Расчет КамАЗа

kursach-po-konstrukcii-vosstanovlen.docx

1 Определение параметров двигателя
Определение мощность двигателя (кВт) обеспечивающую максимальную скорость движения можно определить из следующего выражения:
где: – максимальная скорость движения автомобиля мс;
- коэффициент сопротивления дороги (для легковых = (001 05)+10-6V2a ma
– коэффициент обтекаемости Нс2м4;
– лобовая площадь м2;
- коэффициент учета силы инерции приведенных вращающихся масс ( = 104 + 004 где – передаточное число коробки передач = (1 3));
– ускорение автомобиля которое можно принимать 02 03 мс2;
= 085 09 – КПД трансмиссии.
Подбор и расчет основных коэффициентов:
= (0015 002)+610-6V2a max = 0015 + 610-6252 = 0018
= 104 + 004 = 104 + 00412 = 14
Таблица 1 - коэффициентов обтекаемости и лобовой площади для автомобилей
2 Оценка необходимой максимальной мощности
Для ориентировочной оценки необходимой максимальной мощности двигателя для различных видов автомобильной техники можно воспользоваться статистическими данными по удельным мощностям двигателя (кВтт):
Удельные мощности принимаются 40 45 (кВтт) – для легковых автомобилей; 9 10 – для грузовых; 10 12 – для автобусов.
Так как удельная мощность получилась 93 путем расчета что совпадает с диапазоном грузовых автомобилей то можно судить что это двигатель от грузового автомобиля а именно КамАЗ 5320.
Расчет и построение внешней скоростной характеристики двигателя
1 Определение текущих значений мощности двигателя
Для определения текущих значений мощности при различной частоте вращения коленчатого вала (кВт) можно рекомендовать следующую эмпирическую формулу Ф. А. Лейдермана:
где: а в с – экспериментальные коэффициенты представлены в таблице 2.1
Таблица 2 – Экспериментальные коэффициенты
Бензиновые двигатели
– текущая частота вращения коленчатого вала;
– частота вращения коленчатого вала соответствующая максимальной мощности двигателя – 2600 мин-1.
Таблица 3 – частота вращения коленчатого вала мин-1
Задаваться величиной частоты вращения необходимо из расчета чтобы отношение было кратным 10 т.е. = 01; 02; 03; 04; ;10.
Рех1 = 177 (1 × 01 + 1 × 012 - 1 × 013) = 193 кВт
Рех2 =177 (1 × 02 + 1 × 022 - 1 × 023) = 283 кВт
Рех3=177 (1 × 03 + 1 × 032 - 1 × 033) = 643 кВт.
Рех4 = 177 (1 × 04 + 1 × 042 - 1 × 043) = 878 кВт
Рех5= 177 (1 × 05 + 1 × 052 - 1 × 053) = 1106 кВт
Рех6 = 177 (1 × 06 + 1 × 062 - 1 × 063) = 1317 кВт
Рех7 = 177 (1 × 07 + 1 × 072 - 1 × 073) = 1501 кВт
Рех8 = 177 (1 × 08 + 1 × 082 - 1 × 083) = 1643 кВт
Рех9 = 177 (1 × 09 + 1 × 092 - 1 × 093) = 1736 кВт
Рехр = 177 (1 × 1 + 1 × 12 - 1 × 13) = 177 кВт
2 Текущее значение крутящего момента
Текущее значение крутящего момента двигателя определяется:
где — некоторые выбранные значения частоты вращения коленчатого вала двигателя в минуту.
3 Удельный эффективный расход топлива
Удельный эффективный расход топлива для выбранных значений частоты вращения коленчатого вала двигателя вычислим по формуле:
где — минимальный удельный эффективный расход топлива;
– максимальное значение частоты вращения коленчатого вала двигателя
Bv1 = 224 × (155 – 155 × 01 + 012) = 3147 гкВт×ч
Bv2 = 224× (155 – 155 × 02 + 022) = 2867 гкВт×ч
Bv3 = 224 × (155 – 155 × 03 + 032) = 2632 гкВт×ч
Bv4 = 224× (155 – 155 × 04 + 042) = 2442 гкВт×ч
Bv5 = 224× (155 – 155 × 05 + 052) = 2296 гкВт×ч
Bv6 = 224× (155 – 155 × 06 + 062) = 2195 гкВт×ч
Bv7 = 224× (155 – 155 × 07 + 072) = 2139 гкВт×ч
Bv8 = 224× (155 – 155 × 08 + 082) = 2128 гкВт×ч
Bv9 = 224× (155 – 155 × 09 + 092) = 2162 гкВт×ч
Bvр = 224 × (155 – 155 × 1 + 12) = 244 гкВт×ч
Результаты всех вычислений занесем в таблицу 3.
