжимных пружин сцепления, Р0 = (0,15-0,25)МПа,

zн тАУ число нажимных пружин.

7. Жесткость пружины:

, (1.8)

где lн тАУ величина износа накладок.

1.2 Обоснование выбора исходных данных для расчёта сцепления

1. р0 принимаем равным 0.2 Мпа так как автомобиль Ford Fiesta является легковым и предназначен для города.

2. Максимальный крутящий момент двигателя, Н*м: 204 НВ·м [1, данные производителя].

3. Давление между поверхностями трения, кН/м^2: 25 [2, стр.148, таб.6.4], [3].

4. Коэффициент запаса сцепления: 1,8 на основании с ГОСТ 17786-80, для сцепления с ткаными фрикционными накладками [3, стр.63].

5. Число пар трения: 2 (I=2*n=2*1=2, где n=1 число ведущих дисков) [4, стр.50].

6. Число нажимных пружин: 10, взято из среднего значения числа возможного, так как Ford Fiesta относится к машинам небольшой массы [2, стр. 147].

7. Полный вес автомобиля, Н: 16150Н, [1, данные производителя].

8. Расчетный коэффициент трения при проектировании сцепления: 0,3 [3, стр. 63].

9. Передаточное число трансмиссии: 30,56 [1, данные производителя],

(, где передаточное число главной передачи; Вапередаточное число первой передачи;

10. Полный вес прицепа, Н: 5500 Н [1, данные производителя].

11. Радиус колеса, м: 0,33 м [1, данные производителя].

12. КПД трансмиссии: 0,92 [2, стр. 34].

13. Коэффициент дорожного сопротивления: 0,16 [5].

14. Коэффициент учета моментов инерции колес: 1,06 [5].

15. Масса ведущего диска, кг: 10, так как масса сцепления 12кг минус масса ведомого диска 2кг (по аналогии с ВАЗ-2109) [2, таблица 6.4 стр. 148].

16. Удельная массовая теплоемкость чугуна (стали), Дж/(кг*град): 481,5 (2, стр. 149).

17. Долю теплоты, приходящуюся на рассчитываемую деталь, принимают = 0.5 [3, стр. 53].

20. Допустимая величина износа накладок, м: 0,003м [2, стр. 144].

24. Число ведущих дисков: 1 [2, таблица 6.4 стр. 148].

1.3 Проведение расчета

Таблица 1 тАУ Исходные данные для расчёта сцепления

Угловая скорость коленвала при максимальном моменте, об/мин2600
Максимальный крутящий момент двигателя, Н*м106
Давление между поверхностями трения, кН/м^225
Коэффициент запаса сцепления1,65
Число пар трения2
Число нажимных пружин10
Полный вес автомобиля, Н16500
Расчетный коэффициент трения0,3
Передаточное число трансмиссии14,54
Полный вес прицепа, Н5500
Радиус колеса, м0,33
КПД трансмиссии0,92
Коэффициент дорожного сопротивления0,16
Коэффициент учета моментов инерции колес1,06
Масса ведущего диска, кг10
Удельная массовая теплоемкость чугуна (стали), Дж/(кг*град)481,5
Доля теплоты, приходящейся на рассчитываемую деталь0,5

Таблица 2 тАУ Результаты расчета сцепления

Нажимное усилие прижимных пружин, Н6836
Наружный диаметр ведомого диска, м0,19
Внутренний диаметр ведомого диска, м0,13
Средний радиус, м0,16
Сила сжатия фрикционных дисков сцепления, Н1643,7
Нажимное усилие одной пружины, Н/м^2683,6
Работа буксования, кДж3049
Перепад температур, град1,8624
Максимальная сила, действующая на нажимную пружину, кН13,68

2 Расчет коробки передач

Коробка передач является агрегатом трансмиссии, преобразующим крутящий момент и частоту вращения по величине и направлению. Предназначена для получения различных тяговых усилий на ведущих колесах при троганнии автомобиля с места и его разгоне, при движении автомобиля и преодолении дорожных препятствий.

2.1 Алгоритм расчета КПП

1. Определение межосевого расстояния:

,ВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВа (2.1)

где Ка = 8,6тАж9,3 тАУ коэффициент для грузовых автомобилей и автобусов.

Мвых тАУ крутящий момент на ведомом валу.

2. Диаметр ведущего вала в шлицевой части:

ВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВа (2.2)

где Kd тАУ эмпирический коэффициент,

Мemax тАУ максимальный крутящий момент двигателя.

3. Угол наклона β, удовлетворяющий условию εβ = 1, определяют из равенства:

,ВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВа (2.3)

где mn тАУ нормальный модуль.

4. Найдем уточненное значение угла наклона:

,ВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВа (2.4)

где zΣ тАУ суммарное число зубьев.