Таблица 4 – Результаты внешней скоростной характеристики: мощности крутящего момента удельного эффективного расхода топлива.
По данным таблицы строим графики функциональной зависимости мощности двигателя крутящего момента и удельного эффективного расхода топлива от частоты вращения коленчатого вала двигателя на рисунке в разделе “Пример расчета курсового проекта”.
Рисунок - Внешняя скоростная характеристика двигателя
Выбор шин осуществляем по наиболее нагруженному колесу. Для этого определяют нагрузку на колеса при полностью груженом автомобиле по следующей формуле:
где: - полная масса автомобиля приходящаяся на колесо кг;
- полный вес приходящийся на передний или задний мост автомобиля Н;
- ускорение свободного падения мс2;
- количество колес на мосту автомобиля;
- номер рассматриваемого моста ( передний мост =1 задний мост (тележка) =2).
веса на передние колеса.
веса на заднюю колеса.
Пользуясь таблицами приложения краткого автомобильного справочника НИИАТ по нагрузке на колесо подбираем шину. Выбор шин заключается в выборе радиуса колеса рисунка протектора и максимальной допустимой нагрузки.
Определение параметров трансмиссии автомобиля
1 Передаточное число главной передачи
Передаточное число главной передачи U0 определяют из условия обеспечения движения автомобиля с максимальной скоростью при максимальной угловой скорости коленчатого вала ютах которую определяют по скоростной характеристике.
где: - максимальная скорость движения автомобиля мс
- передаточное число высшей передачи коробки передач (высшая передача коробки передач принимается прямой или повышающей причем повышающая передача как правило в пятиступенчатых коробках передач и передаточное число может находиться в пределах 075 09)
- передаточное число высшей передачи раздаточной коробки (высшая передача раздаточной коробки как правило является прямой т.е. = 10);
2 Передаточное число первой (низшей) передачи коробки передач
Передаточное число первой передачи определяем из условия возможности преодоления автомобилем максимального сопротивления дороги:
где: - максимальный коэффициент сопротивления дороги
- максимальный эффективный момент двигателя Нм.
Определенное по формуле передаточное число первой передачи коробки передач проверяем по возможности реализации его по условиям сцепления колес с дорогой по следующей формуле:
где - коэффициент сцепления шин с дорогой (φ = 085);
- вес приходящийся на ведущие колеса автомобиля Н;
Если > то передаточное число первой передачи принимаем по второму условию но при этом в состав трансмиссии необходимо включать раздаточную коробку.
3 Передаточные числа промежуточных передач
Передаточные числа коробки передач определяем исходя из диапазона коробки передач (= - отношение передаточных чисел крайних передач):
При диапазоне передаточных чисел находящихся в интервале 7 применяется пяти ступенчатая коробка передач.
где: n - количество передач в коробке передач;
-я передача: U1 = 638
-я передача: U5 = 081
Расчет и построение характеристик трансмиссии автомобиля
1 Скоростная характеристика агрегатов трансмиссии
Скоростную характеристику агрегатов трансмиссии найдём по формуле:
Результаты вычислений занесем в таблицу 5.2
– свободный радиус колеса;
– диаметр обода колеса;
– высота профиля шины в свободном состоянии
– коэффициент радиальной деформации шины равный 01-016 для стандартных и широкопрофильных шин и 02-03 для арочных машин и пневмокатков.
Значения при максимальной допустимой нагрузке стандартизированы. Приближённо можно определить по цифрам обозначения шин:
где – посадочный диаметр обода мм;
= Н В ( Н и В – высота и ширина профиля шины мм);
– коэффициент учитывающий смятие шины под нагрузкой.
При нагрузке и внутреннем давлении воздуха указанных в стандартах для шин грузовых автомобилей и автобусов и шин с регулируемым давлением НВ = 1. Для легковых автомобилей если шины имеют дюймовое обозначение НВ = 095 если смешанное (миллиметрово - дюймовое) НВ = 08 085. радиальных шин легковых автомобилей в обозначение введён индекс соответствующий отношению НВ. Для шин грузовых автомобилей автобусов шин с регулируемым давлением (кроме широкопрофильных) диагональных шин легковых автомобилей = 085 09 для радиальных шин легковых автомобилей = 08 085.
Для расчёта передаточных чисел трансмиссии будем пользоваться формулой:
- передаточное число трансмиссии;
- передаточные числа коробки передач;
- передаточное число дополнительной передачи;
- передаточное число главной передачи.
По формуле (2.5.3) рассчитаем передаточные числа трансмиссии:
Результаты вычислений занесем в таблицу 5
Таблица 5 - Передаточные числа трансмиссии
Передаточные числа трансмиссии
Для расчёта свободного радиуса колеса будем пользоваться формулой (14):
= 05 508 + 098 1905 089 = 42015 мм = 042 м
По формуле (13) найдем скоростную характеристику трансмиссии и полученные данные занесем в таблицу 7
2 Крутящий момент на ведущих колесах
Крутящий момент на ведущих колесах при различных передачах коробки передач рассчитаем по формуле:
где: различные значения крутящего момента на коленчатом валу двигателя;
- передаточные числа коробки передач;
- передаточное число главной передачи;
- к.п.д. трансмиссии = 087.
Tк1-1 = 983 × 082 × 452 × 087 = 3169 (Н*м)
Tк2 -1=983 × 082 × 291 × 087 = 2041 (Н*м)
Tк3 -1= 983 × 082 × 188 × 087 = 1318 (Н*м)
Tк4 -1= 983 × 082 × 127 × 087 = 891 (Н*м)
Tк5 -1= 983 × 082 × 078 × 087 = 547 (Н*м)
Tк1 -2= 1164 × 082 × 452 × 087 = 3753 (Н*м)
Tк2 -2=1164 × 082 × 291 × 087 = 2418(Н*м)
Tк3 -2= 1164 × 082 × 188 × 087 = 1562 (Н*м)
Tк4 -2 = 1164 × 082 × 127 × 087 = 1055 (Н*м)
Tк5 -2= 1164 × 082 × 078 × 087 = 648 (Н*м)
Tк1 -3= 1171 × 082 × 452 × 087 = 3374 (Н*м)
Tк2 -3= 1171 × 082 × 291 × 087 = 2429 (Н*м)
Tк3 -3= 1171 × 082 × 188 × 087 = 1569 (Н*м)
Tк4 -3 = 1171 × 082 × 127 × 087 = 1061 (Н*м)
Tк5 -3= 1171 × 082 × 078 × 087 = 726 (Н*м)
На основании полученных расчетов строим графическую зависимость рис. 2
Результаты вычислений сведём в таблицу
Таблица 7- Результаты расчетов скорости и крутящего момента при различных передачах коробки передач на ведущих колесах
3 Крутящий момент на выходе из коробки передач
Крутящий момент на выходе из коробки передач рассчитаем по формуле:
где: - крутящий момент на входе в коробку передач;
- передаточные числа коробки передач.