5. Число зубьев зубчатых колес:

Z + Zвм = ZΣВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВа (2.5)

Zвм / Zвщ = upВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВа (2.6)

где ZтАУ число зубьев ведущего зубчатого колеса

Zвм число зубьев ведомого зубчатого колеса,

ZΣ тАУ суммарное число зубьев,

up тАУ передаточное число от ведущего зубчатого колеса к ведомому.

6. Необходимый момент трения синхронизатора:

,ВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВа (2.7)

где JΣ тАУ суммарный приведенный момент инерции для той части системы, угловая скорость которой изменяется под действием момента .

U тАУ передаточное число от вала, к которому приводится момент инерции, к включенному зубчатому колесу.

Ва- начальная разность угловых скоростей вала и установленного на нем включенного зубчатого колеса.

7. Время синхронизации:

,ВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВа (2.8)

где εс тАУ угловое замедление вала, на котором расположен синхронизатор.

2.2 Обоснование выбора исходных данных

1.Количество ступеней коробки передач 5, (1, данные производителя).

2.Максимальный крутящий момент на выходном валу, Нм: Mкр max = Mкр* U1*Uo = 106*3,58*4,06= 1540,7.

3. Радиус качения колеса автомобиля, м:0,33 (1, данные производителя).

4.Передаточные отношения главной передачи: 4,06 (1, данные производителя).

5.Угол наклона зубьев зубчатых колёс, град: т.к. прототип ВАЗ 2101 по М=106 Нм, то β=27 град, (2, стр.180, табл. 7.3).

6.Относительный пробег на 1, 2, 3, 4, 5 передачах составляет соответственно 0,01, 0,04, 0,2, 0,75, 0,75; [3].

7.Модули зубчатого зацепления 1,2,3,4,5 передач соответственно равны

4,25; 3,5; 3,5; 3,5; 3,5; (2, стр. 180, табл. 7.3).

8.Число зубьев ведущих шестерён 1, 2, 3, 4, 5 передач: 14, 25, 34, 43, 52, (2, стр.180, табл. 7.3).

9. Передаточное отношение передач 1, 2, 3, 4, 5: 3,67; 2,10; 1,36; 1,00; 0,82; (1, данные производителя).

2.3 Проведение расчета

Таблица 3- Исходные данные КПП

Количество ступеней коробки передач5
Максимальный крутящий момент на выходном валу, Н*м1631,7
Радиус качения колеса автомобиля, м0,33
Передаточное отношение главной передачи3,9
Угол наклона зубьев зубчатых колёс, град22
Относительный пробег на 1 передаче0,01
Относительный пробег на 2 передаче0,04
Относительный пробег на 3 передаче0,2
Относительный пробег на 4 передаче0,75
Относительный пробег на 5 передаче0,75
Модуль зубчатого зацепления 1 передачи, мм4,25
Модуль зубчатого зацепления 2 передачи, мм3,5
Модуль зубчатого зацепления 3 передачи, мм3,5
Модуль зубчатого зацепления 4 передачи, мм3,5
Модуль зубчатого зацепления 5 передачи, мм3,5
Число зубьев ведущей шестерни 1 передачи14
Число зубьев ведущей шестерни 2 передачи25
Число зубьев ведущей шестерни 3 передачи34
Число зубьев ведущей шестерни 4 передачи43
Число зубьев ведущей шестерни 5 передачи52
Передаточное отношение 1 передачи3,67
Передаточное отношение 2 передачи2,1
Передаточное отношение 3 передачи1,36
Передаточное отношение 4 передачи1,00
Передаточное отношение 5 передачи0,82

Таблица 4- Результаты расчета КПП

Межосевое расстояние, мм106
Рабочая ширина венцов зубчатых колёс, мм22
Ширина подшипников, мм24
Осевой размер зубчатой муфты и синхронизатора, мм78
Осевой размер картера коробки передач, мм296
Диаметр ведомого вала (в средней части), мм60
Диаметр промежуточного вала (в средней части), мм51
Диаметр ведущего вала в шлицевой части, мм51
Контактное напряжение зубьев 1 передачи, МПа76,02
Контактное напряжение зубьев 2 передачи, МПа40,78
Контактное напряжение зубьев 3 передачи, МПа25,92
Контактное напряжение зубьев 4 передачи, МПа18,67
Контактное напряжение зубьев 5 передачи, МПа
Напряжение изгиба зубьев 1 передачи, МПа146,1
Напряжение изгиба зубьев 2 передачи, МПа67,55
Напряжение изгиба зубьев 3 передачи, МПа36,52
Напряжение изгиба зубьев 4 передачи, МПа22,83
Напряжение изгиба зубьев 5 передачи, МПа
Ресурс коробки передач по контактным напряжениям, тыс.км115,6
Ресурс коробки передач по усталостным напряжениям, тыс.км139,3

3 Расчет карданной передачи

Карданная передача автомобиля тАУ это механизм трансмиссии, состоящий из одного или нескольких карданных валов и карданных шарниров, предназначенный для передачи крутящего момента между агрегатами, оси валов которых не совпадают или могут изменять свое относительное положение.

3.1 Алгоритм расчета карданной передачи

1. Критическая частота вращения карданного вала:

,

где D и d тАУ соответственно наружный и внутренний диаметры карданного вала.

Lк тАУ длина карданного вала.

2. Максимальная частота вращения карданного вала:

,

где Uв-к тАУ передаточное число от карданного вала к ведущим колесам.

Vamax тАУ максимальная скорость движения автомобиля.

3. Расчетный крутящий момент на карданном валу на низшей передаче в коробке передач:

M=M1В·U1,

где M1 тАУ крутящий момент на ведущем валу коробки передач, для механических трансмиссий.ВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВа

U1 тАУ передаточное число.

4. Определение допустимой длины карданного вала:

,

5. Напряжение кручения сплошного вала:

,

Мкmax тАУ максимальный крутящий момент.

Uтр тАУ передаточное число трансмиссии на первой передаче.

6. Угол закручивания карданного вала:

,

где Jo тАУ момент инерции сечения вала трубчатого: ,

сплошного:

G тАУ модуль упругости второго рода.

3.2 Обоснование выбора исходных данных

Рассчитаем высоту зубьев шлицев, средний радиус поверхности контакта зубьев, плечо условно сосредоточенной силы, действующей в середине шипа, момент сопротивления сечения шипа, диаметр отверстия в шипе крестовины для смазывания, силу, действующую на подшипник при расчетном моменте .

Высота зубьев шлицев:

,

гдеВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВа D - наружный диаметр шлицев, D=45;

d - внутренний диаметр шлицев, d=40,6

.

Средний радиус поверхности контакта зубьев:

;

.

Плечо условно сосредоточенной силы, действующей в середине шипа:

,

где ВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВа H - размер между торцами крестовины, H=57,17 мм;

L-для иглы, L=10 мм .

.

Момент сопротивления сечения шипа:

,

гдеВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВа dш- диаметр шипа, dш=0,0141 м;

do - диаметр отверстия для смазывания;

;

Сила Pp, действующая на подшипник при расчетном моменте:

,

гдеВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВаВа lk-расстояние между серединами игольчатых роликов противоположных карданных подшипников, lk-=0,04717 м;

M-расчетный крутящий момент на карданном валу:

,

ВаН м;

ВаН.

Момент сопротивления кручения трубы карданного вала, коэффициент динамичности, полярный момент инерции сечения, модуль упругости при кручении, длина шлицев, коэффициент, учитывающий неравномерное распределение нагрузки по зубьям, плечо "А" опасного сечения в вилке карданного шарнира, момент сопротивления изгибу опасного сечения вилки шарнира, плечо "С" опасного сечения в вилке карданного шарнира, момент сопротивления кручения опасного сечения вилки карданного шарнира, коэффициент прогиба, поправочный коэффициент, учитывающий угол установки карданного вала выбраны согласно рекомендациям в [3].

Наружный диаметр сечения вала, внутренний диаметр сечения вала, расстояние между центрами карданов, передаточное число от карданного вала к ведущим колесам, длина трубы карданного вала, расстояние между серединами игольчатых роликов, угол установки карданного вала, число игл подшипника, диаметр иглы подшипника, длина иглы подшипника, частота вращения карданного вала при средней скорости движения автомобиля выбраны согласно рекомендациям в [2].

Максимальная скорость движения автомобиля, радиус качения колеса, крутящий момент на ведущем валу коробки передач, передаточное число коробки передач выбраны согласно данным в [1].

3.3 Проведение расчета

Таблица 7 - Исходные данные для расчета карданной передачи

Наружный диаметр сечения вала, мм70
Внутренний диаметр сечения вала, мм66
Расстояние между центрами карданов, мм785
Максимальная скорость движения автомобиля, км/ч135
Передаточное число от карданного вала к ведущим колёсам3.9
Радиус качения колеса, м0,33
Крутящий момент на ведущем валу коробки передач, Н*м114
Передаточное число коробки передач на низшей передаче3,67
Момент сопротивления кручения трубы карданного вала, мм^30,0141
Коэффициент динамичности3
Длина трубы карданного вала, м0,765
Полярный момент инерции сечения, мм^40,0048
Модуль упругости при кручении, МПа85000
Число шлицев17
Высота зубьев шлицев, м0,0022
Длина шлицев, м0,06
Средний радиус поверхности контактов зубьев, м0,0214
Коэф-т, учитывающий неравномерное распределение нагр

Вместе с этим смотрят:


Автоматизированная система оперативного управления перевозками


Автоматика и автоматизация на железнодорожном транспорте


Автомобильные дизельные топлива


Автомобильные эксплуатационные материалы


Автомобильный кран