Tк вых1 = 983 × 452 = 4443 (Н*м)
Tк вых2 = 983 × 291 = 2861 (Н*м)
Tк вых3 = 983 × 188 = 1848 (Н*м)
Tк вых4 = 983 × 127 = 1248 (Н*м)
Tк вых5 = 983 × 078 = 767 (Н*м)
На основании полученных расчетов строим графическую зависимость рис. 3
4 Крутящий момент на выходе из коробки передач для главной передачи
Крутящий момент на выходе из коробки передач для главной передачи вычислим по формуле:
где: – крутящий момент на выходе из коробки передач для каждой включенной передачи;
- передаточное число главной передачи
Tк вых гп = 4443 × 082 = 3643 (Н*м)
Tк вых гп = 2861 × 082 = 2346 (Н*м)
Tк вых гп = 1848 × 082 = 1515 (Н*м)
Tк вых гп = 1248 × 082 = 1023 (Н*м)
Tк вых гп = 767 × 082 = 629 (Н*м)
5 Частота вращения коленчатого вала двигателя на выходном валу коробки передач
Частоту вращения коленчатого вала двигателя на выходном валу коробки передач вычисляем по формуле:
где: – частота вращения коленчатого вала двигателя на первичном валу коробки передач;
nвых 1-1 = =575 (мин-1)
nвых2-1 = = 893 (мин-1)
nвых 3-1 = = 1383 (мин-1)
nвых 4-1 = = 2047 (мин-1)
nвых 5-1 = = 3333 (мин-1)
nвых 1-2 = = 115 (мин-1)
nвых2-2 = = 1787 (мин-1)
nвых 3-2 = = 2766 (мин-1)
nвых 4-2= = 4094 (мин-1)
nвых 5-2 = = 6675 (мин-1)
nвых 1-3 = = 1725 (мин-1)
nвых2-3 = = 268 (мин-1)
nвых 3-3 = = 4149 (мин-1)
nвых 4-3= = 6149 (мин-1)
nвых 5-3 = = 1000 (мин-1)
Результаты вычислений занесем в таблицу
Таблица 8 - Результаты вычислений частоты вращения коленчатого вала двигателя на выходном валу коробки передач
График. График зависимости крутящего момента на ведущих колесах от скорости автомобиля
График. График зависимости частоты вращения коленчатого вала двигателя от передаточного числа коробки передач на выходном валу коробки передач
График. График изменения крутящего момента на выходном валу коробки передач
Расчет основных параметров агрегатов трансмиссии подвески и механизмов обеспечивающих безопасность движения
1.1 Расчет муфты сцепления
Для расчета муфты сцепления необходимо задаться наружным D и внутренним d диаметром ведомых дисков исходя из которых рассчитывается средний радиус Rcp. Ниже приведены значения диаметров сцеплений отечественных автомобилей.
Таблица 9 -Размеры ведомых дисков сцеплений различных автомобилей
Однодисковое сцепление
Двухдисковое сцепление
Принимаем данные для расчета:
Число пар трения i = 2*1 = 2
Таблица 10 – Исходные данные
Максимальная скорость
Максимальная мощность
Скорость вращения коленчатого вала
Максимальный крутящий момент
Скорость вращения коленчатого вала при максимальном крутящем моменте
Рассчитаем нажимное усилие пружин:
где: - максимальный момент двигателя (636 Нм); z = 10; - коэффициент запаса сцепления ( = 025); =13; - средний радиус поверхности трения равен:
Проверка дисков по прочности накладок:
Для различных материалов [р] = 014.. .025 МПа.
Меньшее значение давлений имеют сцепления грузовых автомобилей и автобусов большие значения - сцепления легковых автомобилей.
Если условие прочности не соблюдается то необходимо увеличить диаметры поверхностей трения либо увеличить количество дисков.
Работа буксования сцепления:
где - приведенный момент инерции;
где: - коэффициент учета вращающихся масс;
— масса автомобиля кг;
— передаточное число первой передачи;
— передаточное число главной передачи;
- момент сопротивления движению автомобиля приложенный к первичному валу КПП;
- угловая скорость коленчатого вала при начале движения автомобиля ;
Расчет производится для легковых автомобилей и автопоездов на первой передаче а для грузовых одиночных автомобилей на второй передаче.
По формуле (2.6.6) рассчитаем радиус колеса:
Коэффициент учета вращающихся масс:
По формуле (26) рассчитаем коэффициент учета вращающихся масс:
Момент сопротивления движению автомобиля:
- коэффициент сопротивления движению;
- к.п.д. трансмиссии (представлен в таблице 11 ).
По формуле (27) рассчитаем момент сопротивления движению автомобиля:
Таблица 11 - Коэффициент полезного действия трансмиссии
Вид главной передачи
Легковые (переднеприводные)
Легковые (заднеприводные)
Одинарная или двойная
Угловая скорость коленчатого вала при начале движения:
для малооборотистых дизельных двигателей:
для бензиновых двигателей:
По формуле (29) рассчитаем угловую скорость при начале движения:
w = + 50 × 314 = 10236
Нагрев нажимного диска за одно включение при трогании с места:
- поправочный коэффициент 05 ;
- теплоемкость диска Дж(кг°С) для железа с = 482 Дж(кг°С).
Для наружных дисков двухдискового сцепления = 025; для внутренних дисков = 05.
Примем массу диска - 8 кг
По формуле (30) рассчитаем нагрев нажимного диска за одно включение при трогании с места:
В однодисковом сцеплении нажимной диск передает половину крутящего момента двигателя в двухдисковом сцеплении средний нажимной диск передает половину крутящего момента а наружный нажимной диск – четверть крутящего момента. Это также следует учитывать при определении нагрузок в элементах связи нажимных дисков с маховиком двигателя. Нажимные диски выполняются массивными для поглощения теплоты соответственно передаваемой ими доле крутящего момента при буксовании сцепления. Нажимные диски выполняются из чугуна марок СЧ 21-40 СЧ 21-44. Допустимый нагрев за одно включение:
1.2 Расчет пружин муфты сцепления
Нажимное усилие одной пружины:
- нажимное усилие пружин Н
- отжимное усилие. Н (применяется только для многодискового сцепления)
Максимально допустимая нажимная сила [] = 700 Н для легковых автомобилей.
По формуле (31) рассчитаем нажимное усилие одной пружины:
Максимальная нажимная сила пружины:
- жесткость пружины Нмм;
- общая величина перемещения мм.
По формуле (32) рассчитаем максимальную нажимную силу пружины:
Pпрmax = 6664 + 197 × 21 = 7058 H
Жесткость пружин рассчитаем из выражения:
- прижимная сила одной пружины Н;
- износ накладок мм; находится в пределах 1.. .25мм;
- коэффициент запаса сцепления (из лр№1);
- коэффициент запаса сцепления при изношенных накладках.
По формуле (33) рассчитаем жесткость пружин:
с = × (1 - ) = 197 Нмм
Жесткость пружин должна быть минимальной в пределах 10 20 Нмм. В некоторых конструкциях жесткость пружин доходит до 40 45 Нмм что приводит к сокращению срока их надежной эксплуатации.
Из следующих выражений рассчитываем диаметр пружин задав диаметр проволоки 5 мм:
- модуль сдвига стали МПа; для стали - 8 9106 MПa
- диаметр проволоки мм;
-число рабочих витков проволоки;
- жесткость пружины Нмм.
По формуле (34) рассчитаем диаметр пружин:
Напряжение цилиндрической пружины:
= 700 800 МПа - для пружинистой стали.
Рассчитаем напряжение цилиндрической пружины:
1.3 Расчет пружин-гасителей крутильных колебаний
Нажимное усилие пружин-гасителей:
- максимальный крутящий момент двигателя (по исходным данным)
- коэффициент запаса;
- средний радиус на котором расположены пружины;
- количество пружин гасителя.
По формуле (35) рассчитаем нажимное усилие пружин гасителей:
Принимая во внимание большую жесткость пружин гасителя напряжение следует вычислять с учетом кривизны витка.
Выбор пружин по касательным напряжениям:
-диаметр проволоки;
- поправочный коэффициент учитывающий кривизну витка:
Допустимое напряжение для пружинной стали [] - 700 900 MПa.
По формуле (36) выберем пружины по касательным напряжениям:
1.4 Расчет рычагов выключения сцепления
Для того чтобы начать рассчитывать рычаги необходимо определиться из какого материала и какого профиля будут они сделаны.
Примеры материалов указаны в таблице 12
Таблица 12 - Материалы применяемые для рычагов выключения сцепления
Изгибающий момент от действия силы приложенной на концах рычагов вызывает напряжение изгиба:
- нажимное усилие пружин Н;
- большое плечо рычага;
- отношение плеч рычага т.е
- количество рычагов (кратно числу нажимных пружин);
— момент сопротивления профиля (выбрать по таблице 13).
Примем к расчетам следующие величины:
- большое плечо рычага = 60 мм;
- количество рычагов - 3.
Рисунок - Схемы сечений: а) квадрат б) прямоугольник в) трапеция
Таблица 13 - Моменты сопротивления профилей различного сечения
Момент сопротивления
Если напряжение изгиба не удовлетворяет условию тогда изменим геометрию рычагов. Необходимо учитывать что мы ограничены габаритными размерами.
Предварительно примем материал - малоуглеродистая сталь Ст10 профиль прямоугольник со сторонами:
По формуле (2.6.18) рассчитаем напряжение изгиба:
Определим момент сопротивления профиля прямоугольник:
Исходя из расчетов примем сталь Ст10 т.к. условия прочности были соблюдены.
1.5 Расчет шлицевой втулки (соединения) ведомого диска
Рассчитывается только втулка так как в отличие от шлицев на вале шлицы втулки невозможно закалить поверхностно а при общей закалке они становятся довольно хрупкими и подвержены срезу.
Шлицы рассчитывают на смятие и на срез.
Расчет шлицов на смятие:
- сила действующая на шлицы;
- коэффициент точности прилегания шлиц;
По формуле (38) рассчитаем шлицы на смятие:
Сила смятия определяется по формуле:
- максимальный крутящий момент;
- коэффициент запаса = 12.. .25.
По формуле (39) рассчитаем силу смятия:
Средний радиус шлицев:
- наружный радиус шлицев;
- средний радиус шлицев;
- внутренний радиус шлицев.
По формуле (40) рассчитаем средний радиус:
- количество шлицев.
- наружный радиус шлицев = 45 мм;
- внутренний радиус шлицев = 35 мм.
- длина шлицев = 40 мм
- количество шлицев = 30 шт.
По формуле (41) рассчитаем площадь шлицев:
= 05 × (45 + 35) × 40 × 30 = 6000 = 6
Учитывая что шлицевое соединение обеспечивает свободное перемещение ступицы напряжение на смятие [см] = 389 МПа напряжение на срез []= 177 МПа. Материал ступиц сталь 40 или 40X.
Расчет шлицев на срез:
ширина шлица = 11 мм.
Произведем расчёт шлицев на срез:
= 176794 Па = 177 Мпа
Межосевое расстояние:
где: – коэффициент зависящий от типа автомобиля (для легковых автомобилей =89-93; для грузовых =86-96)
3 Расчет валов подбор и расчет подшипников
Валы автомобильных коробок рассчитываются на прочность и жесткость. Диаметр вала предварительно определяется по эмпирической формуле:
для первичного вала:
где: – максимальный крутящий момент Нм;
для промежуточного и вторичного валов:
где: - межцентровое расстояние мм.
Отношение диаметра вала d к расстоянию между опорами может быть в пределах:
для первичного вала:
для вторичного вала:
4 Карданная передача
Максимальная угловая скорость карданного вала:
где: - максимальная скорость движения автомобиля мс (333 мс);
- передаточное число высшей передачи трансмиссии соответствующее передаточным числам агрегатов трансмиссии расположенных между рассчитываемым карданным валом и ведущими колесами автомобиля (414);
г - радиус колеса (0278 м).
Число зубьев шестерен главной передачи.
Приняв количество зубьев ведущей шестерни (для легковых автомобилей =5-10; для грузовых автомобилей и автобусов =6-14) определяют количество зубьев ведомой шестерни
Конусное расстояние:
где: - передаточное число первой передачи коробки передач
Техническая частота колебаний:
Расчет проводиться для передней и задней подвески.
где: f - статический прогиб упругого элемента подвески см;
Техническая частота колебаний определяется для передней и задней подвесок. Для этого выбирают статический прогиб передней подвески =8-12 см.
Статический прогиб для передней подвески fn=11 см
Статический прогиб задней подвески определяют из соотношений:
для автобусов =(10-12) ;
Для задней подвески - =11*11=121 см
Определенное значение технической частоты колебаний подвески должно лежать в следующих пределах 70-100 колебмин;
7 Рулевое управление
Момент сопротивления повороту:
где: - полный вес приходящийся на управляемые колеса (836404 Н);
- коэффициент сопротивления качению (=002);
- плечо обкатки м (=008 м);
г-радиус колеса (0278 м);
- коэффициент сцепления шин с дорогой ( =08);
- к.п.д. рулевого управления (=078).
8 Тормозное управление
Максимальный тормозной момент рассчитывают для передних и задних тормозов по следующей формуле
Расчет производят для переднего моста и задней тележки.
где: - вес приходящийся на тормозящее колесо Н;
— коэффициент сцепления шин с дорогой ( =08);
- коэффициент перераспределения масс (для передних тормозов =15..20; для задних тормозов -05 07).
Вес приходящийся на колесо = 4267 кг = 4181 Н
Для переднего моста:
Вес приходящийся на колесо = 3033 кг = 2972 Н
На этом теоретический расчет закончен